證券大廈信息系統(tǒng)的布線設計方案

- 1 - 設計帶式運輸機傳動裝置設計書 一、 課程設計題目： 設計帶式運輸機傳動裝置（簡圖如下） 原始數據： 數據編號 3 5 7 10 運輸機工作轉矩 T/(690 630 760 620 運輸機帶速V/(m/s) 筒直徑 D/20 380 320 360 工作條件： 連續(xù)單向運轉，工作時有輕微振動，使用期限為 10 年，小批量生產，單班制 - 2 - 工作（ 8小時 /天）。運輸速度允許誤差為 %5 。 二、 課程設計內容 1）傳動裝置的總體設計。 2）傳動件及支承的設計計算。 3）減速器裝配圖及零件工作圖。 4）設計計算說明書編寫。 每個學生應完成： 1） 部件裝配圖一張（ 2） 零件工作圖兩張（ 3） 設計說明書一份（ 60008000字）。 本組設計數據： 第三組數據：運輸機工作軸轉矩 T/( 690 。 運輸機帶速 V/(m/s) 。 卷筒直徑 D/ 320 。 已給方 案：外傳動機構為 減速器為兩級展開式圓柱齒輪減速器。 - 3 - 第一部分 傳動裝置總體設計 一、 傳動方案（已給定） 1） 外傳動為 2） 減速器為兩級展開式圓柱齒輪減速器。 3） 方案簡圖如下： 二、該方案的優(yōu)缺點： 該工作機有輕微振動，由于 用 且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用 V 帶這種簡單的結構，并且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。減速器 部分兩級展開式圓柱齒輪減速，這是兩級減速器中應用最廣泛的一種。齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠離扭矩輸入端的一邊， - 4 - 以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現(xiàn)象。原動機部分為 Y 系列三相交流 異步電動機。 總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。 計 算 與 說 明 結果 三、原動機選擇（ Y 系列三相交流異步電動機） 工作機所需功率：Pww= (見課設 m i n. 傳動裝置總效率： a（見課設式 2 87654321 a （見課設表 12 a 電動機的輸出功率： 課設式 2 取 KP 選擇電動機為 （見課設表 19 技術數據：額定功率 （ 4 滿載轉矩（ 960 額定轉矩（ ） 最大轉矩（ ） - 5 - （見課設表 19 A： 216 B： 178 C： 89 D： 38 E： 80 F： 10 G： 33 H：132 K： 12 280 270 210 315 238 L： 235 四、傳動裝置總體傳動比的確定及各級傳動比的分配 1、 總傳動比： 課設式 2 2048960 各級傳動比分配： （見課設式 2 21 外傳動帶選為 普通 V 帶傳動 1、 確定計算功率： 1）、由表 5A 2）、由式 5設） 2、選擇 V 帶型號 查圖 5設 )選 A 型 - 6 - （ 1）、參考圖 5設）及表 5設）選取小帶輪直徑 a 1121 2 1 （電機中心高符合要求） （ 2）、驗算帶速 由式 5設） a 1111 0 060 1129601 0 0 060 （ 3）、從動帶輪直徑 31 1 查表 5設） 取 a 2802 （ 4）、傳動比 i （ 5）、從動輪轉速 m i n 112 i a 和帶長 （ 1）、按式（ 5選中心距 1021 a 取 000 （ 2）、按式 (5求帶的計算基礎準長度 - 7 - 004)112280()280112(27002(2)()(2222212100查圖 設 )取帶的基準長度 0003)、按式 (5計算中心距 :a La d 19602000700(2 00 (4)、按式（ 5定中心距調整范圍 a d 780)a x a d 690)i n 由式 (5 1 2 01 6 6601 8 0 121 a dd 帶根數 Z (1)、由表（ 5設）查得 12 00r/80r/根 線性插值法求 80r/的額定功率 00960(800980 (2)、由表（ 5設）查得 3)、由表查得（ 5得包角系數 (4)、由表 (5查得長度系數 5)、計算 ，由式（ 5 - 8 - 00 Z=5根 7計算單根 V 帶初拉力 式（ 5設。 