帶式運輸機傳動裝置設計

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1、帶式運輸機傳動裝置設計 1. 工作條件 連續(xù)單向運轉，載荷有輕微沖擊，空載起動；使用期 5年，每年300個工作日，小批 量生產(chǎn)，單班制工作，運輸帶速度允許誤差為土 5% 1-電動機；2-聯(lián)軸器；3-展開式二級圓柱齒輪減速器；4-卷筒；5-運輸帶 題目B圖帶式運輸機傳動示意圖 2.設計數(shù)據(jù) 學號一數(shù)據(jù)編號 11-1 12-2 13-3 14-4 15-5 運輸帶工作拉力F （ kN ） 運輸帶工作速度v （ m/s） 卷筒直徑D （ mm ） 380 360 340 320 300 3.設計任務 1） 選擇電動機

2、，進行傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算。 2） 進行傳動裝置中的傳動零件設計計算。 3） 繪制傳動裝置中減速器裝配圖和箱體、齒輪及軸的零件工作圖。 4） 編寫設計計算說明書。 二、電動機的選擇 1、 動力機類型選擇 因為載荷有輕微沖擊，單班制工作，所以選擇 丫系列三相異步電動機。 2、 電動機功率選擇 （1）傳動裝置的總效率： （2）電機所需的功率： 3、 確定電動機轉速 計算滾筒工作轉速： 因為ia 8~40 所以 nd ia nw 8~ 40 50.76 406.08 ~ 2030.4 r/min 符合這一范圍的同步轉速有 750、1000、和1500r/min。

3、 根據(jù)容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號， 因此有三種傳動比方案， 綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第 2方案 比較適合，則選 n=1000r/min。 4、 確定電動機型號 根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為 Y132M2-6 其主要性能：額定功率；滿載轉速 960r/min ;額定轉矩；質量63kg。 三、計算總傳動比及分配各級的傳動比 1、 總傳動比 2、 分配各級傳動比 查表可知 i1 1.4i2 所以 i1 .. 1.4i1.4 18.91 5.16 四、動力學參數(shù)計算 1、

4、 計算各軸轉速 2、 計算各軸的功率 Po= P電機= Pl=p 電機Xn仁x = KW Pi =P Xn 2= xx = KW Pm =R Xn 3= xx = piv = xx = 3、計算各軸扭矩 T 零=9550P/n=4377 N ? mm T=x 106P/ni=4333 N ? mm Ti =x 106Pi /n ii = 21500N ? mm Tii =x 106Pii /n iii =75520 N ? mm Tv =9550x 106 P v/n v =74025 N ? mm 五、傳動零件的設計計算 1. 選精度等級、材料及齒數(shù) 1) 材

5、料及熱處理； 選擇小齒輪材料為40Cr (調質)，硬度為280HBS大齒輪材料為45鋼(調質)，硬 度為240HBS二者材料硬度差為 40HBS 2) 精度等級選用7級精度； 3) 試選小齒輪齒數(shù)z1 = 24,大齒輪齒數(shù)z2= 124的； 2. 按齒面接觸強度設計 因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算。按 式(10— 21)試算，即 2 KtT U 1 Ze d u C H 選定載荷Kt 1.3 計算扭矩T1 43.77N * m 7級精度； z1 = 20 z2 = 96 3. 確定公式內的各計算數(shù)值 (1) 試選Kt = (

6、2) 由［1］表10 — 7選取尺寬系數(shù) d = 1 (3) 由［1］表10 — 6查得材料的彈性影響系數(shù) Ze= (4) 由［1］圖10 — 21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極c Hlim1 = 600MPa大齒輪的解除疲勞強度極限C Hlim2 = 550MPa (5) 由［1］式10 — 13計算應力循環(huán)次數(shù) N1 = 60n 1jLh = 60 x 960x 1 x( 1x 8x 300x 5)= 6.912 108 N2 = N1/ =x 10e8 N3= x10e8 N4=N3/= x 10e8 此式中j為每轉一圈同一齒面的嚙合次數(shù)。 Ln為齒輪的工作壽命

7、，單位小時 (6) 由［1］圖10— 19查得接觸疲勞壽命系數(shù) KHN仁 KHN舉 KHNS KHN車 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 ［ ［ 1 %,安全系數(shù)S= 1,由式（10- 12）得 a h]1 =x 600MPa= 552MPa a h]2 550MP* 517MPa [a h]3 = X 600MP* 564MPa [a h]4 550MP年 539MPa 計算高速軸 試算小齒輪分度圓直徑 d1t 3 d1t > 2.32* . K" u 1 2 Ze d u aH 3 3.2 517 計算圓周速度 v= n d

