設(shè)計狹小礦井巷中帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動裝置

設(shè)計狹小礦井巷中帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動裝置,設(shè)計,狹小,狹窄,礦井,巷中帶式,運(yùn)輸機(jī),傳動,裝置 目 錄 一、設(shè)計任務(wù)書； 二、傳動比的方案的擬定； 三、電動機(jī)的選擇及傳動設(shè)置的運(yùn)動和動力參數(shù)計算； 四、確定傳動裝置的總傳動比及其分配 五、計算傳動裝置的運(yùn)動及其運(yùn)動參數(shù) 六、傳動零件的設(shè)計計算； 七、軸的設(shè)計； 八、鍵聯(lián)接的選擇和計算； 九、滾動軸承的選擇和計算； 十、聯(lián)接器的選擇； 十一、參考資料; 一． 設(shè)計任務(wù)書 1.題目：設(shè)計狹小礦井巷中帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動裝置。 2.設(shè)備工作條件：坑下工作，狹小、多灰、潮濕、空氣流通條件差,載荷有輕微沖擊,每日工作三班,工作5年,允許運(yùn)輸帶誤差小于5%.可使用三相交流電源. 3.原始數(shù)據(jù): 滾筒直徑380mm 運(yùn)輸帶速0.70m/s 滾筒軸有效圓周力5KN 二、傳動比的方案的擬定 根據(jù)任務(wù)書要求，裝置通過一個二級圓錐圓柱齒輪和一個鏈條聯(lián)接來完成減速功能．二級圓錐圓柱齒輪減速器完成主要減速，鏈條實(shí)現(xiàn)較小的傳動比以及實(shí)現(xiàn)遠(yuǎn)距離傳動．具體傳動方案圖如下： 計算及說明 結(jié)果 三、電動機(jī)的選擇及傳動設(shè)置的運(yùn)動和動力參數(shù)計算 1、由任務(wù)書可知，根據(jù)其工作條件和要求，使用三相交流電，380V，Y型。 2、選擇電動機(jī)的容量（由原始數(shù)據(jù)得） 工作功率為： 輸入軸到傳送帶的傳動功率為： 其中式中：分別為聯(lián)軸器、 滾動軸承（每對）、錐齒輪和圓柱齒輪、鏈傳動、卷筒的效率。 （為減速箱所需功率） 3、確定電機(jī)的轉(zhuǎn)速 根據(jù)推薦的傳動比合理范圍，取鏈傳動的傳動比，二級圓錐圓柱齒輪的傳動比 計算及說明 結(jié)果 ，故推薦合理的總傳動比為i=20~150, 故電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1000，1500，3000 又由 綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、價格、重量，最后選定電動機(jī)的機(jī)型為Y132M2-6。 四、確定傳動裝置的總傳動比及其分配 總傳動比： 由于 所以有 式中分別為鏈傳動和減速器的傳動比。 為了鏈傳動的傳動外廓尺寸不致過大，初步取，則減速器的傳動比為： 其中圓錐圓柱齒輪傳動比 根據(jù)機(jī)械工程手冊查得所選電機(jī)主要參數(shù)如下： 防護(hù)等級 IP44 安裝形式 B3 極數(shù) 6 額定功率 5.5kw 轉(zhuǎn)速 （r/min） 960 電壓 （V） 380 額定電流 （A） 6.5 效率 （%） 85.3 功率因數(shù)cosφ .78 轉(zhuǎn)動慣量 0.0449 噪聲（dB(A)） 71 重量（kg） 85 最大長度mm 515 最大寬度mm 350 最大高度mm 315 計算及說明 結(jié)果 圓柱斜齒輪傳動比 五、計算傳動裝置的運(yùn)動及其運(yùn)動參數(shù) 電機(jī)額定輸出功 率 輸入軸輸入功率與扭矩： 中間軸輸入功率與扭矩： 輸出軸輸入功率與扭矩： 滾筒輸入功率： 計算及說明 結(jié)果 六、傳動零件的設(shè)計計算 1. 高速級錐齒輪的設(shè)計計算 1) 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不很高，故選用7級精度（GB10095-88）。 2) 材料選擇。選擇硬齒輪，大小齒輪的材料都為40C（表面淬火），硬度為范圍48～55(HRC)，硬度取為52 (HRC)。 