課程設計報告帶式運輸機傳動裝置設計

1、帶式運輸機傳動裝置的設計目錄1、 傳動方案擬定42、 電動機的選擇43、 計算總傳動比及分配各級的傳動比64、 運動參數(shù)及動力參數(shù)計算6傳動零件的設計計算1.V帶傳動的設計72.高速級齒輪傳動的設計及校核103.低速級齒輪傳動的設計及校核145、 軸的設計計算 16七、滾動軸承的校核計算25八鍵聯(lián)結的選擇及計算26帶式運輸機傳動裝置設計(第三組）（1） 原始數(shù)據(jù)已知條件：輸送帶工作拉力F=2300 N 輸送帶速度V=1.1m/s 卷筒直徑D=300mm(2) 已知條件1） 工作條件：兩班制工作（每班按8h計算），連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，室內工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35；滾筒效率。2） 使用折

2、舊期：8年。3） 檢修間隔期：4年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修。4） 動力來源：電力，三相電流，電壓380/220V。 5） 輸送帶速度容許誤差：5%6） 制造條件及批量：一般機械廠制造，小批量生產?？傮w設計1 傳動方案的擬定根據(jù)已知條件計算出工作機滾筒的轉速為若選用同步轉速為1500r/min或1000r/min的電動機，則可估算出傳動裝置的總傳動比i約為30或202 電動機的選擇1) 電動機類型的選擇：電動機的類型根據(jù)動力源和工作條件，選用Y系列三相異步電動機2) 電動機功率的選擇：工作機所需要的有效功率為設分別為彈性聯(lián)軸器,閉式齒輪傳動（設齒輪精度為8級）,滾動軸承,V形帶傳動。

3、滾筒的效率，由表2-2差得1=0.99 2=0.97 3=0.99 4=0.95 5=0.96則傳動裝置的總效率為 電機所需功率為 由第十六章表16-1選取電動機的額定功率為3)電動機轉速的選擇：選擇常用的同步轉速為1500r/min和1000r/min兩種。4) 電動機型號的確定：根據(jù)電動機所需功率和同步轉速，查第十六章表16-1可知，電動機型號為Y160M-4和Y160L-6。相據(jù)電動機的滿載轉速nm和滾筒轉速nw可算出總傳動比?，F(xiàn)將此兩種電動機的數(shù)據(jù)和總傳動比列于下表中： F=2300 N V=1.1m/s D=300mm電動機型號為Y160L-6減速器的總傳動比為 Z=6 M=2mm

4、A=135mm預計壽命：823658=46720hX=1 Y=0P=986.791NC鍵 8X7A鍵 20X12A鍵 14X9A鍵 14X9方案號電動機型號額定功率/kw同步轉速r/min滿載轉速r/min總傳動比軸外伸軸徑/mm軸外伸長度/mm1Y160M-4111500146027.80421102Y160L-611100097018.4742110由上表可知，方案1中雖然電動機轉速高，價格低，但總傳動比大。為了能合理分配傳動比，使傳動比裝置結構緊湊決定選用方案2，即電動機型號為Y160L-6。查第十六章表16-2知，該電動機中心高H=160mm軸外伸軸徑為42mm，軸外伸長度為110mm

5、三.傳動比的分配 根據(jù)表2-3，取帶傳動比為，則減速機的總傳動比為雙級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為低速級的傳動比為四.傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算（1）各軸的轉速計算：（2）各軸的輸入功率計算（2）各軸的輸入轉矩計算各軸的運動及動力參數(shù)軸號轉速功率轉矩傳動比19708.76286.2652342.768.414234.4313157.458.080490.0864157.457.917480.320五傳動零件的設計計算1.選V帶確定計算功率ca 由表8-7查得工作情況系數(shù),故選擇V帶的帶型 根據(jù)can1由圖8-11選用B型確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v1 )初選小帶輪的基準值徑dd1 由

6、表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑 2 )驗算帶速v 因為5 m/sv25 m/s,故帶速合適。3計算大帶輪的基準直徑 根據(jù)表8-8，為=900驗算i誤差： 確定V帶的中心距和基準長度Ld 1初定中心距 2計算帶所需的基準長度 由表8-2選帶的基準長度Ld=4500mm 3計算實際中心距 中心距的變化范圍為728-2080mm驗算小帶輪上的包角 計算帶的根數(shù)Z 1計算單根V帶的額定功率r 由=140mm和=970 r/min ,查表8-4a得 根據(jù) 和B型帶查表8-4b得 查表8-5得,查表8-2得L=1.15，于是 2計算V帶根數(shù)Z 取6根計算單根V帶的初拉力的最小值 由表8-3得B型帶

7、的單位長度質量 所以 計算壓軸力Fp 壓軸力的最小值為: 2.高速級齒輪傳動設計已知輸入功率P1=8.672KW，小齒輪的轉速n1=970r/min，齒數(shù)比u1=2.829.由電動機驅動，壽命為8年（設每年年工作300天），2班制則（1）選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)a.按圖10-23所示傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動b.運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）c.材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBSa. 選小齒輪齒數(shù)Z1=24，則大齒輪齒數(shù)Z2=2.

