帶式運輸機傳動裝置設(shè)計

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1、 目錄 1、 傳動方案擬定………………………………………………………4 2、 電動機的選擇………………………………………………………4 3、 計算總傳動比及分配各級的傳動比………………………………6 4、 運動參數(shù)及動力參數(shù)計算…………………………………………6傳動零件的設(shè)計計算 1.V帶傳動的設(shè)計………………………………………………7 2.高速級齒輪傳動的設(shè)計及校核………………………………10 3.低速級齒輪傳動的設(shè)計及校核………………………………14 5、 軸的設(shè)計計算………………………………………………… 16 七、滾動軸承的校核計算…………………………………………2

2、5 八．鍵聯(lián)結(jié)的選擇及計算…………………………………………26 帶式運輸機傳動裝置設(shè)計(第二組） （1） 原始數(shù)據(jù) 已知條件：輸送帶工作拉力 輸送帶速度 卷筒直徑 (2) 工作條件 1） 工作情況：兩班制工作（每班按8h計算），連續(xù)單項運轉(zhuǎn)，載荷變化不大，空載啟動；輸送帶速度容許誤差5%；滾筒效率 2） 工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境溫度30℃左右 3） 使用期限：折舊期8年，4年一次大修。 4） 制造條件及批量：普通中.小制造廠，小批量 總體設(shè)計 1． 傳動方案的擬定 根據(jù)已知條件計算

3、出工作機滾筒的轉(zhuǎn)速為 若選用同步轉(zhuǎn)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20 2． 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(shè)分別為彈性聯(lián)軸器,閉式齒輪傳動（設(shè)齒輪精度為8級）,滾動軸承,V形帶傳動。滾筒的效率，由表2-2差得η1=0.99 η2=0.97 η3=0.99 η4=0.95 η5=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(zhuǎn)速的選擇：

4、選擇常用的同步轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(zhuǎn)速nm和滾筒轉(zhuǎn)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：

5、 電動機型號為Y160L-6 減速器的總傳動比為

6、 Z=6

7、 M=2mm A=135mm

8、

9、

10、 預計壽命：823658=46720h X=1 Y=0 P=986.791N C鍵 8X7 A鍵 20X12 A鍵 14X9

11、 A鍵 14X9 方案號 電動機型號 額定功率/kw 同步轉(zhuǎn)速r/min 滿載轉(zhuǎn)速r/min 總傳動比 軸外伸軸徑/mm 軸外伸長度/mm 1 Y160M-4 11 1500 1460 27.80 42 110 2 Y160L-6 11 1000 970 18.47 42 110 由上表可知，方案1中雖然電動機轉(zhuǎn)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(jié)構(gòu)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11

12、0mm 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(zhuǎn)速計算： （2）各軸的輸入功率計算 （2）各軸的輸入轉(zhuǎn)矩計算 各軸的運動及動力參數(shù) 軸號 轉(zhuǎn)速 功率 轉(zhuǎn)矩 傳動比 1 970 8.762 86.265 2 342.76 8.414 234.431 3 157.45 8.080 490.086 4 157.45 7.917 480.320

13、 五．傳動零件的設(shè)計計算 1.選V帶 ⒈確定計算功率Ρca 由表8-7查得工作情況系數(shù),故 ⒉選擇V帶的帶型 根據(jù)Ρca?n1由圖8-11選用B型 ⒊確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v 1 )初選小帶輪的基準值徑dd1 由表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/s＜v＜25 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： ⒋確定V帶的中心距α和基準長度Ld 1﹚初定中心距 2﹚計算帶

14、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α 中心距的變化范圍為728-2080mm ⒌驗算小帶輪上的包角 ⒍計算帶的根數(shù)Z 1﹚計算單根V帶的額定功率Ρr 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ΚL=1.15，于是 2﹚計算V帶根數(shù)Z 取6根 ⒎計算單根V帶的初拉力的最小值 由表8-3

15、得B型帶的單位長度質(zhì)量 所以 ⒏計算壓軸力Fp 壓軸力的最小值為: 2.高速級齒輪傳動設(shè)計 已知輸入功率P1=8.672KW，小齒輪的轉(zhuǎn)速n1=970r/min，齒數(shù)比u1=2.829.由電動機驅(qū)動，壽命為8年（設(shè)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

