膠帶式運輸機傳動裝置設計說明

1、膠帶式運輸機傳動裝置設計計算說明書設計題目膠帶式運輸機傳動裝置學院專業(yè)材料科學與工程學院 無機非金屬專業(yè)班級材料 1408學 號5120141828設 計 者王振興輔導老師劍校 名西南科技大學2015 年 12 月目錄一電 機 的擇3、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比三、傳動零件的設計計算 5四、減速器結(jié)構(gòu)設計 9五、軸的效核及計算 9六 鍵連接的選擇和計算 ,14七，聯(lián)軸器的選擇 15八，減速器的設計 15九，設計小結(jié) 15十，資料參考 、電動機的選擇：1、選擇電動機的類型：按工作要求和條件，選用三機籠型電動機，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓 380V ，Y 型。2 、選擇電動機容量 ：電動機所需的功率

2、為：pdkw其中： pd 為電動機功率， pw 為負載功率，為總效率。）傳動效率分別為：聯(lián)軸器的效率1 0.99* 0.99 0.980滾動軸承效率2 0.98* 0.98* 0.98 0.941閉式齒輪傳動效率3 0.97* 0.97 0.941鏈傳動效率5 0.92卷筒效率4 0.960傳動裝置的總效率 a 應為組成傳動裝置的各部分運動副效率只之乘積,即：a 1 ? 2 ? 3 ? 4 ? 5 0.980 * 0.941*0.941* 0.960 0.92 0.7743負載功率 :Pw FV /1000 1.8 103 1.5/1000 2.7kw折算到電動機的功率為 :pd paw 0.

3、27.7743 3.48 kw3、確定電動機轉(zhuǎn)速：卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為：60 1000v 60 1000 1.5n 95.54r / min D 3.14 300查表得：二級圓梯形齒輪減速器傳動比減速器的總傳動比 i總 16 240 ，所以電機的可選圍為：i 8 40 ,鏈傳動傳動比；26nd ia?n (16 240) 95.54 1528.64 22929.6 r /min則符合這一圍的同步轉(zhuǎn)速有 1500 和 3000 ，所以可供選擇的的電機有：序號電動機型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩質(zhì)量（kg）額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩1Y112M-2428902.22.3452Y112M-4414402.2

4、2.343綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、 重量和減速器的傳動比， 可以選擇的電機型 號為 Y112M-2 ，其主要性能如上表的第 1 種電動機。、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比1、減速器的總傳動比為：ianmn289095.5430.252 、分配傳動裝置傳動比：ia i0 ?ii i1?i 2式中 i0 1為聯(lián)軸器的傳動比， i 為減速器的傳動比， i 為鏈傳動的傳動比。 ）取鏈傳動的傳動比 i 2.1則減速器的傳動比 i ia(/ i0 ?i) 30.25/ 2.1 14.43、按展開式布置?？紤]潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，可由展開式 曲線查得 i1 3.4 ，則 i2 i /

5、i1 14.4 / 3.4 4.23 。4、計算各軸的動力和動力參數(shù)(1) 各軸的轉(zhuǎn)速軸： n nm/i0 2890/1 2890r /min軸：軸：卷筒軸：n n /i1 2890 / 3.4 850 r /min n n /i2 850 / 4.23 200.9r /min n n /i0 200.9 /1 200.9r /min2)各軸的輸入功率軸： P Pd ? 01 Pd ? 1 3.48 0.99 3.445kW軸： P P ? 12 Pd ? 2 ? 3 3.445 0.98 0.97 3.275kW軸： P P ? 23 Pd ? 2 ? 3 3.275 0.98 0.97 3

6、.113kW卷筒軸： P P ? 34 P ? 2 ? 1 3.113 0.98 0.99 3.020kW -軸的輸出功率則分別為輸入功率乘軸承效率 0.98.(3)各軸的轉(zhuǎn)矩電動機的輸出轉(zhuǎn)矩：Td 9550 Pd 9550 3.48 11.49N ?m nm2890軸： T Td?i0 ? 1 11.49 1 0.99 11.375 N ?m 軸： T T?i1? 2? 3 11.375 3.4 0.98 0.97 36.764N ?m 軸： T T ?i2 ? 2 ? 3 36.764 4.23 0.98 0.97 147.831N ?m卷筒軸： T T ? 2 ? 4 147.831 0

