膠帶式運輸機傳動裝置設計

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)資料科學與工程學院無機非金屬專業(yè)班級資料1408學號28設計者王復興指導老師曹劍校名西南科技大學2015年12月目錄電機的選擇3確立傳動裝置的總傳動比和分派傳動比4傳動部件的設計計算5四、減速器構造設計9軸的效核及計算9六鍵連結的選擇和計算,.......................14七，聯(lián)軸器的選擇15八，減速器的設計..............................15九，設計小結15十，資料參照...................................一、電動機的選擇：1、選擇電動機的種類：按工作要乞降條件，采用三機籠型電動機，關閉式構造，電壓380V，Y型。2、選擇電動機容量：電動機所需的功率為：pdpwkwa（此中：pd為電動機功率，pw為負載功率，a為總效率。）傳動效率分別為：聯(lián)軸器的效率1轉動軸承效率20.98*0.98*0.980.941閉式齒輪傳動效率3鏈傳動效率50.92卷筒效率40.960傳動裝置的總效率a應為構成傳動裝置的各部分運動副效率只之乘積,即：a1?2?3?4?5負載功率:PwFV/10001.81031.5/10002.7kw折算到電動機的功率為:pw2.7pd3.48kw0.77433、確立電動機轉速：卷筒軸工作轉速為：601000v6010001.5nD95.54r/min3.14300查表得：二級圓梯形齒輪減速器傳動比i'8~40,鏈傳動傳動比；i"2~6減速器的總傳動比i總16~240，因此電機的可選范圍為：nd'ia'?n(16~240)95.541528.64~22929.6r/min。則切合這一范圍的同步轉速有1500和3000，因此可供選擇的的電機有：序號電動機型號額定功率滿載轉速堵轉轉矩最大轉矩質量額定轉矩額定轉矩（kg）1Y112M-242890452Y112M-44144043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，能夠選擇的電機型號為Y112M-2，其主要性能如上表的第1種電動機。確立傳動裝置的總傳動比和分派傳動比1、減速器的總傳動比為：nm2890ia30.25n95.542、分派傳動裝置傳動比：iai0?ii'''i1?i2（式中i01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iia（/i0?i')30.25/2.114.43、按睜開式部署?？紤]潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑鄰近，可由睜開式曲線查得i13.4，則i2i/i114.4/3.44.23。4、計算各軸的動力和動力參數(shù)(1)各軸的轉速Ⅰ軸：nⅠnm/i02890/12890r/minⅡ軸：ⅡⅠ/i12890/3.4850r/minnnⅢ軸：nⅢnⅡ/i2850/4.23200.9r/min卷筒軸：nⅣnⅢ/i0200.9/1200.9r/min（2）各軸的輸入功率Ⅰ軸：Ⅰd01d1Ⅱ軸：PPP?3kWⅡⅠ?12d?2Ⅲ軸：PⅢPⅡ?23Pd?2?3卷筒軸：PⅣPⅢ?34PⅢ?2?1Ⅰ-Ⅲ軸的輸出功率則分別為輸入功率乘軸承效率.(3)各軸的轉矩電動機的輸出轉矩：Td9550Pd95503.4811.49N?mnm2890Ⅰ軸：TⅠTd?i0?111.375N?mⅡ軸：TⅡTⅠ?i1?2?336.764N?mⅢ軸：TⅢTⅡ?i2?2?3147.831N?m卷筒軸：TⅣTⅢ?2?4143.425N?mⅠ-Ⅲ軸的輸出轉矩則分別為各軸的輸入輸入轉矩乘軸承效率.運動動力參數(shù)計算結果整理于下表功率P/KW轉距T/N*M轉速n軸名轉動比i效率輸入輸出輸入輸出r/min電機軸28901Ⅰ軸2890Ⅱ軸850Ⅲ軸卷筒軸1三、傳動部件的設計計算1、資料選擇齒輪。初選大小齒輪的資料均