3) 選擇小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒輪齒數(shù)，小齒輪轉(zhuǎn)速，大齒輪轉(zhuǎn)速 4) 計算常數(shù)及其接觸壓力設(shè)計 ①、初設(shè)(通常取0.25~0.35)， 由， 查表得： ②、應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： ③、查圖表得： ④、取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由公式得： 相關(guān)數(shù)據(jù)引自《機(jī)械設(shè)計》與《機(jī)械零件設(shè)計手冊》。 計算及說明 結(jié)果 ⑤、試取K=1.55 ⑥、圓周速度: 齒寬: ⑸齒輪彎曲強(qiáng)度設(shè)計 ①、查表得小齒輪的彎曲65疲勞強(qiáng)度極限 ; 查手冊有: ②、取彎曲安全系數(shù)S=1.4;則有 ③、查表有:齒型系數(shù) ④、計算大小齒輪的,并比較 計算及說明 結(jié)果 ; 注:設(shè)計計算時去較大者 ⑤、設(shè)計計算: 所以,取標(biāo)準(zhǔn)值m=2.5; ⑥、大端分度圓直徑: ⑦ 節(jié)圓錐角: ⑧ 大端齒頂圓直徑: ⑨ 齒厚: ⑩ 潤滑：由于齒輪的圓周速度小于12m/s,將大齒輪浸入油池中進(jìn)行浸油潤滑,由于是斜齒輪,應(yīng)至少浸入齒寬的一半． 即校核接觸疲勞強(qiáng)度。錐齒輪的的模數(shù)可定為2。則齒輪的基本參數(shù)如下： m=2.5mm mm Re=78.28mm 計算及說明 結(jié)果 2、圓柱斜齒輪設(shè)計計算 1) 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）。 2) 材料選擇。選擇硬齒輪，大小齒輪的材料都為40C（表面淬火），硬度為范圍48~55(HRC)，硬度取為52 (HRC)。 3) 選擇小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，小齒輪轉(zhuǎn)速， 大齒輪轉(zhuǎn)速，初選螺旋角。 4) 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 　　　 因?yàn)榇?、小齒輪均為硬齒面，故宜選取稍小的齒寬系數(shù)，現(xiàn)取。 i、試選；選取區(qū)域系數(shù)； ii、查得材料彈性系數(shù)； 查得； 查表得: iii、計算循環(huán)應(yīng)力次數(shù): 計算及說明 結(jié)果 查表得： 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1； 許用接觸應(yīng)力： iv、計算 a、計算小齒輪分度圓的直徑，有公式得 = v、計算圓周速度： vi、計算齒寬和模數(shù) vii、計算縱向重合度 viii、計算載荷系數(shù)K 查表得：Ka=1.25，Kv=1.03， 計算及說明 結(jié)果 故： ix、按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得 計算模數(shù)：1.98mm 5) 按齒跟彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計 I、 II、查表得：齒輪的疲勞強(qiáng)度極限 彎曲疲勞壽命系數(shù)及安全系數(shù)： 彎曲疲勞許用應(yīng)力： III、比較大小齒輪的并去較大者進(jìn)行計算 ， 計算及說明 結(jié)果 IV、設(shè)計計算： 對比計算結(jié)果，由于接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)Mn與齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的齒面相差不大，取標(biāo)準(zhǔn)值Mn=2mm. 取分度圓， ，取整則： ，取整 6) 幾何尺寸計算 中心距： 將中心距圓整后得： 按圓整后的中心距修正螺旋角 計算及說明 結(jié)果 齒厚：因?yàn)橹蹈淖儾淮?，故參?shù) 圓整后，取 大小齒輪的分度圓直徑為： 滿足接觸強(qiáng)度和彎曲強(qiáng)度。 