7、.98 0.99 143.425N ?m -軸的輸出轉(zhuǎn)矩則分別為各軸的輸入輸入轉(zhuǎn)矩乘軸承效率0.98.運動動力參數(shù)計算結(jié)果整理于下表軸名功率 P/KW轉(zhuǎn)距 T/N*M轉(zhuǎn)速 n轉(zhuǎn)動比 i效率輸入輸出輸入輸出r/min電機軸3.4828.65289010.99軸3.4453.37611.37527.7972890軸3.2753.21036.764124.1918503.40.95軸3.1133.051147.831378.958200.94.230.95卷筒軸3.0202.959143.425367.666200.910.97三、傳動零件的設計計算1 、材料選擇齒輪初選大小齒輪的材料均 45 鋼，

8、經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。其硬度在 210-250HBS 齒輪等級精度為 8 級。由于減速器要求傳動平穩(wěn)，所以用圓柱斜齒輪。初選 10 。2、計算高速級齒輪1）、查取教材可得：K A 1.25 ， KV 1.11K 1.2K1.1 ；K K AKV K K 1.25 1.11 1.2 1.1 1.832傳動比 i 3.4 由表查得各數(shù)據(jù)如下：ZH 2.47 ， ZE 189.8Z 0.89 ，取 10 則 Z 0.99（2）、接觸疲勞施用應力查圖可知： H lim1H lim 2 610 MPa ；SH lim1 1.2則應力循環(huán)次數(shù)：N1 60n1 jLh 60 2890 1 5 8 250 1.734

9、109N2 N1/i 1.734 109 /3.4 5.1 108又查圖可知： Z N1 ZN2 1 則：HP1 HP2Hlim ZN610 1 508.3MPaSH lim1.2(3)、計算小齒輪最小直徑，取齒寬系數(shù)d 1.2d1 3ZH ZEZ ZHP2?2KT1 ?(u 1) du233 2.47 189.8 0.89 0.99 2 2 1.832 27.797 103 (3.4 1) 3.4508.31.241.7mm(4)、確定 中心距 ad 41.7a d21 (1 i) 412.7 (1 3.4) 91.74mm就盡量圓整成尾數(shù)為 0 或 5,以得于制造和測量，所以初定a 100

10、mm 。(5)、選定模數(shù) mn 、齒數(shù) z1 、 z2和螺旋角amn (z1 z2)2cos般 z1 25 40 ，。初選z1 3010，則z2 iz1 3.4 30 1028 15取 z1mn 2acos 2 100 cos10 1.492 z1 z230 1022acos2 100 cos10z1 z298.5mn2n由標準模數(shù)取 mn 2mm ，則z2 99z2z1 z1 z299 22.51 1 i 1 3.4取 z123z2 99 23 76齒數(shù)比：z2/ z1 77/23 3.35與 i 3.4 的要求比較，誤差為0.1% ，可用。于是滿足要求。cos 1 mn(z1 z2)2a1

11、 2 99 cos2 1008.126 ）、計算齒輪分度圓直徑小齒輪d1mnz12 2346.464mmcoscos8.12d2mnz22 76153.535mmcoscos8.127）、齒輪寬度大齒輪bd d1 1.2 46.46 55.8mm圓整大齒輪寬度b2 56mm取小齒輪寬度b1 62mm（ 8 ）、校核齒輪彎曲疲勞強度 查表可知： F lim 1F lim 2 220MPa ；SF min1.5YN1 YN2 1: YST 2.0FpF lim YST YS F min220 2 1 293.33MPa1.5根據(jù) z1 、z2查表則有： YFa3 2.35；YFa4 2.2 ；Ys

12、a3 1.58 ；Ysa4 1.77 ； Y 0.68Y 2 0.9F12 KT1 Y Y Y Y Fa 1 sa1 bd1mn2 1.832 11.375 10362 46.464 22.35 1.58 0.68 0.916.4MPaFpF2YYFFaa21YYssaa12 16.4 22.325 11.7578 17.2MPa所以兩齒輪齒根彎曲疲勞強度滿足要求，此種設計合理。3、計算低速級齒輪1)、查取教材可得：K A 1.25K V 1.11 ， K 1.2K 1.1K K A K V K K 1.25 1.11 1.2 1.1 1.832傳動比 i 3.4 由表查得各數(shù)據(jù)如下：Z H

13、2.47 ， ZE 189.8Z 0.89 ，取 10 則 Z 0.992)、接觸疲勞施用應力查圖可知： H lim 1H lim 2 610 MPa ； SH lim1 1.2則應力循環(huán)次數(shù)：N3 60n3 jLh 60 200.9 1 5 8 250 1.2054 108N4 N3 /i2 1.2054 108 /2.85 4.229 107又查圖可知： Z N1 ZN2 1 則：HP1HP2H lim Z N SH lim610 11.2508.33MPa(3) 、計算小齒輪最小直徑，取齒寬系數(shù)d 1.2d1 3ZH ZEZ ZHP2?2KT1 ?(u 1) du1.2508.33amn