45鋼，經調質辦理。其硬度在

210-250HBS，齒輪等級精度為

8級。因為減速器要求傳動安穩(wěn)，因此用圓柱斜齒輪。初選

10

。2、計算高速級齒輪（1）、查取教材可得：KA1.25，KV1.11，K1.2，K1.1；KKAKV傳動比i3.4由表查得各數(shù)據以下：ZH2.47，ZE189.8，Z0.89，取10則Z0.99（2）、接觸疲憊施用應力查圖可知：Hlim1Hlim2610MPa；SHlim11.2則應力循環(huán)次數(shù)：N60njLh6028901582501.73410911N2N1/i1.7341098又查圖可知：ZN1ZN21則：HlimZN6101HP1HP2508.3MPaSHlim1.2(3)、計算小齒輪最小直徑，取齒寬系數(shù)d1.2ZHZEZZ22KT1(u1)??3uHPd2.47189.80.890.9921.83227.797103(3.41)23508.31.23.441.7mm(4)、確立中心距aad1(1i)41.7(13.4)91.74mm22就盡量圓整成尾數(shù)為0或5,以得于制造和丈量，因此初定a100mm。(5)、選定模數(shù)mn、齒數(shù)z1、z2和螺旋角mn(z1z2)a2cos一般z125~40，8~15。初選z130，10，則z2iz13.430102mn2acos2100cos101.492z1z230102由標準模數(shù)取mn2mm，則z1z22acos2100cos10mn98.52取z1z299則z1z299z1i22.5113.4取z123z2992376齒數(shù)比：z2/z177/233.35與i3.4的要求比較，偏差為%，可用。于是cos1mn(z1z2)cos12998.122a2100知足要求。（6）、計算齒輪分度圓直徑小齒輪mnz1223d146.464mmcoscos8.12大齒輪mnz2276d2153.535mmcoscos8.12（7）、齒輪寬度bdd1圓整大齒輪寬度b256mm取小齒輪寬度b162mm（8）、校核齒輪曲折疲憊強度查表可知：Flim1Flim2220MPa；；SFmin1.5；YN1YN21:YST2.0FlimYSTYN2202FpSFmin1293.33MPa1.5依據z1、z2查表則有：YFa32.35；YFa42.2；Ysa31.58；Ysa41.77；Y0.68Y20.9則F12KT1YFa1Ysa1YY3Fpbd1mn6246.4642YFa2Ysa216.42.21.7717.2MPaF2F1YFa1Ysa12.351.58FP因此兩齒輪齒根曲折疲憊強度知足要求，此種設計合理。3、計算低速級齒輪（1）、查取教材可得：KA1.25，KV1.11，K1.2，K1.1；KKAKV傳動比i3.4由表查得各數(shù)據以下：ZH2.47，ZE189.8，Z0.89，取10則Z0.99（2）、接觸疲憊施用應力查圖可知：Hlim1Hlim2610MPa；SHlim11.2則應力循環(huán)次數(shù)：N360n3jLh108N4N3/i21.2054108107又查圖可知：ZN1ZN21則：HlimZN6101HP1HP2508.33MPaSHlim1.2(3)、計算小齒輪最小直徑，取齒寬系數(shù)d1.2ZHZEZZ22KT1(u1)?3uHPd2.47189.80.80.9921.832147.831103(2.851)23508.331.22.8578.5mm(4)、確立中心距aad1(1i)78.5(12.85)151.113mm22就盡量圓整成尾數(shù)為0或5,以得于制造和丈量，因此初定a155mm。(5)、選定模數(shù)mn、齒數(shù)z1、z2和螺旋角amn(z3z4)2cos一般z325~40，8~15。初選z330，10，則z4i2z32acos2155cos101.97mn30126z3z4由標準模數(shù)取mn2mm，則2acos2155cos10z3z4153.45mn2取z3z4154z3z4154則z3i229.45114.23取Z330z415430124齒數(shù)比：z4/z3124/304.13與i4.23的要求比較，偏差為%，可用。于是cos1mn(z3z4)cos121548.102a2155知足要求。（6）、計算齒輪分度圓直徑小齒輪mnz3230d360.6mmcoscos8.10大齒輪mnz42124d4250.5mmcoscos12.10（7）、齒輪寬度bdd3圓整大齒輪寬度b473mm取小齒輪寬度b367mm（8）、校核齒輪曲折疲憊強度查表可知：Flim1Flim2220MPa；；SFmin1.5；YN1YN21FlimYSTYN2202FpSFmin1293.33MPa1.5依據z3、z4查表則有：YFa12.35；YFa22.2；Ysa11.58；Ysa21.77；Y0.68Y0.9則F32KT3YFa3Ysa3YY3Fpbd3mn7860.62YFa4Ysa432.342.21.7733.91MPaF4F3YFa3Ysa32.351.58FP因此兩齒輪齒根曲折疲憊強度知足要求，此種設計合理。因此齒輪的基本參數(shù)以下表所示:名稱符號公式齒1齒2齒3齒4齒數(shù)zz237630124分度圓直徑ddmz齒頂高hahaha*m2233齒根高hfhf(ha*c*)m齒頂圓直徑dadad2ha齒根圓直徑dfdfd2hf中心距aam(z1z2)/2100155孔徑b齒寬bbdd162566773四、減速器構造設計名稱箱座壁厚箱蓋壁厚箱蓋凸緣厚度箱座凸緣厚度箱座底凸緣厚度地腳螺釘直徑地腳螺釘數(shù)量軸承旁聯(lián)接螺栓直徑機蓋與座聯(lián)接螺栓直徑聯(lián)接螺栓d2的間距軸承端蓋螺栓直徑視孔蓋螺釘直徑定位銷直徑df、d1、d2到外箱壁距離df、d2至凸緣邊沿距離軸承旁凸臺半徑