60)00 20 設查得 8計算對軸的壓力 式（ 5 F Q 1588)2160s i s i 0 9確定帶輪的結構尺寸，給制帶輪工作圖 小帶輪基準直徑 12帶輪基準直徑 80用孔板式結構，基準圖見零件工作圖。 第三部分 各齒輪的設計計算 一、 高速級減速齒輪設計（直齒圓柱齒輪） 度和齒數選擇，因傳遞功率不大，轉速不高，材料按表 7取，都采用 45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調質，均用軟齒面。齒輪精度用 8級，輪齒表面精糙度為 齒面閉式傳動，失效形式為占蝕，考慮傳動平穩(wěn)性，齒數宜取多些，取 4 則 - 9 - 1i=34 9 （ 1）設計準則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。 （ 2）按齒面接觸疲勞強度設計，由式（ 7 3 1112 106 P/n=106 84=134794 N 圖（ 7取材料的接觸疲勞，極限應力為 80 60 由圖 7取材料彎曲疲勞極陰應力 30 10 應力循環(huán)次數 7算 0n, 0 (8 360 10)=109 N1/u=109/109 由圖 7由圖 7 ； 由圖 7 選式 (77許用接觸應力和許用彎曲應力 6381m 5822m - 10 - 3281m i 3002m i 將有關值代入式 (7 31221 則 0 1000)=s ( 1/100)=(34/100)m/s=s 查圖 7 表 7和得 K A= = =H= =修正 M=1=表 7m=23) 計算幾何尺寸 d1= 34=68 d2= 89=178 a=m(2=123 b= 68=68 5 b1=0=75 由圖 7 - 11 - 由式 (7核大小齒輪的彎曲強度 . 1323211 21212 二、低速級減速齒輪設計（直齒圓柱齒輪） 度和齒數選擇，因傳遞功率不大，轉速不高，材料按表 7采用 45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調質，均用軟齒面。齒輪精度用 8 級，輪齒表面精糙度為 齒面閉式傳動，失效形式為占蝕，考慮傳動平穩(wěn)性，齒數宜取多些，取 4 則 1i=34 04 （ 1） 設計準則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。 （ 2）按齒面接觸疲勞強度設計，由式（ 7 3 1112 106 P/n=106 48=335540 N 圖（ 7取材料的接觸疲勞，極限應力為 80 60 由圖 7取材料彎曲疲勞極陰應力 30 10 - 12 - 應力循環(huán)次數 7算 0n 0 148 (8 360 10)=109 N1/u=109/108 由圖 7由圖 7 ； 由圖 7得接觸疲勞安全系數： 選 式 (77許用接觸應力和許用彎曲應力 5 8 01m 5862m i nl 3281m i 3002m i 將有關值代入式 (7 3 1221 則 0 1000)=s ( 1/100)=(34/100)m/s=s 查圖 7 表 7和得 K A= =H= =修正 - 13 - M=1=表 7m=3) 計算幾何尺寸 d1=34=85d2=104=260a=m(2=b= 85=85 5 b1=0=95 由圖 7 式 (7核大小齒輪的彎曲強度 . 1323211 5 5 4 21212 總結：高速級 4 9 m=2 低速級 4 04 m=四部分 軸的設計 高速軸的設計 由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要 - 14 - 求故選擇常用材料 45鋼 ,調質處理 . 按扭矩初估軸的直徑 ,查表 10 c=106至 117,考慮到安裝聯(lián)軸器的軸段僅受扭矩作用 .