14、 (z3 z4)2cos一般z3 25 408 15z4 i2z3 4.23 30 126.9。初選z3 3010 ，則2acos mnz3 z42 155 cos10 1.9730 1262acos2 155 cos10z3 z4153.45mn2由標準模數(shù)取 mn 2mm ，則取 z3 z4 154則 z3 z13 iz24 1 1544.23 29.45取 Z3 30z4 154 30 124齒數(shù)比： z4 / z3 124 / 30 4.13與 i 4.23 的要求比較，誤差為 2.3% ，可用。于是1cosmn (z3z4)2acos1 2 154 8.102 15560.6mm25

15、0.5mm滿足要求。6 ）、計算齒輪分度圓直徑小齒輪d3 mn z32 30cos cos8.10大齒輪d4 mnz42 124cos cos12.107）、齒輪寬度bdd3 1.2 60.6 72.72mm圓整大齒輪寬度b4 73mm取小齒輪寬度Fpb3 67mmF lim 1 F lim 2 220MPaSF min 1.5YN1YN218）、校核齒輪彎曲疲勞強度查表可知：F lim YST SF minYN220 211.5293.33MPa根據(jù) z3 、z4查表則有：YFa1 2.35；YFa2 2.2；Ysa1 1.58 ；Ysa2 1.77； Y 0.68Y 0.9F32KT3 Y

16、 Y YYFa3 sa3 bd3mn2 1.832 36.724 10378 60.6 22.35 1.58 0.68 0.9 32.34MPaFpF4YYFFaa43YYssaa43 32.34 22.325 11.7578 33.91MPaFP所以兩齒輪齒根彎曲疲勞強度滿足要求，此種設計合理。所以齒輪的基本參數(shù)如下表所示名稱符號公式齒1齒2齒3齒4齒數(shù)zz237630124分度圓直徑dd mz46.464153.53560.6250.5齒頂高hahaha*m2233齒根高hfhf (ha* c* )m2.52.53.753.75齒頂圓直徑dada d 2ha50.464157.53566.

17、6254.5齒根圓直徑dfd f d2hf43.964151.03556.85246.75中心距aa m(z1 z2)/ 2100155孔徑b齒寬bbdd162566773四、減速器結(jié)構(gòu)設計名稱符號減速器型式及尺寸關(guān)系 /mm箱座壁厚10箱蓋壁厚110箱蓋凸緣厚度b115箱座凸緣厚度b15箱座底凸緣厚度b225地腳螺釘直徑df16地腳螺釘數(shù)目n6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d112機蓋與座聯(lián)接螺栓直徑d212聯(lián)接螺栓 d2 的間距l(xiāng)180軸承端蓋螺栓直徑d38視孔蓋螺釘直徑d46定位銷直徑d8df 、 d1 、 d 2到外箱壁距離C122、18 、20df 、 d2至凸緣邊緣距離C220 、20軸承旁凸

18、臺半徑R113凸臺高度h50外箱壁至軸承座端面距離l140大齒輪頂圓與箱壁距離114齒輪端面與箱壁距離213箱蓋、箱座肋厚m1、 mm1 9 ； m 9軸承端蓋外徑D2112 ，120 ，140軸承端蓋 凸緣厚度t10軸承旁聯(lián)接螺栓距離S113 ，147 ，155五、軸的效核及計算：1 ）、計算軸的最小直徑 （查表取 C=110）軸 :最小直徑為 d110 3 9.97 16.6mm2890考慮到聯(lián)軸器的徑 ,故最小直徑取 20 軸 :最小直徑為 d c3n 110 3 850 24.6mm考慮到滾子軸承的徑 ,故最小直徑取 30 軸 :最小直徑為 dc3n 110 3 200.99.019.