8、82924=67.896 取Z2=68（2）按齒面接觸強度設計a.試選載荷系數(shù)Kt=1.3b.計算小齒輪傳遞的扭矩 T1=95.5105P1/n1=95.51058.762/970=86265105Nmmc.由表10-7選取齒輪寬系數(shù)d=1d.由表10-6查得材料彈性系數(shù)ZE=189.8e.由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1=600Mpa;大齒輪的接觸疲勞強度疲勞極限Hlim2=550Mpaf.計算應力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh=60970(283008)1=2.235109 N2=2.235109/2.829=7.9108g.由圖10-19取接觸疲勞壽命KH

9、N1=0.9；KHN2=0.92h.計算接觸疲勞許用應力（取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1） H1= KHN1Hlim1/S=0.9600/1=540Mpa H2= KHN2Hlim2/S=0.92550/1=506Mpa計算：a.小齒輪分度圓直徑d1t,代入H3中較小的值=64.365mmb.計算圓周速度v v=3.27m/sc.計算齒寬b b= d1t =164.365=64.365d.計算齒寬和齒高之比 模數(shù) mt=2.682mm 齒高 h=2.25 mt =2.252.682=6.03mm=10.67e.計算載荷系數(shù) 根據(jù)v=3.27m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.

10、14 直齒輪=1 查10-4表，當小齒輪相對支承非對稱位置時=1.422由=10.67 =1.422 查圖10-13得=1.4，故載荷系數(shù)K=KAKV=11.1411.422=1.621f.按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式可得 d1=d1t=64.365=69.278g.計算模數(shù)m m=2.89mm(3)按齒根彎曲強度設計1）確定各公示內的計算數(shù)值a.由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞極限=500Mpa大齒輪的彎曲極限=380Mpab.由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.88 =0.9c.計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則=314.286=244.286e.計算

11、負載系數(shù)K K=KAKVKFKF=11.1411.4=1.596f.查取齒形系數(shù) 由表10-5查得YFa1=2.65 YFa2=2.248g.查取應力校正系數(shù) 由表10-5查得YSa1=1.58 YSa2=1.746h.計算大小齒輪的并加以比較 =0.01332 =0.01607 由此可見，大齒輪數(shù)值大2）設計計算 m=1.97 圓整后得m=2 按接觸強度算得分度圓直徑d1=74.721 所以，Z1= Z2=2.8293599.05 取Z2=100（4）幾何尺寸計算a.計算分度圓直徑 d1=Z1m=352=70mm d2=Z2m=1002=200mmb.計算中心距 a= c.計算齒輪寬度 b=

12、170=70mm 取B2=70mm, B1=75mm3、低速級齒輪傳動設計（原理同高速級齒輪傳動設計方案，求得以下數(shù)據(jù)）1.材料：小齒輪40Cr 280HBS 大齒輪45鋼（調質）240HBS2.選=24 =242.176=52.224 取=53 Kt=1.3 ZE=189.8MPa3.T3=490086N.mm4.查得=600Mpa =550Mpa5.=60157451(283008)=3.628108 由圖取 =0.92 =0.956.7.d3t=115.285mm 8. 9. 所以，10.d3=121.105mm m=5.046mm11.查得 所以， 12.13.查得 所以，大齒輪的數(shù)值

13、大14. 圓整=315. 所以，B2=95mm B1=100mm六軸的設計計算1）輸入軸的設計a.初算軸徑 選用45鋼（調質） 硬度217255HBS，查課本P235（10-2）得C=115 考慮有一鍵槽，直徑增大5% d=23.95(1+5%)=25.15mm 所以，初選d=27mmb.軸結構設計1.軸上零件的定位固定和裝配 齒輪相對軸承非對稱分布，右面由軸肩固定，左面由套筒固定，連接以平鍵作過渡配合固定兩軸承分別以軸肩和筒定位，則采用過渡配合固定2.確定各段直徑和長度 段：d1=27mm 長度取L1=50mm 因為，h=2c c=1.5mm段：d2=d1+2h=27+23=33mm L2=

