带式运输机传动装置设计

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1、带式运输机传动装置设计 1. 工作条件 连续单向运转，载荷有轻微冲击，空载起动；使用期 5年，每年300个工作日，小批 量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为土 5% 1-电动机；2-联轴器；3-展开式二级圆柱齿轮减速器；4-卷筒；5-运输带 题目B图带式运输机传动示意图 2.设计数据 学号一数据编号 11-1 12-2 13-3 14-4 15-5 运输带工作拉力F （ kN ） 运输带工作速度v （ m/s） 卷筒直径D （ mm ） 380 360 340 320 300 3.设计任务 1） 选择电动机

2、，进行传动装置的运动和动力参数计算。 2） 进行传动装置中的传动零件设计计算。 3） 绘制传动装置中减速器装配图和箱体、齿轮及轴的零件工作图。 4） 编写设计计算说明书。 二、电动机的选择 1、 动力机类型选择 因为载荷有轻微冲击，单班制工作，所以选择 丫系列三相异步电动机。 2、 电动机功率选择 （1）传动装置的总效率： （2）电机所需的功率： 3、 确定电动机转速 计算滚筒工作转速： 因为ia 8~40 所以 nd ia nw 8~ 40 50.76 406.08 ~ 2030.4 r/min 符合这一范围的同步转速有 750、1000、和1500r/min。

3、 根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号， 因此有三种传动比方案， 综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第 2方案 比较适合，则选 n=1000r/min。 4、 确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为 Y132M2-6 其主要性能：额定功率；满载转速 960r/min ;额定转矩；质量63kg。 三、计算总传动比及分配各级的传动比 1、 总传动比 2、 分配各级传动比 查表可知 i1 1.4i2 所以 i1 .. 1.4i1.4 18.91 5.16 四、动力学参数计算 1、

4、 计算各轴转速 2、 计算各轴的功率 Po= P电机= Pl=p 电机Xn仁x = KW Pi =P Xn 2= xx = KW Pm =R Xn 3= xx = piv = xx = 3、计算各轴扭矩 T 零=9550P/n=4377 N • mm T=x 106P/ni=4333 N • mm Ti =x 106Pi /n ii = 21500N • mm Tii =x 106Pii /n iii =75520 N • mm Tv =9550x 106 P v/n v =74025 N • mm 五、传动零件的设计计算 1. 选精度等级、材料及齿数 1) 材

5、料及热处理； 选择小齿轮材料为40Cr (调质)，硬度为280HBS大齿轮材料为45钢(调质)，硬 度为240HBS二者材料硬度差为 40HBS 2) 精度等级选用7级精度； 3) 试选小齿轮齿数z1 = 24,大齿轮齿数z2= 124的； 2. 按齿面接触强度设计 因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。按 式(10— 21)试算，即 2 KtT U 1 Ze d u C H 选定载荷Kt 1.3 计算扭矩T1 43.77N * m 7级精度； z1 = 20 z2 = 96 3. 确定公式内的各计算数值 (1) 试选Kt = (

6、2) 由［1］表10 — 7选取尺宽系数 d = 1 (3) 由［1］表10 — 6查得材料的弹性影响系数 Ze= (4) 由［1］图10 — 21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极c Hlim1 = 600MPa大齿轮的解除疲劳强度极限C Hlim2 = 550MPa (5) 由［1］式10 — 13计算应力循环次数 N1 = 60n 1jLh = 60 x 960x 1 x( 1x 8x 300x 5)= 6.912 108 N2 = N1/ =x 10e8 N3= x10e8 N4=N3/= x 10e8 此式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。 Ln为齿轮的工作寿命

7、，单位小时 (6) 由［1］图10— 19查得接触疲劳寿命系数 KHN仁 KHN舉 KHNS KHN车 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 ［ ［ 1 %,安全系数S= 1,由式（10- 12）得 a h]1 =x 600MPa= 552MPa a h]2 550MP* 517MPa [a h]3 = X 600MP* 564MPa [a h]4 550MP年 539MPa 计算高速轴 试算小齿轮分度圆直径 d1t 3 d1t > 2.32* . K" u 1 2 Ze d u aH 3 3.2 517 计算圆周速度 v= n d