符號1b1bb2dfnd1d2ld3d4dC1C2R1

減速器型式及尺寸關系/mm1010151525166121218086822、18、2020、2013凸臺高度h50外箱壁至軸承座端面距離l140大齒輪頂圓與內箱壁距離114齒輪端面與內箱壁距離213箱蓋、箱座肋厚m1、m19；m9m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)Ⅰ軸:最小直徑為dc3p11039.9716.6mmn2890考慮到聯(lián)軸器的內徑,故最小直徑取20㎜Ⅱ軸:最小直徑為dc3p11039.48mmn85024.6考慮到滾子軸承的內徑,故最小直徑取30㎜Ⅲ軸:最小直徑為dc3p11039.0139.01㎜n200.9考慮到滾子軸承的內徑,故最小直徑取45㎜（2）軸的校核3選材45鋼，調質辦理，其機械性能由表查[1]b=60MPa，b=640MPa,1=275MPa,1=155MPa,P=,T3=聯(lián)軸器的計算轉距TcaKA*T3查表取d3minKA=，TcaKA*T3=*328522=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JA3560JA35(GB5014-85)，其工稱轉距為,軸3的構造、尺寸以下列圖：求作用齒輪上的力：d=,T3=2T32*3496402868NFrtann1057NFaFttan465NFt243.81Ftdcos求作用于軸上的支反力：水平支反力：RH1RH2FtFt*72RH2(72148)得RH1=1929NRH2=930N垂直面內支反力：RV1FrRH20RV1(72148)F*148rMa0FadMa2得RV1=453NRV2=604N作出彎距圖依據上述簡圖，分別求出水平面和垂直平面內各力產生的彎距：MH=MV1=MV2=總彎距MMH2MV2M1=M2=作出扭距圖作出計算彎距圖Mca2M2(T)21652402(0.6)2=Mca1=M1=校核軸的強度caMcaMca=<[1]故安全W0.1d六，精準校核軸的疲憊強度、截面I左邊抗彎截面模量按表中的公式計算W=0.1d=9113mm3抗彎截面模量WT0.2d=18225mm3抗彎截面扭距T3為T3=截面上的曲折應力bM=W截面上的扭轉切應力TT3=WT截面I左邊的彎距M為165240*（72-44）/72=因r/d=D/d=查表得由查表計算得，理論應力集中系數(shù)==又查表得軸的資料敏性系數(shù)為q=故效應力集中系數(shù)為k=1+q（-1）=k=1+q（-1）=查表的尺寸系數(shù)=扭轉尺寸系數(shù)=軸按磨削加工，得表現(xiàn)質量系數(shù)為==軸未經表面加強辦理，即=1計算綜合系數(shù)值為qK=k/+1/-1=K=k/+1/-1=資料特征系數(shù)==計算安全系數(shù)ScaS=1/（Kb+m）=S=1/（KT+m）=22Sca=SS/SS=>>S=故可知其安全。截面II右邊抗彎截面模量按表中的公式計算33W=d=11059mm抗扭截面模量33WT=d=22118mm彎矩M為M=1652401*7244=72截面II上的扭矩T=349640截面上曲折切應力b=M=W截面上的扭轉切應力TT=WT=過盈配合處的k/值，由手冊可知K/r=k于是得k/=K/r=軸按磨削加工，得表現(xiàn)質量系數(shù)為==故得綜合系數(shù)為：K=k/+1/-1=K=k/r+1/-1=軸在截面4的左邊的安全系數(shù)為SS

=1/（Kb+m）==1/（KT+m）=22S=SS/SS=>>S=故該軸在I右邊的強度也是足夠的。又因本傳動無ca大的剎時過載及嚴重的應力循環(huán)對稱性，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=25800NC0r=20500NRRV2RH2R1=1981NR2=1116N計算派生力系s1、s2，由表得s=s1=R1=9905Ns2=R2=558N因s2+Fa=1023>s1故2邊為緊邊，因此A1=s2+Fa=1023N

A2=s2=558N計算當量動負荷軸承I：A1=1023/20500=由表得e1=C0A1=1023/1116=>e由表得x=y=R1111pfp（xy1pp1=1R1+1A）=2222N同理可得2=<1軸承壽命L106C'()=250000h>Lh=23360hh60nP壽命采用符合要求。六，鍵連結的選擇和計算依據軸的各個階梯的直徑和長度尺寸選用鍵的尺寸，查相關資料以下：本減速器的工作條件為有輕度沖擊載荷，選擇鍵以下：鍵名國標1(聯(lián)軸器)鍵6X6GB1096-79A型2（齒輪2）鍵14X9GB1096-79A型3（齒輪3）鍵14X9GB1096-79A型4（齒輪4）鍵14X9GB1096-79A型5（輸出軸）鍵10X8GB1096-79A型查表的鋼的靜聯(lián)接在時的許用應力[p]=100~120MPa校核鍵14T〈p]==[dhl校核鍵20=4T〈[p]dhl=MPa校