14、20(套筒)+55（聯(lián)軸箱與外壁距）=75mm段：d3=38mm 初選用7208c型角接觸球軸承，內徑為40mm, 寬度為18mm, D=80mm, L3=18mm 所以，取 段： 段：取d5=40mm L5=18mm 則軸承跨距L=235.5mm3.按彎矩復合強度設計計算 已知d1=70mm T1=86265N.mm 圓周力： 徑向力：Fr=Fttan=2464.714tan20=897.083N 由上可知：LA=64mm LB=214mm LC=134mm1)繪制軸受力簡圖（a）2)繪制垂直彎矩圖（b）軸承受反力 FAy=690.388N FBy=206.695N FAz=1897.289

15、N FBz=567.416N截面C在垂直面彎矩 c1=690.38864=44.183)繪制水平面彎矩圖（c） 截面C在水平面彎矩為 c2=1897.28964=121.434)繪制合彎矩圖(d) c=129.225)繪制扭矩圖（e） =9.55(/n) 10=1=86.265 6）繪制當量彎矩（f） 取=1 則=+()=129.22+244.03=276.137）校核危險截面 = 該軸強度足夠（2）輸出軸的設計計算 a按扭矩初算軸徑 先用45鋼（調質）硬度217255 HBS，由P235表10-2取C=115 考慮到有鍵槽增大5% b聯(lián)軸器型號的選取 查表14-1，取 按計算轉矩小于聯(lián)軸器的

16、公稱轉矩的條件，查表8-2選用YL11型凸緣聯(lián)軸器 其公稱轉矩為1000，半聯(lián)軸器孔徑為50，故選 C軸的結構設計 1軸的零件定位，固定和裝配 齒輪相對軸承菲對稱布置，左面用套筒定位，右端用軸肩定位，周向定位采用鍵和過度配合，兩軸承分別從軸肩和套筒定位，周向永過度或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面 ，齒輪套筒右軸承和皮帶輪從右裝入，低速級小齒輪與輸出軸設計成齒輪軸2 確定軸的各段直徑和長度 段： 長度取 段： 段： 初選用7213c型角接觸球軸承，內徑為65,寬度23， 所以， 段： 段： 段： 段： 3按彎扭復合強度計算 已知 圓周力 徑向力 由圓可知 求支反力 截面C在垂直面彎矩 截面C在

17、垂直水平面彎矩 扭矩 (5)校核危險截面強度 故，該軸強度足夠該軸彎矩圖及扭矩圖如下圖8 中間軸的設計計算a.初算軸徑 1.選用45鋼（調質），硬度217-255HBS，查課本P235表10-2得 ，C=115dc=115 2.選軸承：初選用7208c型角接觸球軸承，其內徑為40mm,寬18mm,D=80mmb.軸的結構設計段：由軸承可知 段段 段（齒輪軸） 則軸承跨距c.軸上零件的定位。固定和裝配：齒輪相對軸承非對稱分布，左面有套筒定位。右面有套筒定位，高速小齒輪于軸設計成齒輪軸。軸承由軸肩及套筒固定。按彎矩復合強度設計計算七滾動軸承的選擇及校核計算軸：7208c軸：7208c軸：7213c

18、 預計壽命：823658=46720小時計算輸入軸承a.軸承所受徑向力Fr=897.083N 軸向力Fa=0 Fa/Fr=0由表12-6,得，X=1 Y=0b.計算當量動載荷P=fp(xFr+YFa) fp取1.1則 c.驗算壽命所選軸承7208c滿足要求（2）計算輸出軸承（）a.軸承所受徑向力：Fr=2912.3N Fa=0 Fa/Fr=0 X=1Y=0b.計算當量動載荷：P=fp(xFr+YFa) P=1.1(12912.3+0)+3203.53Nc.驗算壽命 所選偶成7213c滿足要求八鍵連接的選擇及校核計算1.聯(lián)軸器與輸入軸系采用平鍵連接軸徑查手冊p51，選用c型鍵得鍵c87 鍵長L=

19、37mm 2.輸出軸與齒輪連接用平鍵軸徑 查手冊P51選用A型平鍵鍵A2012 鍵長90mm 3中間軸與齒輪用平鍵連接軸徑d=46mm 查手冊p51選A型平鍵 鍵A 149 l=L-b 鍵長63T h=9mm4.輸出軸與聯(lián)軸器用平鍵聯(lián)接軸徑d=50mm L查手冊p51選A型平鍵 鍵A 149 l=L-b=80-14=66mmT h=9mm個人小結 開學至今，我們經(jīng)歷了為期長達十天之久的實訓課，即機械設計課程設計。我們所得到的任務是憑借極少的數(shù)據(jù)，自行設計一個減速箱。對于素來動手極少的我而言，這可謂是一個非常反復的工作。首先，在和小組成員互動中發(fā)現(xiàn)，此設計需要高度的團隊合作，因為一人之失所造成的計算錯誤幾乎可以說是致命的。諸如在對齒輪進行的計算和校驗，由于各種原因導致前前后后計算了多次，大大影響了整體速