8、1tn2 =n 5Q.Q92 960 =s 60 1000 60 1000 计算齿宽b及模数m b= dd1t=1 X = d1t 50.029 m=JL = = Z1 24 h==x = b/h== K 由［1］表10— 2已知载荷平稳， 根据v=s,7级精度，由［1］图 计算载荷系数 —4查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时 齿轮的相同 所以取 KA=1 10— 8查得动载系数 KV=由［1］表10 Khb的计算公式和直 = 2.32* ..「3 也77 103 3・2 1 低.8 使用系数 K A=1 由 b/h二,Khb= 查[1]表

9、10—13查得Kfb = 由[1]表 10— 3 查得 KHa =KHa =1。 故载荷系数 K=K aKvKhu KhB =XX 1X = 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由 [1]式（10— 10a）得 3 3 d1= du , K/Kt =50.092 .1.79/1.3 mm= 计算模数m m d1=50^mm= z1 24 由［1］图10-20c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 a F1=500Mpa大齿轮得 弯曲疲劳极限强度a F2=380MPa 由[1]10-18查得弯曲寿命系数 KFN1二 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数S=见[1]表10-12

10、得 0.85*500 [a F1]= (KFN1*a F1) /S= = 1.4 0.9* 380 [a F2]= ( KFN2*a F2) /S= = 1.4 计算载荷系数 K=KAK/K= a Kf p =1 XX 4 X = 查取应力校正系数 由表 10— 5 查得 Ysa1=; Ysa2= 查取齿形系数 YFa1= YFa2 = 计算大、小齿轮的并 YFaYSa加以比较 aF KFN2= Y Fa1YSa1 = 2.65 1.58 aF 1 303.57 YFa2Ysa2 _ 22.16 1.81 244.29 "f 2 设计计算 m> 厂「51

11、2 4.377* 10e4 0.01600 = 1 242 对结果进行处理取m=2 Z1=d1/m=2^ 26 Z2=u* Z1=*26 〜135 几何尺寸计算 计算分度圆直径 中心距 d1=z1m=26*2=52mm d2=z1m=135*2 =270mm a=(d1+d2)/2=(270+52)/2=161 计算齿轮宽度 b= dd1 =52mm 计算低速轴 试算小齿轮分度圆直径 d1t 3 1 2 D2t > 2.32* K" U 1 Ze V d u aH 3 3 2 1.3 215 103 3.2 1 189.8 = 2.32* . \ 1

12、3.2 539 计算圆周速度 v= n d2tn2 n 82・82 186.5=s 60 1000 60 1000 计算齿宽b及模数m m^-=— zA 24 h==x = b= dd1t=1 x = d!t 82.82 b/h== 计算载荷系数K 由［1］表10— 2已知载荷平稳，所以取 KA=1 根据v

13、=s,7级精度，由［1］图10— 8查得动载系数KV=由［1］表10 —4查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时 Khb的计算公式和直 齿轮的相同 使用系数 K A=1 由 b/h=， Khb= 查［1］表10—13查得Kfb = 由［1］表 10— 3 查得 KHa =KHa =1。 故载荷系数 K=K aKvKhu KhB =XX 1X = 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由 ［1］式(10— 10a)得 3 3 , d1= 小牡；K/Kt =82.82 ,0.9/1.3 mm二 计算模数 m m ^1=71.32 mm= Z1 24 由［1］图10-20

14、c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限 a F1=500Mpa大齿轮得 弯曲疲劳极限强度c F2=380MPa 由［1］10-18 查得弯曲寿命系数 KFN3二 KFN4二 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数S=见［1］表10-12得 ［a F1］= (KFN1*a F1) /S= 0.9* 500 = 1.4 0.95*380 ［a F2］= ( KFN2*a F2) /S= = 1.4 计算载荷系数 K=KAK/Kz a Kf 3 =1 XX 1 X = 查取应力校正系数 由表 10— 5 查得 Ysa3=; Ysa4= 查取齿形系数 YFa4 YFa3 = 计算大