8、1tn2 =n 5Q.Q92 960 =s 60 1000 60 1000 計算齒寬b及模數(shù)m b= dd1t=1 X = d1t 50.029 m=JL = = Z1 24 h==x = b/h== K 由［1］表10— 2已知載荷平穩(wěn)， 根據(jù)v=s,7級精度，由［1］圖 計算載荷系數(shù) —4查得7級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時 齒輪的相同 所以取 KA=1 10— 8查得動載系數(shù) KV=由［1］表10 Khb的計算公式和直 = 2.32* ..「3 也77 103 3?2 1 低.8 使用系數(shù) K A=1 由 b/h二,Khb= 查[1]表

9、10—13查得Kfb = 由[1]表 10— 3 查得 KHa =KHa =1。 故載荷系數(shù) K=K aKvKhu KhB =XX 1X = 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由 [1]式（10— 10a）得 3 3 d1= du , K/Kt =50.092 .1.79/1.3 mm= 計算模數(shù)m m d1=50^mm= z1 24 由［1］圖10-20c查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限 a F1=500Mpa大齒輪得 彎曲疲勞極限強度a F2=380MPa 由[1]10-18查得彎曲壽命系數(shù) KFN1二 計算彎曲疲勞許用應力 取安全系數(shù)S=見[1]表10-12

10、得 0.85*500 [a F1]= (KFN1*a F1) /S= = 1.4 0.9* 380 [a F2]= ( KFN2*a F2) /S= = 1.4 計算載荷系數(shù) K=KAK/K= a Kf p =1 XX 4 X = 查取應力校正系數(shù) 由表 10— 5 查得 Ysa1=; Ysa2= 查取齒形系數(shù) YFa1= YFa2 = 計算大、小齒輪的并 YFaYSa加以比較 aF KFN2= Y Fa1YSa1 = 2.65 1.58 aF 1 303.57 YFa2Ysa2 _ 22.16 1.81 244.29 "f 2 設計計算 m> 廠「51

11、2 4.377* 10e4 0.01600 = 1 242 對結果進行處理取m=2 Z1=d1/m=2^ 26 Z2=u* Z1=*26 ?135 幾何尺寸計算 計算分度圓直徑 中心距 d1=z1m=26*2=52mm d2=z1m=135*2 =270mm a=(d1+d2)/2=(270+52)/2=161 計算齒輪寬度 b= dd1 =52mm 計算低速軸 試算小齒輪分度圓直徑 d1t 3 1 2 D2t > 2.32* K" U 1 Ze V d u aH 3 3 2 1.3 215 103 3.2 1 189.8 = 2.32* . \ 1

12、3.2 539 計算圓周速度 v= n d2tn2 n 82?82 186.5=s 60 1000 60 1000 計算齒寬b及模數(shù)m m^-=— zA 24 h==x = b= dd1t=1 x = d!t 82.82 b/h== 計算載荷系數(shù)K 由［1］表10— 2已知載荷平穩(wěn)，所以取 KA=1 根據(jù)v

13、=s,7級精度，由［1］圖10— 8查得動載系數(shù)KV=由［1］表10 —4查得7級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時 Khb的計算公式和直 齒輪的相同 使用系數(shù) K A=1 由 b/h=， Khb= 查［1］表10—13查得Kfb = 由［1］表 10— 3 查得 KHa =KHa =1。 故載荷系數(shù) K=K aKvKhu KhB =XX 1X = 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由 ［1］式(10— 10a)得 3 3 , d1= 小牡；K/Kt =82.82 ,0.9/1.3 mm二 計算模數(shù) m m ^1=71.32 mm= Z1 24 由［1］圖10-20

14、c查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限 a F1=500Mpa大齒輪得 彎曲疲勞極限強度c F2=380MPa 由［1］10-18 查得彎曲壽命系數(shù) KFN3二 KFN4二 計算彎曲疲勞許用應力 取安全系數(shù)S=見［1］表10-12得 ［a F1］= (KFN1*a F1) /S= 0.9* 500 = 1.4 0.95*380 ［a F2］= ( KFN2*a F2) /S= = 1.4 計算載荷系數(shù) K=KAK/Kz a Kf 3 =1 XX 1 X = 查取應力校正系數(shù) 由表 10— 5 查得 Ysa3=; Ysa4= 查取齒形系數(shù) YFa4 YFa3 = 計算大