設(shè)計結(jié)果主要參數(shù)： ； ； ； ； ； 計算及說明 結(jié)果 3、鏈傳動的設(shè)計 1) 選擇鏈傳動齒數(shù) 假定鏈速v=0.6~3m/s，由表選取小鏈輪齒數(shù)為；從動鏈輪子齒數(shù)。 2) 計算功率 由表查得工作情況系數(shù)故 3) 初定中心距，則鏈節(jié)數(shù)為： 4) 確定鏈節(jié)的節(jié)距p 查得小鏈輪齒數(shù)系數(shù) ，選擇單排，查得故得所需傳遞的功率為 根據(jù)小鏈輪轉(zhuǎn)速及功率，選取鏈號為16A單排鏈。同時查得節(jié)距p=25.40mm. 相關(guān)數(shù)據(jù)引自《機(jī)械設(shè)計》與《機(jī)械零件設(shè)計手冊》。 計算及說明 結(jié)果 5) 確定鏈長L及中心距a 中心距減小量 實(shí)際中心距 取。 6) 驗(yàn)算鏈速 與原假設(shè)相符。 7) 驗(yàn)算小鏈輪轂孔 8) 查得小鏈輪轂孔許用直徑，大于減速成器輸出軸軸徑46mm,故全適。 9) 作用在軸上的壓軸力 計算及說明 結(jié)果 有效圓周力 按水平面置取壓力系數(shù)，故 鏈傳動設(shè)計結(jié)果主要參數(shù)為： 鏈號為16A單排鏈 P=25.40mm a=1019mm 計算及說明 結(jié)果 七、軸的設(shè)計 1. 輸入軸的計算： 按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計算初步估算軸的最小直徑： 根據(jù)參考其它減速箱的值，把輸入軸的最小直徑定為18mm，滿足抗扭強(qiáng)度。 2. 中間軸的計算： 首先按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度初步估算軸的最小直徑 根據(jù)最小直徑及參照其它減速箱設(shè)計后，確定了各階梯的直徑，其中最小處直徑為25mm 中間軸的效核圖：如下 選取軸的材料為40Cr，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機(jī)械工程手冊查得，取， 輸入軸滿號扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度要求。 中間軸滿足扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度要求。 計算及說明 結(jié)果 根據(jù)圖可知，D截面為最危險的截面。 3. 輸出軸計算：按抗扭強(qiáng)度計算出最小直徑： 則取輸出軸的最小值為30mm。 計算及說明 結(jié)果 鏈小輪的轂孔長為40mm，為保證軸端擋圈只壓在齒輪上，該段軸應(yīng)小于40mm，根據(jù)滾動軸承的參數(shù)和端蓋厚度和擋油環(huán)的厚度可確定軸階梯的長度為89mm，根據(jù)大斜齒輪的厚度為35mm，可以確定該段為34mm，為方便裝拆和軸潤滑，故在端蓋帶軸的長度為12mm，依據(jù)擋油環(huán)的長度和軸承長，可取從軸端到齒輪連接處長為40mm，在根據(jù)對對中性，取其余的長度。 輸出軸的校核:輸出軸受力分析圖（附圖一） 由受力平衡得： 圓柱齒輪受的圓周力為 所受徑向力為 所受軸向力為： 根據(jù)軸上各段的彎矩分析， 計算及說明 結(jié)果 彎矩：在水平方向上 在鉛垂面上 總彎矩： 由上敘數(shù)據(jù)表明，軸的B截面為危險面。 軸的轉(zhuǎn)矩已知， 所以合理，安全。 由于式作時扭轉(zhuǎn)切就力為脈動循環(huán)變應(yīng)力所以，查表取得：α=0.6。 查表得40Cr的許用 許用彎曲應(yīng)力為： 。 （機(jī)械設(shè)計教材） 輸出軸滿足符彎扭強(qiáng)度 計算及說明 結(jié)果 八、 鍵、銷聯(lián)接的選擇和計算 此減速箱共有六處鍵聯(lián)接，由于安裝精度要求，均采用普通平鍵聯(lián)接。依照輸入軸聯(lián)軸器上、輸入軸圓錐齒輪處、中間軸圓錐齒上、輸出軸斜齒輪上、輸出軸鏈聯(lián)接處依次編號，設(shè)為鍵1~5。 設(shè)為第i個鍵處的軸徑；為第i個鍵的鍵寬；為第i個鍵的鍵寬；為第i個鍵的鍵長；為第i個鍵的工作長度；為第i個鍵的擠壓應(yīng)力。 