帶式運輸機傳動裝置設(shè)計課程設(shè)計

1、帶式運輸機傳動裝置設(shè)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(shè)計數(shù)據(jù)學(xué)號一數(shù)據(jù)編號11-112-213-314-415-5運輸市工作拉力F(kN)運輸帶工作速度v(m/s)卷筒直徑D(mm)3803603403203003.設(shè)計任務(wù)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(shè)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(shè)計計算說

2、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ia840所以ianw8-4050.76406.082030.4r/min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，所需的額定功率及同步

3、轉(zhuǎn)速，選定電動機型號為Y132M2-6其主要性能：額定功率；滿載轉(zhuǎn)速960r/min；額定轉(zhuǎn)矩；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i11.4i2所以i11.4ia.1.418.915.16四、動力學(xué)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=Pi=P電機X4i=X=KWPi=PX42=XX=KWPiii=PiX43=XX=Piv=XX=3、計算各軸扭矩T零=9550P/n=4377N-mmT=x106Pi/ni=4333N-mmTii=x106Pii/nii=21500N-mmTii=x106Pii/niii=75520N-mmT

4、n=9550X106Piv/nw=74025N-mm五、傳動零件的設(shè)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40HBS2)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(shè)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3KtTu1Ze2dt>Ju叫1.343.77N*m、叩d選定載荷Kt計算扭矩T17級精度；z1=20z2=963 .確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值(1)試選Kt

5、=(2)由1表107選取尺寬系數(shù)小d=1(3)由1表106查得材料的彈性影響系數(shù)Ze=(4)由1圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極。Hlim1=600MPa大齒輪的解除疲勞強度極限aHlim2=550MPa(5)由1式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh=60X960X1X(1X8X300X5)=6.912108N2=N1/=X10e8N3=X10e8N4=N3/=X10e8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(6)由1圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)KHN仁KHN2=KHN能計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,由式（1012

6、）得°h1=X600Mp4552MPa°h2=X550Mp4517MPa°h3=X600Mp4564MPa°h4=X550Mp4539MPa計算高速軸試算小齒輪分度圓直徑d1t3d1t>2.32*/KT1u21ZeU0=2.32*11.343.771033.21189.813.2517計算圓周速度冗dtn2冗50.092960v=11=s601000601000計算齒寬b及模數(shù)mb=（）dd1t=1x=d1t50.029m=_j_=Zi24h=x=b/h=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=s,7級精度，由1圖108查得動

7、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)KA=1由b/h=,Khb=查1表1013查得Kfb=由1表103查得KHa=KHa=1。故載荷系數(shù)K=KaKvKhocKhB=xx1X=按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由1式(1010a)得33d1=d1t.K/Kt=50.0921.79/1.3mm=計算模數(shù)mmd!=5Q'73mm=z124由1圖10-20c查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限彎曲疲勞極限強度aF2=380MPa由110-18查得彎曲壽命系數(shù)KFN1=KFN2=計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù)S=見1表10-12得0

8、.85*500aF1=(KFN1*(yF1)/S=1.4aF2=(KFN2,F2)/S=0.9*380=1.4計算載荷系數(shù)K=KKKfocKfB=1XX4X=查取應(yīng)力校正系數(shù)由表105查得Ysa1=;Ysa2j查取齒形系數(shù)YFa1=YFa2=計算大、小齒輪的并YaY笆加以比較)FaF1=500Mpa大齒輪得YFa1YSa1_2.651.58_與1303.57YFa2YSa222.161.81244.29設(shè)計計算21.5124.377*10e4124對結(jié)果進彳f處理取m=2Z1=d1/m="260.01600=Z2=u*Z1=*26135幾何尺寸計算計算分度圓直徑中心距d1=z1m=2

9、6*2=52mmd2=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d1t32D2Q2.32*JKT1。乏弧u032c“*1.3215103.21189.8=2.32*J=13.2539計算圓周速度、一冗chi一九82.82186.05v=s601000601000計算齒寬b及模數(shù)mb=（）dd1t=1x=%82.82m=t-=Z124h=x=b/h=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=s,7級精度，由1圖108查得動載系數(shù)KV=;由1表10-4查得7級精度小齒輪相對

10、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=,Khb=查1表1013查得Kfb=由1表103查得KHa=KHa=1。故載荷系數(shù)K=KaKvKhocKhB=xX1X=按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由1式（1010a）得33d1=d1t.K/Kt=82.82.0.9/1.3mm=計算模數(shù)mm-=71.32mm=z124由1圖10-20c查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限aF1=500Mpa大齒輪得彎曲疲勞極限強度aF2=380MPa由110-18查得彎曲壽命系數(shù)KFN3=KFN4=計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù)S=見1表10-12得09*500aF1=（KFN1*（y