19、01 39.01考慮到滾子軸承的徑 ,故最小直徑取 45 2 ）軸的校核 3選材 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，其機械性能由表查 1b =60MPa ， b =640MPa,=275MPa, 1 =155MPa ,P=6.57KW, T 3 =328.522N.mm,聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)距 Tca KA *T3d3min =36查表取 K A =1.3 ，Tca K A * T3 =1.3*328522=427078.6N.mm選擇聯(lián)軸器為聯(lián)軸器 1 為彈性柱銷聯(lián)軸器：型號如下HL3 聯(lián)軸器JA35 60JA35(GB 5014-85) ，其工稱轉(zhuǎn)距為 630N.m,軸 3 的結(jié)構(gòu)、尺寸如下圖：1、求作用齒輪

20、上的力： d=225.42mm,T3 =349640N.mmFt2*3496402T32868Nd 243.81FrFt tan n 1057N cosFa Ft tan465N2、求作用于軸上的支反力：A、水平支反力：RH1RH 2FtFt *72RH 2(72 148) 得 RH 1 =1929NRH2 =930N垂直面支反力：RV1FrRH20RV 1(72 148) F*148 r Ma 0M aF2ad2得 RV1 =453NRV 2 =604NB、作出彎距圖MV2 =89392N.m根據(jù)上述簡圖，分別求出水平面和垂直平面各力產(chǎn)生的彎距：M H =138972N.mmMV1 =326

21、18N.mm總彎距 M M H2 MV2M 1 =142749N.mmM2 =165248N.mm3 、 作出扭距圖4 、 作出計算彎距圖Mca2 M2 ( T)21652402 (0.6 )2 =267046N.mmM ca1 =M 1 =142749N.mm5 、 校核軸的強度M caM cacaW0.1 d=24.146MPaS=1.5故可知其安全。1)截面 II 右側(cè)抗彎截面模量按表 11.5 中的公式計算W=0.1 d =11059 mm抗扭截面模量WT =0.2 d =22118 mm彎矩 M 為M=1652401*72 44 =64260N.mm截面 II 上的扭矩T=34964

22、0 N.mm截面上彎曲切應力= M =5.811MPa W截面上的扭轉(zhuǎn)切應力 T =WTT 過盈配合處的 k / 值， 由手冊可知=15.808MPa=0.8 k /于是得k / =2.457K / r =1.966軸按磨削加工，得表現(xiàn)質(zhì)量系數(shù)為=0.92故得綜合系數(shù)為：K =k / +1/ -1=2.544K =k / r +1/ -1=2.053軸在截面 4 的左側(cè)的安全系數(shù)為S = 1/ ( K)=18.602S = 1/ ( K)=9.325+T22Sca=S S / S2 S2 =8.336S=1.5 故該軸在 I右側(cè)的強度也是足夠的。又因本傳動無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)對稱性，

23、 故可略去靜強度校核。軸承的選擇和計算選擇軸承（1）、選擇軸承軸承 1深溝球軸承 6005C(GB/T292-94)軸承 2深溝球軸承 6008C(GB/T292-94)軸承 3深溝球軸承 6009C(GB/T292-94)2 ）校核軸承（ 3 軸）深溝球軸承 6005C 查手冊得 Cr =25800N C0r =20500N R RV2 RH2 R1 =1981N R2 =1116N計算派生力系 s1 、s2 ，由表得 s=0.5Rs1 =0.5 R1 =9905Ns2 =0.5 R2 =558N因s2+ Fa =1023 s1 故2 邊為緊邊，所以 A1= s2+ Fa=1023N A2

24、= s2 =558N 計算當量動負荷軸承 I ：A1C0=1023/20500=0.050由表 8.5 得 e1 =0.42A1R1=1023/1116=0.52 e1由表 8.5 得x1 =0.44y1 =1.32p1=)=2222N 同理可得 p2 =1277.82Lh =23360h壽命選用合乎要求。六，鍵連接的選擇和計算根據(jù)軸的各個階梯的直徑和長度尺寸選取鍵的尺寸， 查有關(guān)資料如下： 本減速 器的工作條件為有輕度沖擊載荷，選擇鍵如下：鍵名國標1 （ 聯(lián)軸器 ）鍵 6X6 GB1096-79A 型2 （齒輪 2 ）鍵 14X9 GB1096-79A 型3 （齒輪 3 ）鍵 14X9 GB1096-79A 型4 （齒輪 4 ）鍵 14X9 GB1096-79A 型5（輸出軸）鍵 10X8 GB1096-79A 型查表的鋼的靜聯(lián)接在時的許用應力 p =100120MPa 校核鍵 1 0 = 4T =12.54MPa p 校核鍵 20 = 4T =12.41 MPa p 校核鍵 30 = 4T =24.04 MPa p 校核鍵 4 0 = 4T =10.1 MPa p 校核鍵 57=29.03 MPa校核鍵 6、=46.95 MPa所以所有鍵均符合設計要求，可用七，聯(lián)