根據(jù)軸徑大小，、、、、和與鍵聯(lián)接的軸段和輪轂長的選擇鍵的基本尺寸如下： ，，； ，，； ，，； ，，； ，，； 根據(jù)k=0.5h,l=L-b,代入下式： ； 依次算得： 普通平鍵 摘自GB/T1095-1979(1990年確認(rèn)有效） 查機(jī)械設(shè)計書得： 由于齒輪和軸的材料都是鍛鋼， 取平均值： 計算及說明 結(jié)果 由于鍵4不滿足擠壓強(qiáng)度，考慮到相差較大，改用雙鍵，相隔180°布置。雙鍵的工作長度。重新算得： 所以滿足條件。 由于輸出軸與鏈條小齒輪聯(lián)結(jié)，再考慮到強(qiáng)度比較大，故用雙鍵，相隔180°布置。雙鍵工作長度為 定位銷的選擇，由于機(jī)座凸源厚度為12mm,所以選 銷B117-86 。 鍵1滿足擠壓強(qiáng)度 鍵2滿足擠壓強(qiáng)度 鍵3滿足擠壓強(qiáng)度 鍵4滿足擠壓強(qiáng)度 鍵5滿足擠壓強(qiáng)度 計算及說明 結(jié)果 九、滾動軸承的選擇和計算 此減速箱共用到了三對滾動軸承。由于滾動軸承在減速器工作時即受到了較大的徑向力，同時也受到了軸向力，考慮到安裝時要調(diào)整游隙，均采用圓錐滾子軸承。根據(jù)軸的設(shè)計尺寸選用三組軸承如下： 1. 輸入軸上軸承 軸承代號30205 主要參數(shù)（mm）: 尺寸\d=25 尺寸\D= 52 尺寸\T= 16.25 尺寸\B=15 尺寸\C=13 一對 2. 中間軸上軸承 軸承代號30205 主要參數(shù)（mm）: 尺寸\d=25 尺寸\D= 52 尺寸\T=16.25 尺寸\B=15 尺寸\C=13 一對 3. 輸出軸上軸承 軸承代號32007 主要參數(shù)（mm）: 尺寸\d= 30 尺寸\D= 62 尺寸\T=17.25 尺寸\B=16 尺寸\C=14 一對 查機(jī)械設(shè)計手冊， 摘自GB/T297-94 計算及說明 結(jié)果 4. 軸承的潤滑： 由于所用(軸承的d,和軸承的轉(zhuǎn)速n)，所以本減速器軸承全為脂潤滑 5. 輸出軸承的壽命計算 軸承代號 32007 在做軸設(shè)計時已得,軸向載荷,由于力的相互作用，對軸承的軸向載荷也為1290N， 徑向力 載荷圖如上 現(xiàn)計算派生軸向力： 查<<機(jī)械設(shè)計>>: 圓錐滾子軸承的脂潤滑和油潤滑臨界值為 查機(jī)械設(shè)計手冊， 摘自GB/T297-94 .e=0.37,x=0.4,y=1.6 C=32.2KN 計算及說明 結(jié)果 由于 所以軸承2被壓緊，軸承1被放松， 又由于 ， 所以查表得： 故動載荷： 因?yàn)?，所以軸承2壽命短些。 所以壽命效核合格。 　　　　 軸承壽命效核滿足 計算及說明 結(jié)果 十、聯(lián)接器的選擇 1. 類型選擇 為了隔離振動與沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。 2. 載荷計算 公稱轉(zhuǎn)矩 查表得，故計算轉(zhuǎn)矩為： 3. 型號選擇 從GB 5014-85中查得HL1型彈型套柱銷聯(lián)軸器的許用轉(zhuǎn)矩為160N·m,許用最大轉(zhuǎn)速為7100r/min。 相關(guān)數(shù)據(jù)參照《機(jī)械設(shè)計書》 轉(zhuǎn)速與轉(zhuǎn)矩皆滿足要求 計算及說明 結(jié)果 十一、參考資料 [1] 龔桂義 主編《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》北京 高等教育出版社 2005年10月第20次印刷 [2] 龔桂義 主編《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計圖冊》 北京 高等教育出版 2006年8月第26次印刷 [3] 濮良貴 紀(jì)名剛 主編 《機(jī)械設(shè)計》北京 高等教育出版 2006年4月第10次印刷 [4] 孫桓 陳作模 主編 《機(jī)械原理》 北京 高等教育出版 2004年3月第5次印刷 [5] 唐增寶 何涌然 劉安俊 主編 《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計》 (第二版) 華中理工大學(xué)出版 2000年6月第5次印 30