帶式運輸機傳動裝置設計_課程設計課件

1、 機械設計課程設計 帶式運輸機傳動裝置設計1. 工作條件連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，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)學號數(shù)據(jù)編號11-112-213-314-415-5運輸帶工作拉力（）3.84.04.24.45.0運輸帶工作速度（）1.100.950.900.850.80卷筒直徑（）3803603403203003. 設計任務1）選擇電動機，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

2、）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Y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(zhuǎn)速計算滾筒工作轉(zhuǎn)速： 因為 所以符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000、和1500r/min。根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)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

3、需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定電動機型號為Y132M2-6。其主要性能：額定功率5.5KW；滿載轉(zhuǎn)速960r/min；額定轉(zhuǎn)矩2.0；質(zhì)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 所以 四、動力學參數(shù)計算1、計算各軸轉(zhuǎn)速2、計算各軸的功率 Po= P電機=4.4KWPI=P電機1=4.40.99=4.36 KWPII=PI2=4.360.990.97=4.19 KWPIII=PII3=4.190.990.97=4.02KWP=4.020.990.99=3.94KW3、計算各軸扭矩T零=9550P/n=4377 NmmTI=9.55106PI/nI=43

4、33 NmmTII=9.55106PII/nII= 21500NmmTIII=9.55106PIII/nIII=75520 NmmT=9550106 P/n=74025 Nmm五、傳動零件的設計計算1 選精度等級、材料及齒數(shù)1） 材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），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)z124，大齒輪齒數(shù)z2124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（1021）試算，即 dt2.32* 選定載荷 計算扭

5、矩 7級精度；z120 z2963 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1） 試選Kt1.3（2） 由1表107選取尺寬系數(shù)d1（3） 由1表106查得材料的彈性影響系數(shù)ZE189.8Mpa（4） 由1圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極Hlim1600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限Hlim2550MPa；（5） 由1式1013計算應力循環(huán)次數(shù)N160n1jLh609601（183005） N2N1/5.161.3410e8 N3=1.3410e8 N4=N3/3.66=3.6610e8此式中j為每轉(zhuǎn)一圈同一齒面的嚙合次數(shù)。Ln為齒輪的工作壽命，單位小時（6） 由1圖1019查得接觸疲勞壽命

6、系數(shù)KHN10.92KHN20.94KHN30.94KHN40.98計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由式（1012）得 H10.92600MPa552MPa H20.94550MPa517MPaH30.94600MPa564MPaH40.98550MPa539MPa計算高速軸試算小齒輪分度圓直徑d1td1t=50.092mm計算圓周速度v=2.52m/s計算齒寬b及模數(shù)mb=dd1t=150.029mm=50.029mmm=2.09h=2.25mnt=2.252.09mm=4.7mmb/h=50.029/4.7=10.66計算載荷系數(shù)K 由1表102 已知載荷平穩(wěn)，所以取KA

7、=1根據(jù)v=2.52m/s,7級精度，由1圖108查得動載系數(shù)KV=1.1；由1表104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) KA=1 由b/h=8.89，KHB=1.41652查1表1013查得KFB =1.35由1表103查得KH=KH=1。故載荷系數(shù) K=KAKVKHKH=1.251.111.432=1.79按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由1式（1010a）得 d1=mm=55.73mm計算模數(shù)m m=mm=2.32由1圖10-20c查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限 F1=500Mpa；大齒輪得彎曲疲勞極限強度F2=380MPa由110-18查

8、得彎曲壽命系數(shù)KFN1=0.85 KFN2=0.9計算彎曲疲勞許用應力取安全系數(shù)S=1.4 見1表10-12得F1=（KFN1*F1）/S=303.57MpaF2= （KFN2*F2）/S=244.29Mpa計算載荷系數(shù)K=KAKVKFKF=11.1241.35=1.512查取應力校正系數(shù)由表105查得Ysa1=1.58；Ysa2=1.81、查取齒形系數(shù) =2.65 =2.16計算大、小齒輪的并加以比較=0.01379=0.01600設計計算m=1.557對結(jié)果進行處理取m=2Z1=d1/m=50.0927/226 Z2=u* Z1=5.16*26135幾何尺寸計算計算分度圓直徑 中心距d1=

9、z1m=26*2=52mm d2=z1m=135*2 =270mma=(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d1tD2t=82.82mm計算圓周速度v=0.81m/s計算齒寬b及模數(shù)mb=dd1t=182.82mm=82.82mmm=3.45h=2.25mt=2.253.45mm=7.76mmb/h=82.82/7.76=10.67計算載荷系數(shù)K 由1表102 已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1根據(jù)v=2.52m/s,7級精度，由1圖108查得動載系數(shù)KV=1.1；由1表104查得7級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時KHB的計