11、F1）/S=0=1.4aF2=（KFN2,F2）/S=0.95*380=1.4計算載荷系數(shù)K=KKKfocKfB=1XX1X=查取應(yīng)力校正系數(shù)由表105查得Ysa3=;Ysa4j查取齒形系數(shù)YFa3=YFa4=計算大、小齒輪的并YaYSa加以比較YFa1YSa12.651.58°"f1YFa2YSa2321432.21.78°"f2257.86設(shè)計計算20.9215*10e412420.015186=對結(jié)果進彳f處理取m=取3Z1=d1/m=g=28Z2=u*Z1=*28-102幾何尺寸計算計算分度圓直徑中心距d1=z1m=28*3=84mmd2=z1m

12、=102*3=306mma=(d1+d2)/2=(306+84)/2=195計算齒輪寬度b=()dd1=84mm六、軸的設(shè)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m1430r/min42mm20°L=189mmD1-2=25mmL1-2=12mmD2-3=30mm2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A=112。于是有4聯(lián)軸器的型號的選取查表114-1,取3=則；Tca=Ka*T3=*=mTca=Ka*T3=*=m按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器

13、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63NI-mi半聯(lián)軸器的孔徑d1=16mm同取d1-2=16mm4聯(lián)軸器的型號的選取查表114-1,取3=則；Tca=Ka*T3=*=m按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)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63N-m半聯(lián)軸器的孔徑di=16mm.固取di-2=16mm見下表5.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)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

14、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=2d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(yīng)比Li略短一些，現(xiàn)取L1-2=40mmb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(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=18mnffi上表取d3-4=20mmc取安裝齒輪處的軸段4-5的直徑d4-5=25m

15、md軸承端蓋的總寬度為15mm（由減速器和軸承端蓋的機構(gòu)設(shè)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L-3=40mm,c=15mm考慮到箱體的制Ft=Fr=GY2凸緣聯(lián)軸器Ka=Tca=md1=16mm造誤差，在確定軸承的位置時，應(yīng)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、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

16、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K4650N,基本額定靜載荷C0,4320N?，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=758NFNV1=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)求比值軸承所受徑向力Fr,1600.22697.232N1745.5N所受的軸向力Fa0N它們的比值為Fa0Fr根據(jù)1表13-5,深溝球軸承的最小e值為，故此時且e。Fr2)計算當量動載荷P,根據(jù)1式(13-8a)Pfp(XFrYFa)按照1表13-5,X=1,Y=0,按照1表

17、13-6,fP1.01.2,取fP1.1。則3）驗算軸承的壽命按要求軸承的最短壽命為Lh'283658h46720h（工作時間），根據(jù)1式（13-5）,106,Cr、106/12800、33對于球軸Lh（）（）h60nmP6093.1r/min192053042h46720h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(yīng)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(A1表6-1中查得鍵的截面尺寸為

18、：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)接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由1表6-2查得許用擠壓應(yīng)力p100120MPa,取平均值，p110MPa。鍵的工作長度l=L-b=63mm-16mm=47mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=x10=5mm根據(jù)1式（6-1）可得2T103226644103pkld54752MPa436MPap110MPa所以所選的鍵滿足強度要求鍵的標記為：鍵16X10X63GB/T1069-1979。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=35mnm

19、A1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(yīng)力p100120MPa,取其平均值，p110MPa。鍵的工作長度l=L-b=70mm-10mm=60mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=x8=4mm根據(jù)1式(6-1)可得332T1032266.44103pkld要求。鍵的標記為：鍵圓頭普通平鍵(A型)46035MPa63.4MPap110MPa所以所選的鍵滿足強度p10X8X70GB/T1069-1979。p一鍵16X10X63p九、聯(lián)軸器的選擇及校核

20、計算本設(shè)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(shè)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(shè)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前右。最終確定的蝸輪軸的直徑和蝸桿軸的直徑分別是42mnf口28mmG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YA28X62。對于第二個減速器的輸出軸與工作機的輸入

21、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12m/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10mm,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V2m/s所以采用飛濺潤滑。3、密封軸承蓋上均裝墊片，透蓋上裝密封圈。十一、箱體及附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計1、減速器結(jié)構(gòu)減速器由箱體、軸系部件、附件組成，其具體結(jié)構(gòu)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(nèi)壁涂上兩層不被機油浸蝕的涂料；(2)齒輪

22、嚙合側(cè)隙用鉛絲檢驗，高速級側(cè)隙應(yīng)不小于，低速級側(cè)隙也不應(yīng)小于；(3)齒輪的齒側(cè)間隙最小=,齒面接觸斑點高度45%長度60%(4)角接觸球軸承7213G7218G7220c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，各密封處不允許漏油；(6)減速器裝置內(nèi)裝CKC150r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(shè)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(shè)計結(jié)束了，這三周讓我獲益頗多。通過這次課程設(shè)計，使我對機械原理有了更深的理解.在這次的設(shè)計中，由于是的一次作設(shè)計，缺乏經(jīng)驗，給設(shè)計帶來了不必要的麻煩.課程設(shè)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(shè)計，自己動手把設(shè)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(shè)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(dǎo)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(shè)計不夠理想，不過還好，由此可見，在實際生產(chǎn)中，設(shè)計人員所要承擔的責任有多大.我們在設(shè)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(shè)計