带式运输机传动装置方案二展开式.docx
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带式运输机传动装置方案二展开式
机械设计课程设计计算说明书
设计题目:
带式运输机传动装置的设计
材料学院系V院)
09成型四班
设计者:
欧阳武光
指导教师:
刘琼
2018年6月9日
(长安大学材料学院>
机械课程设计课程设计任务书
题目:
带式运输机传动装置的设计
1.带式运输机工作原理
2.已知条件
1)工作条件:
两班制,连续单向运转,载荷较平稳,室内工作,有灰尘,环境最高温度3
5C;
2)使用折旧期;8年;
3)检修间隔期:
四年一次大修,两年一次中修,半年一次小修;
4)动力来源:
电力,三相交流电,电压380/220V;
5)运输带速度容许误差:
土5%
6)制造条件及生产批量:
一般机械厂制造,小批量生产。
3设计数据
参数
运输带工作拉力F/KN
4000
运输带工作速度v/(m/s>
11.6
卷筒直径D/mm
400
注:
运输带与卷筒之间卷筒轴承的摩擦影响已经在F中考虑。
4.传动方案
一、传动装置的总体设计
二、传动件的设计计算
三、减速器装配草图的设计
四、轴的设计计算
五、装配草图
六、减速箱体的结构尺寸
七、润滑油的选择
八、转配图和零件图
附录参考文献
一、传动装置的总体设计
1、传动方案的确定
在各个传动方案中选择二级展开式圆柱齿轮减速器,其主要特点是:
传动比一般为
8〜40,用斜齿、直齿或人字齿,其中高速级一般用斜齿,低速级可做成直齿,结构简单,应用广泛;它是二级齿轮减速器中应用最广泛的一种,齿轮相对轴承为不对称布置,因而沿齿向载荷分布不均,要求轴有较大的刚度,高速级常用圆柱斜齿轮,低速级可用直齿轮。
高速级齿轮布置应远离输入端,这样,轴的扭转变形将能减小轴的弯曲变形引起的载荷沿齿宽发布不均现象。
用于比较平稳的场合。
如下图为其传动方案简图:
2、电动机的选择
因为动力来源:
电力,三相交流电,电压380/220V;所以选用常用的封闭式系列的一一
交流电动机。
1)电动机容量的选择
1)工作机所需功率Pw由题中条件查询工作情况系数KA
<[1]Pi87表7-3),查得KA=1.4
设计方案的总效率-Ino=ni*n2*n3*n4*n5*n6…F
本设计中的
J——联轴器的传动效率<2个),|——齿轮的传动效率<2对),其中
J=0.99<两对联轴器的效率取相等)」=0.98<123为减速器的3对轴承)
口=0.96<卷筒的一对轴承)|=0.97<两对齿轮的效率取相等)
-=_=■
=0.83
2)电动机的输出功率
Pw=kA*|
Pd=Pw/-|
Pd=7.711KW
2.电动机转速的确定
由v=1.6m/s求卷筒转速nw
V==1.6=>nw=76.43r/min
nd= 因为二级圆柱齿轮减速器的传动比一般为8~40,故电动机转速的可选范围为: nm =n*(8~40>=<764.32〜3821.6)r/min. 综上所述,得出结论: 符合这范围的电动机同步转速有1000、1500两种,通过对比选择同步转速为 1000r/min的较合适,故拟选用电动机类型为: =0.83 Pd=7.711KWnw=76.43r/min Y160M-6——额定功率为11KV,满载转速为=970r/min 由<[2]P167表12-1)查出电动机型号为Y160M- 6,其额定功率为11kW,满载转速940r/min。 基本符合题目所需的要求。 电动机 型号 额定功率/KW 满载转速 r/min 堵转转矩 额定转矩 最大转矩 额定转矩 质里/ Kg Y160M-6, 11 970 2.0 2.0 147 三计算传动装置的运动和动力参数 传动装置的总传动比及其分配 1.计算总传动比 由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为: m/nwnw=76.43nm970r/mini=12.69 2.合理分配各级传动比 由于减速箱是展开式布置,所以i1=<1.3-1.5)i2° 因为i=12.69,取i=13,估测选取i1=4.42i2=2.94 速度偏差为0.5%,所以可行。 3各轴转速、输入功率、输入转矩转速的计算 <1)电动机转轴速度n°=970r/min 咼速In1=彳=970r/min中间轴IIn2=F=219.46r/min 低速轴IIIn3=? =74.95r/min卷筒n4=74.95r/min。 各轴功率 其中,ii2依次为i、n轴,n、川轴间的传动比 <2)各轴功率: 高速I Pi=Fdn01=7.711X0.99X0.98=7.48kw;中间轴II Pi=Pn12=7.48X0.98X0.97=7.11kw; 低速轴III Pii=Pin23=7.11X0.98X0.97Xo.96=6.49kw; n01、n 式中,Pd为电动机轴输出的功率,kw;Pi、Pii、Pii为I、H、川轴的输入功率; 12、n23依次为电动机轴与I轴,i、n轴,n、川轴间的传动效率。 <3)各轴转矩电动机转轴 Td=9550Fd/nm^9550*7.711/970=75.918N•m高速I T=Tdn01=75.918*0.99*0.98=73.655N•m 电动机型号 Y160M-6 传动比13 i1=4.42i2=2.94 各轴速度 n0=970r/minn1=970r/minn2=219.46r/minn3=74.95rr/minn4=74.95rr/min 各轴功率 R=7.48Kw P2=7.11Kw P3=6.49Kw 各轴转矩 Td=75.918N•m T1=73.655N1 中间轴IIT2=309.474 Tii=Tiin12=73.655X4.42X0.98X0.97=309.474N•m低速轴III Trn=Tii2n23=309.474X2.94X0.98X0.97X0.96=830.310N•m; 式中,Td为电动机轴的输出转矩,;Ti、Tii、Tm为I、H、川轴的输入转矩 项目 电动机轴 高速轴1 中间轴II 低速轴III 转速<r/min ) 970 970 219.46 74.65 功率<kW) 7.711 7.48 7.11 6.49 转矩<N•m) 75.918 73.655 309.474 830.310 传动比 1 1 4.42 2.94 、传动件的设计计算 小齿轮传递的转矩。 