15、、小齿轮的并YfaY1加以比较 aF Y Fa1YSa1 = 2.65 1 .58 = aF 1 32143 YFa2Ysa2_2.2 1.78 _ （tf 2 257.86 设计计算 0.9 215*10e4 1 242 • .015186 = 对结果进行处理取m= 取3 Z1=d1/m=3^ =28 Z2=u* Z1=*28 〜102 几何尺寸计算 计算分度圆直径 中心距 d1=z1m=28*3=84mm d2=z1m=102*3 =306mm a=(d1+d2)/2=(306+84)/2=195 计算齿轮宽度 b= dd1 =84mm 六、轴

16、的设计计算 1总结以上的数据 功率 转矩 转速 齿轮分度圆 直径 压力角 -m 1430r/mi n 42mm 20 L=189mm D1-2=25mm L1-2=12mm D2-3=30mm 2求作用在齿轮上的力 Fr=Ft*tan =*tan20 = 3初步确定轴的直径 先按式[1]15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45号钢。根据表[1]15-3 选取A=112。于是有 4联轴器的型号的选取 查表[1]14-1,取Ka二则； Tca=Ka*T3=*= - m Tca=Ka*T3=*= - m 按照计算转矩Tea应小于联轴

17、器的公称转矩的条件，查标准 GB/T5843-2003 （见表[2]8-2 ）,选用GY2型凸缘联轴器，其公称转矩为 63 N - 半联轴器的孔径 d1=16mm .固取d“2=16mm 4联轴器的型号的选取 查表[1]14-1,取Ka二则； Tea=Ka*T3=*= - m 按照计算转矩Tea应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准 GB/T5843-2003 （见表[2]8-2 ）,选用GY2型凸缘联轴器，其公称转矩为 63 N - m 半联轴器的孔径di=16mm .固取di-2=16mm 见下表 5.轴的结构设计 A拟定轴上零件的装配方案 B根据轴向定位的要求确定轴的各

18、段直径和长度 a为了满足半联轴器的轴向定位要求 1-2轴段右端要求制出一轴肩；固取 2-3段 的直径d2-3=18mm左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=2C。半联轴器与 轴配合的毂孔长度Li=42mm , 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，固取 1-2断的长度应比 Li略短一些，现取 Li-2=40mm b初步选择滚动轴承。 考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速 转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量〈 =8-16〉大量生产 价格最低固选用深沟球轴承，又根据d2-3=18mm所以选6004号轴承。右

19、端采用轴肩 定位 查[2] 又根据d2-3=18mn和上表取d3-4=20mm c 取安装齿轮处的轴段 4-5的直径d4-5=25mm d轴承端盖的总宽度为15m m（由减速器和轴承端盖的机构设计而定） 根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为 25mm固取L2-3 =40mm，c=15mm考虑到箱体的制 Ft = Fr = GY2凸缘联轴器 Ka= Tea二• m d1=16mm 造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁有一段距离 s,取s=8mm 已知滚动轴承的宽度T=12mn小齿轮的轮毂长L=50mm贝V L3-4 =12m m

20、至此已初步确定轴得长度 有因为两轴承距离为 189，含齿轮宽度所以各 轴段都已经确定，各轴的倒角、圆角查表 [1 ]表15-2 取 七、滚动轴承的选择及校核计算、 根据要求对所选的在低速轴 3上的两滚动轴承进行校核，在前面进行轴的计算时 所选轴3上的两滚动轴承型号均为 61809，其基本额定动载荷 Cr 4650 N，基本 额定静载荷Cr 4320N。现对它们进行校核。由前面求得的两个轴承所受的载荷分 别为 FNH1=758N FNV1 = FNH2= FNV2= 由上可知轴承2所受的载荷远大于轴承 2,所以只需对轴承2进行校核，如果轴承 2满足要求，轴承1必满足要求。 1