16、。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS a. 選小齒輪齒數(shù)Z1=24，則大齒輪齒數(shù)Z2=2.82924=67.896 取Z2=68 （2）按齒面接觸強度設(shè)計 a.試選載荷系數(shù)Kt=1.3 b.計算小齒輪傳遞的扭矩 T1=95.5105P1/n1=95.51058.762/970=86265105Nmm c.由表10-7選取齒輪寬系數(shù)d=1 d.由表10-6查得材料彈性系數(shù)ZE=189.8 e.由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1=600Mpa;大齒輪的

17、接觸疲勞強度疲勞極限σHlim2=550Mpa f.計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60n1jLh=60970(283008)1=2.235109 N2=2.235109/2.829=7.9108 g.由圖10-19取接觸疲勞壽命KHN1=0.9；KHN2=0.92 h.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） [σH]1= KHN1σHlim1/S=0.9600/1=540Mpa [σH]2= KHN2σHlim2/S=0.92550/1=506Mpa 計算： a.小齒輪分度圓直徑d1t,代入[σH]3中較小的值 =64.365mm b.計算

18、圓周速度v v===3.27m/s c.計算齒寬b b= d1t =164.365=64.365 d.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 ==10.67 e.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=1.14 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=1.621 f.按實際載荷系數(shù)校正所算

19、得的分度圓直徑，由式可得 d1=d1t=64.365=69.278 g.計算模數(shù)m m===2.89mm (3)按齒根彎曲強度設(shè)計 1）確定各公示內(nèi)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=380Mpa b.由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.88 =0.9 c.計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則 ===314.286 ===244.286 e.計算負載系數(shù)K K=KAKVKFαKFβ=11.1411.4=1.596 f.查取齒形系數(shù) 由表10-5查得YFa1=2.65

20、 YFa2=2.248 g.查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表10-5查得YSa1=1.58 YSa2=1.746 h.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(shè)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=200mm b.計算中心距 a=

21、 c.計算齒輪寬度 b==170=70mm 取B2=70mm, B1=75mm 3、低速級齒輪傳動設(shè)計 （原理同高速級齒輪傳動設(shè)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(diào)質(zhì)）240HBS 2.選=24 =242.176=52.224 取=53 Kt=1.3 ZE=189.8MPa 3.T3==490086N.mm 4.查得=600Mpa =550Mpa 5.=60157451(283008)=3.628108 由圖取 =0.92 =0.95 6. 7.d3t=115.285mm 8

22、. 9. 所以， 10.d3=121.105mm m=5.046mm 11.查得 所以， 12. 13.查得 所以，大齒輪的數(shù)值大 14. 圓整=3 15. 所以，B2=95mm B1=100mm 六．軸的設(shè)計計算 1）輸入軸的設(shè)計 a.初算軸徑 選用45鋼（調(diào)質(zhì)） 硬度217~255HBS，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%)=25.1

23、5mm 所以，初選d=27mm b.軸結(jié)構(gòu)設(shè)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 Ⅰ段：d1=27mm 長度取L1=50mm 因為，h=2c c=1.5mm Ⅱ段：d2=d1+2h=27+23=33mm L2=20(套筒)+55（聯(lián)軸箱與外壁距）=75mm Ⅲ段：d3=38mm 初選用7208c型角接觸球軸承，內(nèi)徑為40mm, 寬度為18mm, D=80mm, L3=

24、18mm 所以，取 Ⅳ段： Ⅴ段：取d5=40mm L5=18mm 則軸承跨距L=235.5mm 3.按彎矩復合強度設(shè)計計算 ①已知d1=70mm T1=86265N.mm ②圓周力： ③徑向力：Fr=Fttanα=2464.714tan20=897.083N ④由上可知：LA=64mm LB=214mm LC=134mm 1)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

25、N FBz=567.416N 截面C在垂直面彎矩 Μc1==690.38864=44.18 3)繪制水平面彎矩圖（c） 截面C在水平面彎矩為 Μc2==1897.28964=121.43 4)繪制合彎矩圖(d) Μc===129.22 5)繪制扭矩圖（e） Τ=9.55(ΡⅡ/nⅡ) 10=Τ1=86.265 6）繪制當量彎矩（f） 取α=1 則=[+()]=[129.22+244.03]=276.13 7）校核危險截面 = 該軸強度足夠 （2）輸出軸的設(shè)計