15、、小齒輪的并YfaY1加以比較 aF Y Fa1YSa1 = 2.65 1 .58 = aF 1 32143 YFa2Ysa2_2.2 1.78 _ （tf 2 257.86 設計計算 0.9 215*10e4 1 242 ? .015186 = 對結果進行處理取m= 取3 Z1=d1/m=3^ =28 Z2=u* Z1=*28 ?102 幾何尺寸計算 計算分度圓直徑 中心距 d1=z1m=28*3=84mm d2=z1m=102*3 =306mm a=(d1+d2)/2=(306+84)/2=195 計算齒輪寬度 b= dd1 =84mm 六、軸

16、的設計計算 1總結以上的數(shù)據(jù) 功率 轉矩 轉速 齒輪分度圓 直徑 壓力角 -m 1430r/mi n 42mm 20 L=189mm D1-2=25mm L1-2=12mm D2-3=30mm 2求作用在齒輪上的力 Fr=Ft*tan =*tan20 = 3初步確定軸的直徑 先按式[1]15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為 45號鋼。根據(jù)表[1]15-3 選取A=112。于是有 4聯(lián)軸器的型號的選取 查表[1]14-1,取Ka二則； Tca=Ka*T3=*= - m Tca=Ka*T3=*= - m 按照計算轉矩Tea應小于聯(lián)軸

17、器的公稱轉矩的條件，查標準 GB/T5843-2003 （見表[2]8-2 ）,選用GY2型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為 63 N - 半聯(lián)軸器的孔徑 d1=16mm .固取d“2=16mm 4聯(lián)軸器的型號的選取 查表[1]14-1,取Ka二則； Tea=Ka*T3=*= - m 按照計算轉矩Tea應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩的條件，查標準 GB/T5843-2003 （見表[2]8-2 ）,選用GY2型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉矩為 63 N - m 半聯(lián)軸器的孔徑di=16mm .固取di-2=16mm 見下表 5.軸的結構設計 A擬定軸上零件的裝配方案 B根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各

18、段直徑和長度 a為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求 1-2軸段右端要求制出一軸肩；固取 2-3段 的直徑d2-3=18mm左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑 D=2C。半聯(lián)軸器與 軸配合的轂孔長度Li=42mm , 為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，固取 1-2斷的長度應比 Li略短一些，現(xiàn)取 Li-2=40mm b初步選擇滾動軸承。 考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當量摩擦系數(shù)最少。在高速 轉時也可承受純的軸向力，工作中容許的內外圈軸線偏斜量〈 =8-16〉大量生產(chǎn) 價格最低固選用深溝球軸承，又根據(jù)d2-3=18mm所以選6004號軸承。右

19、端采用軸肩 定位 查[2] 又根據(jù)d2-3=18mn和上表取d3-4=20mm c 取安裝齒輪處的軸段 4-5的直徑d4-5=25mm d軸承端蓋的總寬度為15m m（由減速器和軸承端蓋的機構設計而定） 根據(jù)軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器的距離為 25mm固取L2-3 =40mm，c=15mm考慮到箱體的制 Ft = Fr = GY2凸緣聯(lián)軸器 Ka= Tea二? m d1=16mm 造誤差，在確定軸承的位置時，應與箱體的內壁有一段距離 s,取s=8mm 已知滾動軸承的寬度T=12mn小齒輪的輪轂長L=50mm貝V L3-4 =12m m

20、至此已初步確定軸得長度 有因為兩軸承距離為 189，含齒輪寬度所以各 軸段都已經(jīng)確定，各軸的倒角、圓角查表 [1 ]表15-2 取 七、滾動軸承的選擇及校核計算、 根據(jù)要求對所選的在低速軸 3上的兩滾動軸承進行校核，在前面進行軸的計算時 所選軸3上的兩滾動軸承型號均為 61809，其基本額定動載荷 Cr 4650 N，基本 額定靜載荷Cr 4320N?，F(xiàn)對它們進行校核。由前面求得的兩個軸承所受的載荷分 別為 FNH1=758N FNV1 = FNH2= FNV2= 由上可知軸承2所受的載荷遠大于軸承 2,所以只需對軸承2進行校核，如果軸承 2滿足要求，軸承1必滿足要求。 1