21、）求比值 轴承所受径向力 Fr -1600.22 6 97.232 N 1745.5N 所受的轴向力 Fa 0N 它们的比值为 —0 F r 根据［1］表13-5，深沟球轴承的最小e值为，故此时Fa e。 Fr 2）计算当量动载荷 P,根据［1］式（13-8a） P fp（XFr YFa） 按照［1］表 13-5，X=1，Y=0,按照［1］表 13-6， fP 1.0 ~ 1.2， 取fP 1.1。则 3）验算轴承的寿命 按要求轴承的最短寿命为 （工作时间），根据［1］ Lh -0—（存） 60 n 皿 P 53042 h 46720 取3）所以所选的轴承 8

22、h 46720h Lh 2 8 365 （13-5 ） 10 6 60 93.1r/m in h 61909满足要求。 八、键连接的选择及校核计算 込）3 1920 （ 3对于球轴承 按要求对低速轴3上的两个键进行选择及校核。 1）对连接齿轮4与轴3的键的计算 （1） 选择键联接的类型和尺寸 一般8以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故可选 用圆头普通平键（A型）。 根据d=52mm从 ［1］表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度 b=16mm高度h=10mm由 轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长 L=63mm （2） 校核键联接的强

23、度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由［1］表6-2查得许用挤压应力［p］ 100~120MPa， 取平均值，［p］ 110MPa。键的工作长度l=L-b=63mm-16mm=47m

24、键连接。 根据d=35mn从［1］表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度 b=10mm高度h=8mm由半 联轴器的轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长 L=70mm （2） 校核键联接的强度 键、轴和联轴器的材料也都是钢，由［1］表6-2查得许用挤压应力 ［p］ 100~120MPa ， 取其平 均值，［p］ 110MPa 。 键的工 作长度 l=L-b=70mm-10mm=60mm键与轮毂键槽的接触高度 k==x 8=4mm 根据［1］式（6-1 ）可得 2T 103 kid 2 266.44 103 4 60 35 MPa 63.4MPa [ p] 110MPa所以所选的

25、键满足强度要 求。 键的标记为：键 10X 8X 70 GB/T 1069-1979 。 圆头普通平键 (A型) p = 键 16X 10X 63 p 九、联轴器的选择及校核计算 本设计的联轴器的选择主要包括了两个联轴器的选择，第一个是电动机轴与减速器的 输入主轴的联结，根据文献 2中的表12-23Y系列电动机的外型尺寸，本设计所选用的电 动机的型号为Y112M-4,可知电动机的输出主轴的外伸部分的长度 E和直径D分别是60和 28。又本设计的蜗轮轴的直径计算最小值为 36.91mm和蜗杆的计算最小直径为14.69mm 又轴上都装有键，要将尺寸扩大7流右。最终确定的蜗轮轴

26、的直径和蜗杆轴的直径分别是 42mn和28mm G艮据文献2表8-8弹性套柱销联轴器，最后确定电动机与减速器的输入轴 间的联轴器选择为LT4型，其标注为LT4联轴器YA28 X 62。对于第二个减速器的输出轴 与工作机的输入轴之间的联轴器减速器选择 LT7型，其标注为LT7联轴器JA42X112。 十、减速器的润滑与密封 1、 齿轮的润滑 因齿轮的圆周速度＜12 m/s，所以采用浸油润滑的润滑方式。高速齿轮浸入油面高度约个 齿高，但不小于10mm低速级齿轮浸入油面高度约为1个齿高(不小于10mr)i, 1/6齿轮。 2、 滚动轴承的润滑 因润滑油中的传动零件(齿轮)的圆周速度 V》〜

27、2m/s所以采用飞溅润滑。 3、 密圭寸 轴承盖上均装垫片，透盖上装密封圈。 十一、箱体及附件的结构设计 1、 减速器结构 减速器由箱体、轴系部件、附件组成，其具体结构尺寸见装配图及零件图。 2、 注意事项 (1) 装配前，所有的零件用煤油清洗，箱体内壁涂上两层不被机油浸蚀的涂料； (2) 齿轮啮合侧隙用铅丝检验，高速级侧隙应不小于，低速级侧隙也不应小于； (3) 齿轮的齿侧间隙最小=，齿面接触斑点高度＞45%长度＞60% (4) 角接触球轴承7213C 7218C 7220C的轴向游隙均为〜；用润滑油润滑； (5) 箱盖与接触面之间禁止用任何垫片，允许涂密封胶和水玻璃，