10、算公式和直齒輪的相同使用系數(shù) KA=1 由b/h=10.67，KHB=1.432查1表1013查得KFB =1.35由1表103查得KH=KH=1。故載荷系數(shù) K=KAKVKHKH=1.250.511.432=0.9按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由1式（1010a）得 d1=mm=71.32mm計算模數(shù)m m=mm=2.97由1圖10-20c查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限 F1=500Mpa；大齒輪得彎曲疲勞極限強度F2=380MPa由110-18查得彎曲壽命系數(shù)KFN3=0.9 KFN4=0.95計算彎曲疲勞許用應力取安全系數(shù)S=1.4 見1表10-12得F1=（KFN1*F1）/S=

11、321.43MpaF2= （KFN2*F2）/S=257.86Mpa計算載荷系數(shù)K=KAKVKFKF=11.1211.35=1.512查取應力校正系數(shù)由表105查得Ysa3=1.58；Ysa4=1.78、查取齒形系數(shù) =2.65 =2.20計算大、小齒輪的并加以比較=0.013026=0.015186設計計算m=4.67對結(jié)果進行處理取m=2.97 取3Z1=d1/m=82.82/327.61=28 Z2=u* Z1=3.66*28102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 =306mma=(d1+d2)/2=(306+84)/2=195

12、計算齒輪寬度 b=dd1 =84mm六、軸的設計計算1總結(jié)以上的數(shù)據(jù)。功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速齒輪分度圓直徑壓力角2.94Kw19.634Nm1430r/min42mm20L=189mmD1-2=25mmL1-2=12mmD2-3=30mm2求作用在齒輪上的力Fr=Ft*tan=2358.17*tan20=340.29N3 初步確定軸的直徑先按式115-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼。根據(jù)表115-3選取A0=112。于是有4 聯(lián)軸器的型號的選取查表114-1,取Ka=1.5則；Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451NmTca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451

13、Nm按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準GB/T5843-2003（見表28-2），選用GY2 型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為63Nm。半聯(lián)軸器的孔徑d1=16mm .固取d1-2=16mm4 聯(lián)軸器的型號的選取查表114-1,取Ka=1.5則；Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451Nm按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準GB/T5843-2003（見表28-2），選用GY2 型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為63 Nm。半聯(lián)軸器的孔徑d1=16mm .固取d1-2=16mm 見下表5. 軸的結(jié)構(gòu)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

14、的各段直徑和長度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=20。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=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L1略短一些，現(xiàn)取L1-2=40mmb 初步選擇滾動軸承?？紤]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(zhuǎn)時也可承受純的軸向力，工作中容許的內(nèi)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。右端采用軸肩定位 查2 又根據(jù)d2-3

15、=18mm和上表取d3-4=20mmc 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15mm（由減速器和軸承端蓋的機構(gòu)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=934.95NFr =340.29NGY2 凸緣聯(lián)軸器Ka=1.5Tca=29.451Nmd1=16mm造誤差，在確定軸承的位置時，應與箱體的內(nèi)壁有一段距離s,取s=8mm已知滾動軸承的寬度T=12mm小齒輪的輪轂長L=50mm，則L3-4 =12mm 至此已初步確定軸得長度 有因為兩軸承距離為189，含

16、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1.0mm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，基本額定靜載荷?，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=330.267NFNH2=1600.2 FNV2=697.23N 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）求比值軸承所受徑向力 所受的軸向力 它們的比值為 根據(jù)1表13-5，深溝球軸承的最小e值為

17、0.19，故此時。2）計算當量動載荷P，根據(jù)1式（13-8a）按照1表13-5，X=1，Y=0,按照1表13-6，取。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式（13-5）（ 對于球軸承取3） 所以所選的軸承61909滿足要求。八、鍵連接的選擇及校核計算按要求對低速軸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

18、=63mm。（2）校核鍵聯(lián)接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由1表6-2查得許用擠壓應力，取平均值，。鍵的工作長度l=L-b=63mm-16mm=47mm。，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.510=5mm。根據(jù)1式（6-1）可得所以所選的鍵滿足強度要求。鍵的標記為：鍵161063 GB/T 1069-1979。2）對連接聯(lián)軸器與軸3的鍵的計算（1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸類似以上鍵的選擇，也可用A型普通平鍵連接。根據(jù)d=35mm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

19、器的材料也都是鋼，由1表6-2查得許用擠壓應力，取其平均值，。鍵的工作長度l=L-b=70mm-10mm=60mm。，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58=4mm。根據(jù)1式（6-1）可得所以所選的鍵滿足強度要求。鍵的標記為：鍵10870 GB/T 1069-1979。圓頭普通平鍵（A型）=43.6Mpa鍵161063=63.4Mpa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(jié)，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

20、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%左右。最終確定的蝸輪軸的直徑和蝸桿軸的直徑分別是42mm和28mm，G根據(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 YA2862。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JA42112。 十、減速器的潤滑與密封1、齒輪的潤滑因齒輪的圓周速度45%，長度60%；（4）角接觸球軸承7213C、7218C、7220C的軸向游隙均為0.100.15mm

21、；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，各密封處不允許漏油；（6）減速器裝置內(nèi)裝CKC150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(jié)如梭的歲月一閃即逝，仍然的光陰更如白駒過隙，轉(zhuǎn)眼間為其三周的課程設計結(jié)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(jié)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(gòu)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