由前一节运动参数计算,己知 Ti=73.655N-m=7.3655回N-mm Tii=309.474N・m=3.09回N,mm 硬度为240 [1]P114 A高速齿轮的计算 输入功率 小齿轮转速 齿数比 小齿轮转矩 载荷系数 7.48KW 970r/min 4.42 75.918N•mm 1.3 1.选精度等级、材料及齿数 1)材料及热处理; 选择小齿轮材料为40Cr<调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢<调质) HBS,二者材料硬度差为40HBS。 见附录齿轮常用材料及选择原则 2)精度等级选用7级精度; 3)试选小齿轮齿数z1=22,大齿轮齿数z2=99的; 2.按齿面接触强度设计 因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算。 按式7-5计算,即 dt>2.32* 3.确定公式内的各计算数值 1) T2=309.474N' T3=830.310N」 7级精度; z1=22 z2=99 (2)计算圆周速度 V==3.14X57.775X970/(60X1000>=2.93m/s (3)计算齿宽b及模数m bi=0ddit=1X57.775mm=7.775mm mi==丨=2.626mm hi=2.25mti=2.25X2.626=5.91mm冃=: : |=9.78 (4)计算载荷系数K由[1]Pm表7-3已知载荷平稳,所以取Ka=1 Kt=1.3 $d=1 N1=2.235X109 N2=5.046X108 Zn1=0.90 Zn2=0.95 S=1 _i_l1=540Mpaa “2=522.5MP d1t=57.775mm v=2.93m/sb=57.775mmm=2.626mmh=5.91mm b/h=9.78 Ka=1 根据v,7级精度,查得动载系数Kv仁1.10; 查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时Khb的计算公式和直齿轮的相同,查得按接触疲 劳强度计算用齿向载荷分布系数KhbKHB1=1.417再根据齿宽与齿高之比月,查得按弯曲强 度计算用的齿向载荷分布系数[1尸113表7-5查得Kfb1=1.32 查得KHai=Krai=1° 故: 载荷系数K=KKiKHaKHBi=1X1.07x1x1.308=1.559 (5)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径, d1=IHl由于试选的糸数与实际载荷糸数十分相近,不必校正.d=dt=61.382 (6>计算模数mnmni==61.382/22=2.79 4.按齿根弯曲强度设计 由[1]Pii7表7-7 m沁J] i)确定计算参数 由[1]Pi23图7-16查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限dfe=420MP大齿轮的弯曲疲劳强度极限d fe2=340MPi 由[1]Pi26图7-19查表得弯曲疲劳寿命系数Yn1=0.86,Yn2=0.89, 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数S=1.3查[1]Pi43表7-13得 [dF1]= [dF2]= (1)计算载荷系数 11111 Ki=KaiK/1KFaiKfb1=1X1.10X1X1.32=1.452 (2)查取应力校正系数 由表[1]Pii6表7-7查得丨=2.72,=1.57=2.18,_J=1.79 计算大、小齿轮的并,注[|力口以比较 Khbi=1.417 KFB1=1.32 KhaKHa=1.1 K=1.559 d仁61.382mm m=2.79 Yn1=0.90 Yn2=0.93 S=1.3 [dF1]=258Mpa [dF2]=16.14Mpa K=1.452 Ysa仁2.72 Ysa2=1.57 可=2.18 =1.79 a2.72*1.57/258=0.01655 0.01805 2.18*1.79/216.4=0.01805 大齿轮的数值大,所以取 2)设计计算 r>|| 接触疲劳强度的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,取i: : i=2.0mm 已可满足齿根弯曲疲劳强度。 但为了同时满足接触疲劳强度,需按前面接触疲劳强度算得的分度圆直径d来计算应有的齿数。 于是由 吕=61.382/2=30.691取乙=31,贝U乙91送1=31X4.42』137 5.几何尺寸计算 1)计算中心距 d1=Z1m=31*2=62mmd2=Z2m=137*2=274mm aE=<62+274)/2=168mm 2)计算齿轮宽度 I_=1X62mm=62mm 圆整后取B2=62mmB=67mm 3)由此设计有 模数 分度圆直径 齿宽 齿数 小齿轮 2 62 67 31 大齿轮 2 274 62 137 B低速齿的轮计算 输入功率 小齿轮转速 齿数比 小齿轮转矩 载荷系数 7.11KW 219.46r/min 2.94 309.474N-m 1.3 1选精度等级、材料及齿数 1)材料及热处理; 选择小齿轮材料为40Cr<调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢<调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。 =0.01655 3=0.01805 m=2.0 Zi=31 Z2=137di=62d2=274 a=168 B1=62mm B2=67mm 2)精度等级选用7级精度; 3)试选小齿轮齿数z1=24,大齿轮齿数z2=71的; 2•按齿面接触强度设计 因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算[1]Pii4式7-5试算,即 3.确定公式内的各计算数值 (1)试选Kt=1.3[1]P126 (2)由[1]Pii8表7-8选取尺宽系数1 (3)由[1]Pii5表7-6查得材料的弹性影响系数Ze=189.8Mpa (4)由[1]Pi22图7- 15d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限oHlim1=600MPa;大齿轮的解除 疲劳强度极限出佃2=550MPa; (5)由[1]Pii8式7-9计算应力循环次数 8 (II轴上小齿轮>N3=Nb=5.046X10 8 (III轴上大齿轮>N4=60X75X1X(2X8X300X8>=1.728X10 此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。 Lh为齿轮的工作寿命,单位小时 (6)由[1]Pi26图7-18查得接触疲劳寿命系数Zn3=0.95; Zn4=1.07 (7)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%,安全系数S=1,由[1]Pii8式7-8a得 [6h]3=Khn3*oHlimi/S=0.95*600MPa=570Mpa [6h]4=Khn4oHlim2/S=1.07*550MPa=588.5Mpa 4.计算 (8)试算小齿轮分度圆直径dit V= 34 i>计算圆周速度 =3.14X39.101X219.46/(60X1000>=0.74491m/s 2)计算齿宽b及模数m b3=$dd3t=1X39.101mm=9.101mm m3=|=丨=1.629mm 7级 Z1=24 Z2=71 Kt=1.3 $d=1 ZE=189.8Mpa cHlim1=600MPa oHiim2=550MPa 8 N3==5.046X10 N4=1.728X108 Zn3=0.95 Zn4=〔.07 [6h]3=570Mpa [6h]4=588.5Mpa d3t=39.101 V=0.4491m/s34 b3=39.101mm mt=1.629mm =回=10.67 3)计算载荷系数K 由[1]P111表7-3已知载荷平稳,所以取KA=1 根据v,7级精度,由由[1]PW图7-8查得动载系数Kv3=0.96; 由[1]P112表7-4查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时Khb的计算公式和直齿轮的相同, 查得按接触疲劳强度计算用齿向载荷分布系数KhbKhb3=1.417再根据齿宽与齿高之比2,查 得按弯曲强度计算用的齿向载荷分布系数[1]Ph3表7-5查得Kfb3=1.39 由[1]P118表7-5查得KHa3=KFa3=1。 故: 载荷系数K3=KA3K/3KHa3KHP3=1X0.96X1X1.417=1.360 4>按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径, d3==39.101*(1.360/1.3>1/3=39.694mm 5)计算模数m013=|=39.694/24=1.654 6)按齿根弯曲强度设计。 由[1]P117式7-7 4)m确定计算参数由[1]P123图7-16查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 fe4=340MPa 由[1]Pi26图7-19查表得弯曲疲劳寿命系数Yn3=0.89,Yn4=0.92, 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数S=1.3查[1]Pi43表7-13得 [dF3]= [dF4]= (1)计算载荷系数 11111 K3=Ka3Kv3KFa3Kr3=1X0.96X1X1.39=1.3344 1)查取应力校正系数由[1]Pn6表7-7查得Ysa3=2.65。 Ysa4=2.24YFa3=1.58.YFa4=1.75 Ka=1 Kv3=0.96 Khb3=1.417 (1)试选Kt=1.3 (2)选取尺宽系数©d1 (3)查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极 dHlim仁600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限 (4)计算应力循环次数 (I轴上小齿轮> N=60nijLh=60x970x1x(2x8X300X8>=2.235x10123456**9 (II轴上大齿轮> N=60x219x1x(2x8x300x8>=5.046x108 此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。 Lh为齿轮的工作寿命,单位小时 (5)查得接触疲劳寿命系数Zn1=0.90 Zn2=0.95 (6)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%,安全系数S=1,S由[1]P120表7-9的 L^J1=KhndHlim1/S=0.90*600MPa=540Mpa "2=Khn>dHlim2/S=0.95*550MPa=522.5MPa 由[1]P118式7-8a得 2)计算 (1)试算小齿轮分度圆直径d1t
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