28、各密封处不允许漏油； (6) 减速器装置内装CKC15C工业用油至规定的油面高度范围； (7) 减速器外表面涂灰色油漆； (8) 按减速器的实验规程进行试验。 设计小结 如梭的岁月一闪即逝，仍然的光阴更如白驹过隙，转眼间为其三周的课程设计结束了， 这三周让我获益颇多。通过这次课程设计，使我对机械原理有了更深的理解•在这次的设 计中，由于是的一次作设计，缺乏经验，给设计带来了不必要的麻烦. 课程设计就在我们小组成员的共同努力下即将结束，回顾这几天来的辛勤努力，再看 一下我们的成果 ,心中充满了喜悦和一种强烈的集体荣誉感 .. 自己出题目,自己总体设计 , 自己动手把设计图形化 ,整个

29、过程必须节节相扣 , 哪个环节出了错 ,会给整个设计过程带来 意想不到的困难 , 因此需要每个成员慎之又慎 ,丝毫的麻痹大意都不允许出现 .在提交指导 老师审核之前 , 每个细节都是考虑来考虑去 ,恐怕在某个环节上出错，很可惜我们的设计不 够理想，不过还好，由此可见 ,在实际生产中 ,设计人员所要承担的责任有多大 .我们在设 计构成中 ,用到了很多图形软件 , 这些软件帮助我们实现我们的设计意图 , 通过计算机模拟 现实的方法来实现想象中的运动 .因此到了现在也才知道 , 掌握一种图形软件会对设计带 来巨大的帮助 ,同时也感觉到 ,要想作一个设计师 ,图形软件的应用应该能达到得心应手的 程度才

30、算合格 , 这也是对我们提出的要求 . 可惜的是, 以前时间浪费了许多 ,没有能够充分 利用时间来学习 , 以至于现在作图时困难重重 ,甚至感到力不从心 .故在学习本专业的同时 能够掌握一两种图形软件的应用 ,会对将来走向设计师的职业有莫大的帮助 . 而最重要的 就是, 既然是机械课程设计 , 如果对所学专业理解和掌握的不好，对于设计而言将会困难重 重. 课堂上的东西到了现在才算有了更深的理解 , 很多原来不明白的地方到了现在也才算 想通了, 这可算是一个跳跃 . 但归到底 , 要想设计出好的作品并能应用到生产实践中的话 , 必须将现在的课程教育与动手实践结合起来 , 我们认为这也是这次课程设

31、计的目的所在 , 现在或许会失败 ,那可能还无所谓 , 但是如果将来还失败的话 ,那会给社会带来资源的浪费 无论是人力还是物力 . 所以我们必须好好学习本专业课程 , 同时重视平时的动手实践机会 . 要学会将理论与实践相结合最后也算是给本篇作个总结 ,也是对这次课程设计的总结 . 通 过这次课程设计 , 我们学会了不少东西 ,正像上面所说的 ,团结协作的意识 ,课程以外知识 的学习, 以及课程与实践结合的意识 ,都是我们所能亲身感觉到的 ,没有多方面的知识做基 础,要想成功简直是妄想 . 所以在课程设计结束的同时提醒大家多多重视这次难得的实践 机会. 参考文献 [1] 濮良贵、纪名刚．机械设计（第八版） ．北京：高等教育出版社， 2006． [2] 龚溎义、罗圣国．机械设计课程设计指导书（第二版） ．北京：高等教育出版社， 1990． [3] 吴宗泽、罗圣国．机械设计课程设计手册（第二版） ．北京：高等教育出版社， 1999． [4] 陈铁鸣．新编机械设计课程设计图册．北京：高等教育出版社， 2003．