21、）求比值 軸承所受徑向力 Fr -1600.22 6 97.232 N 1745.5N 所受的軸向力 Fa 0N 它們的比值為 —0 F r 根據(jù)［1］表13-5，深溝球軸承的最小e值為，故此時Fa e。 Fr 2）計算當量動載荷 P,根據(jù)［1］式（13-8a） P fp（XFr YFa） 按照［1］表 13-5，X=1，Y=0,按照［1］表 13-6， fP 1.0 ~ 1.2， 取fP 1.1。則 3）驗算軸承的壽命 按要求軸承的最短壽命為 （工作時間），根據(jù)［1］ Lh -0—（存） 60 n 皿 P 53042 h 46720 取3）所以所選的軸承 8

22、h 46720h Lh 2 8 365 （13-5 ） 10 6 60 93.1r/m in h 61909滿足要求。 八、鍵連接的選擇及校核計算 込）3 1920 （ 3對于球軸承 按要求對低速軸3上的兩個鍵進行選擇及校核。 1）對連接齒輪4與軸3的鍵的計算 （1） 選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸 一般8以上的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故可選 用圓頭普通平鍵（A型）。 根據(jù)d=52mm從 ［1］表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度 b=16mm高度h=10mm由 輪轂寬度并參照鍵的長度系列，取鍵長 L=63mm （2） 校核鍵聯(lián)接的強

23、度 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由［1］表6-2查得許用擠壓應力［p］ 100~120MPa， 取平均值，［p］ 110MPa。鍵的工作長度l=L-b=63mm-16mm=47m

24、鍵連接。 根據(jù)d=35mn從［1］表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度 b=10mm高度h=8mm由半 聯(lián)軸器的輪轂寬度并參照鍵的長度系列，取鍵長 L=70mm （2） 校核鍵聯(lián)接的強度 鍵、軸和聯(lián)軸器的材料也都是鋼，由［1］表6-2查得許用擠壓應力 ［p］ 100~120MPa ， 取其平 均值，［p］ 110MPa 。 鍵的工 作長度 l=L-b=70mm-10mm=60mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 k==x 8=4mm 根據(jù)［1］式（6-1 ）可得 2T 103 kid 2 266.44 103 4 60 35 MPa 63.4MPa [ p] 110MPa所以所選的

25、鍵滿足強度要 求。 鍵的標記為：鍵 10X 8X 70 GB/T 1069-1979 。 圓頭普通平鍵 (A型) p = 鍵 16X 10X 63 p 九、聯(lián)軸器的選擇及校核計算 本設計的聯(lián)軸器的選擇主要包括了兩個聯(lián)軸器的選擇，第一個是電動機軸與減速器的 輸入主軸的聯(lián)結，根據(jù)文獻 2中的表12-23Y系列電動機的外型尺寸，本設計所選用的電 動機的型號為Y112M-4,可知電動機的輸出主軸的外伸部分的長度 E和直徑D分別是60和 28。又本設計的蝸輪軸的直徑計算最小值為 36.91mm和蝸桿的計算最小直徑為14.69mm 又軸上都裝有鍵，要將尺寸擴大7流右。最終確定的蝸輪軸

26、的直徑和蝸桿軸的直徑分別是 42mn和28mm G艮據(jù)文獻2表8-8彈性套柱銷聯(lián)軸器，最后確定電動機與減速器的輸入軸 間的聯(lián)軸器選擇為LT4型，其標注為LT4聯(lián)軸器YA28 X 62。對于第二個減速器的輸出軸 與工作機的輸入軸之間的聯(lián)軸器減速器選擇 LT7型，其標注為LT7聯(lián)軸器JA42X112。 十、減速器的潤滑與密封 1、 齒輪的潤滑 因齒輪的圓周速度＜12 m/s，所以采用浸油潤滑的潤滑方式。高速齒輪浸入油面高度約個 齒高，但不小于10mm低速級齒輪浸入油面高度約為1個齒高(不小于10mr)i, 1/6齒輪。 2、 滾動軸承的潤滑 因潤滑油中的傳動零件(齒輪)的圓周速度 V》?