26、計算 a．按扭矩初算軸徑 先用45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度217∽255 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(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查表8-2選用YL11型凸緣聯(lián)軸器 其公稱轉(zhuǎn)矩為1000，半聯(lián)軸器孔徑為50，故選 C．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)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

27、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(shè)計成齒輪軸 2． 確定軸的各段直徑和長度 Ⅰ段： 長度取 Ⅱ段： Ⅲ段： 初選用7213c型角接觸球軸承，內(nèi)徑為65,寬度23， 所以， Ⅳ段： Ⅴ段： Ⅵ段： Ⅶ段： 3．按彎扭復合強度計算 ①已知 ②圓周力 ③徑向力 ④由圓可知 ⑴求支反力 ⑵截面C在垂直面彎矩

28、 截面C在垂直水平面彎矩 ⑶ ⑷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(shè)計計算 a.初算軸徑 1.選用45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度217-255HBS，查課本P235表10-2得 ，C=115 ∴d≥c=115 2.選軸承：初選用7208c型角接觸球軸承，其內(nèi)徑為40mm,寬18mm,D=80mm b.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 Ⅰ段：由軸承可知 Ⅱ段 Ⅲ段 Ⅳ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

29、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Ⅲ設(shè)計成齒輪軸。軸承由軸肩及套筒固定。 按彎矩復合強度設(shè)計計算 七．滾動軸承的選擇及校核計算Ⅰ軸：7208cⅡ軸：7208cⅢ軸：7213c 預計壽命：823658=46720小時 計算輸入軸承Ⅰ 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=0 b.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（Ⅲ） a.軸承所受徑向力：Fr=2912.3N F

30、a=0 Fa/Fr=0 X=1Y=0 b.計算當量動載荷：P=fp(xFr+YFa) P=1.1(12912.3+0)+3203.53N c.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=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

31、 鍵A 149 l=L-b 鍵長63 T h=9mm 4.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=66mm T h=9mm 個人小結(jié) 　　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(shè)計課程設(shè)計。 　　我們所得到的任務(wù)是憑借極少的數(shù)據(jù)，自行設(shè)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(shè)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。

32、諸如在對齒輪進行的計算和校驗，由于各種原因?qū)е虑扒昂蠛笥嬎懔硕啻?，大大影響了整體速度，而重復計算某一樣東西所帶來的煩躁感也在整個團隊中揮之不去。 另外通過實訓讓我們進一步掌握了機械原理以及機械設(shè)計課堂中所學習的查表和公式計算，在沒有老師親自指導的時間里，我們不僅增強了看書自學的能力，更加強了同組的團隊合作甚至跨組的相互探討，共同完成了這項繁復的任務(wù)。 在整個計算校驗過程中，碰到了很多困難和挫折，因彼此的過失而造成集體計算錯誤也比比皆是，但就是在這樣互相改正的作用下，讓我越發(fā)珍惜和大家共同學習的時間和方法。 進入繪圖過程后，再度感嘆制圖的不宜，每一根線都要用心地量取尺寸并小心的繪制到巨大的

33、圖紙之上，在用上之前所設(shè)計的諸多尺寸的同時還要自行設(shè)計整個減速箱體的大小和內(nèi)部配合及見習，即使是同一組用的同一個數(shù)據(jù)，最終所設(shè)定出的箱體結(jié)果也是各有千秋。 無論是初繪還是加深描寫，每一步每一步都需要投入大量的經(jīng)歷甚至是休息的時間才能完美的完成，但是看著周圍的人都認真地伏案于桌前，某一種動力就催促我繼續(xù)畫下去直至深夜。 本次的實訓對我們是一個可稱之為考驗的過程，是一種歷練，對作圖，對機械本身，對團隊合作，種種種種，收獲頗多。我們懂得了，看圖，識圖，計算，校驗，分工已及和機械設(shè)計，機械原理等相關(guān)課程進一步加深印象。在老師“點題”的幫助下，有條不紊地得到了完成。同時讓我們體驗到了很多平日理論課堂上無法得到的知識，增強了我對機械繪圖的整體把我和零件搭配的基本原理。 相信這會成為我今后在機械這塊領(lǐng)域的學習變得更為積極動力。也會成為我們這個專業(yè)在學習的所有人心中一份特殊的記憶。 30 / 30文檔可自由編輯打印