27、2m/s所以采用飛濺潤滑。 3、 密圭寸 軸承蓋上均裝墊片，透蓋上裝密封圈。 十一、箱體及附件的結構設計 1、 減速器結構 減速器由箱體、軸系部件、附件組成，其具體結構尺寸見裝配圖及零件圖。 2、 注意事項 (1) 裝配前，所有的零件用煤油清洗，箱體內壁涂上兩層不被機油浸蝕的涂料； (2) 齒輪嚙合側隙用鉛絲檢驗，高速級側隙應不小于，低速級側隙也不應小于； (3) 齒輪的齒側間隙最小=，齒面接觸斑點高度＞45%長度＞60% (4) 角接觸球軸承7213C 7218C 7220C的軸向游隙均為?；用潤滑油潤滑； (5) 箱蓋與接觸面之間禁止用任何墊片，允許涂密封膠和水玻璃，

28、各密封處不允許漏油； (6) 減速器裝置內裝CKC15C工業(yè)用油至規(guī)定的油面高度范圍； (7) 減速器外表面涂灰色油漆； (8) 按減速器的實驗規(guī)程進行試驗。 設計小結 如梭的歲月一閃即逝，仍然的光陰更如白駒過隙，轉眼間為其三周的課程設計結束了， 這三周讓我獲益頗多。通過這次課程設計，使我對機械原理有了更深的理解?在這次的設 計中，由于是的一次作設計，缺乏經(jīng)驗，給設計帶來了不必要的麻煩. 課程設計就在我們小組成員的共同努力下即將結束，回顧這幾天來的辛勤努力，再看 一下我們的成果 ,心中充滿了喜悅和一種強烈的集體榮譽感 .. 自己出題目,自己總體設計 , 自己動手把設計圖形化 ,整個

29、過程必須節(jié)節(jié)相扣 , 哪個環(huán)節(jié)出了錯 ,會給整個設計過程帶來 意想不到的困難 , 因此需要每個成員慎之又慎 ,絲毫的麻痹大意都不允許出現(xiàn) .在提交指導 老師審核之前 , 每個細節(jié)都是考慮來考慮去 ,恐怕在某個環(huán)節(jié)上出錯，很可惜我們的設計不 夠理想，不過還好，由此可見 ,在實際生產(chǎn)中 ,設計人員所要承擔的責任有多大 .我們在設 計構成中 ,用到了很多圖形軟件 , 這些軟件幫助我們實現(xiàn)我們的設計意圖 , 通過計算機模擬 現(xiàn)實的方法來實現(xiàn)想象中的運動 .因此到了現(xiàn)在也才知道 , 掌握一種圖形軟件會對設計帶 來巨大的幫助 ,同時也感覺到 ,要想作一個設計師 ,圖形軟件的應用應該能達到得心應手的 程度才

30、算合格 , 這也是對我們提出的要求 . 可惜的是, 以前時間浪費了許多 ,沒有能夠充分 利用時間來學習 , 以至于現(xiàn)在作圖時困難重重 ,甚至感到力不從心 .故在學習本專業(yè)的同時 能夠掌握一兩種圖形軟件的應用 ,會對將來走向設計師的職業(yè)有莫大的幫助 . 而最重要的 就是, 既然是機械課程設計 , 如果對所學專業(yè)理解和掌握的不好，對于設計而言將會困難重 重. 課堂上的東西到了現(xiàn)在才算有了更深的理解 , 很多原來不明白的地方到了現(xiàn)在也才算 想通了, 這可算是一個跳躍 . 但歸到底 , 要想設計出好的作品并能應用到生產(chǎn)實踐中的話 , 必須將現(xiàn)在的課程教育與動手實踐結合起來 , 我們認為這也是這次課程設

31、計的目的所在 , 現(xiàn)在或許會失敗 ,那可能還無所謂 , 但是如果將來還失敗的話 ,那會給社會帶來資源的浪費 無論是人力還是物力 . 所以我們必須好好學習本專業(yè)課程 , 同時重視平時的動手實踐機會 . 要學會將理論與實踐相結合最后也算是給本篇作個總結 ,也是對這次課程設計的總結 . 通 過這次課程設計 , 我們學會了不少東西 ,正像上面所說的 ,團結協(xié)作的意識 ,課程以外知識 的學習, 以及課程與實踐結合的意識 ,都是我們所能親身感覺到的 ,沒有多方面的知識做基 礎,要想成功簡直是妄想 . 所以在課程設計結束的同時提醒大家多多重視這次難得的實踐 機會. 參考文獻 [1] 濮良貴、紀名剛．機械設計（第八版） ．北京：高等教育出版社， 2006． [2] 龔溎義、羅圣國．機械設計課程設計指導書（第二版） ．北京：高等教育出版社， 1990． [3] 吳宗澤、羅圣國．機械設計課程設計手冊（第二版） ．北京：高等教育出版社， 1999． [4] 陳鐵鳴．新編機械設計課程設計圖冊．北京：高等教育出版社， 2003．