取 c=110 則 : 1103 1103 1103 1 軸選軸承為 6008 2 軸選軸承為 6009 3 軸選軸承為 6012 根據軸承確定各軸安裝軸承的直徑為 : 02=453=60現(xiàn)只對高速軸作設計 ,其它兩軸設計略 ,結構詳見圖 )為了拆裝方便 ,減速器殼體用剖分式 ,軸的結構形狀如圖所示 . (1)初估軸徑后 ,句可按軸上零件的安裝順序 ,從左端開始確定直徑 安裝軸承 6008,故該段直徑為 402 段裝 - 15 - 齒輪，為了便于安裝，取 2 段為 44輪右端用軸肩固定，計算得軸肩的高度為 3段為 535段裝軸承，直徑和 1 段一樣為 404 段不裝任何零件，但考慮到軸承的軸向定位，及軸承的安裝，取 4 段為 426 段應與密封毛氈的尺寸同時確定，查機械設計手冊，選用 d=36取 6段 367段裝大帶輪，取為 32mm （ 2）各軸段長度的確定 軸段 1的長度為軸承 6008的寬度和軸承到箱體內壁的距離加上箱體內壁到齒輪端面的距離加上 222 段應比齒輪寬略小 2 33 段的長度按軸肩寬度公式計算 4 段： 09軸承 6008 同寬取557段同大帶輪同寬，取 0中 l4， 于是，可得軸的支點上受力點間的跨距 2=159 （ 3） 為了保證良好的對中性，齒輪與軸選用過盈配合 H7/軸承內圈配合軸勁選用 輪與大帶輪均采用 A 型普通平鍵聯(lián)接，分別為 16*63 0*80 （ 4） 為保證 6008 軸承內圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為 1他軸肩圓 角半徑均為 - 16 - 2據標準 的左右端倒角均為 1*45。 （ 1） 畫軸的受力簡圖。 （ 2） 計算支座反力。 T1/468 2 =3784 588N 在水平面上 r 37711N 在垂直面上 t 3 5 7 7323 377025N （ 3） 畫彎矩圖 在水平面上， 66 m 面右側 M11 153= m 在垂直面上 52 153= m 合成彎矩， - 17 - 2 3 . 9 78 5 2 面右側 2 . 7 98 5 222 畫轉矩圖 轉矩 2/ t 3784（ 68/2） =m 顯然，如圖所示， 面左側合成彎矩最大、扭矩為T，該截面左側可能是危險截面； 面處合成灣矩雖不是最大，但該截面左側也可能是危險截面。若從疲勞強度考慮， 面右側均有應力集中，且 面處應力集中更嚴重，故 面左側和 面左、右側又均有可能是疲勞破壞危險截面。 成強度校核 由表 10 M P 01 000 06001 (1)3=443= 5 1 8 874) 2222 = （ 2） 3=423=面處合成彎矩 - 18 - 174 N m 2222 =27 8. 軸 的 安 全 系 數 校 核 : 由表 102,155,300,650 11 M P 1)在 443=附表 10得 , 由附表 10得絕對尺寸系數 ;軸經磨削加工 , 由附表 10得質量系數 彎曲應力 M P 應力幅 M 平均應力 0m 切應力 T 6 8 安全系數 3001 19 - 222 查表 10許用安全系數 S =然 SS ,故 (2)抗彎截面系數 3=533=扭截面系數 533= 74 N m,故彎曲應力 7 4 M 0m 切應力 M P T 由附表 10 。 則 20 - 222 顯然 SS ,故 （ 3） 423=m3 面左右側的彎矩、扭矩相同。 彎曲應力 M P 4 M P 0m 切應力 M P T （ ，由附表 10 。由附表 10得絕對尺寸系數 。又 。則 21 - 222 顯然 SS ,故 第五部分 校 核 高速軸軸承 lF r 8 4 F R 1 37711N lF t 1 377025N 軸承的型號為 6008， 6.2 ） 2） 計算當量動載荷 X 查表得 和軸向載荷系數 =1， Y=0 X = 1 352） = 3） 驗算 6008的壽命 2 8 8 0 02 4 4 8 4 8 63841 6 6 6 3驗算右邊軸承 - 22 - 2 8 8 0 09 9 1 7 73841 6 6 6 7 6200 33 L 鍵 1 10 8 L=80 強度條件為 M P 查表許用擠 壓應力 10 所以鍵的強度足夠 鍵 2 12 8 L=63 強度條件為 M P 查表許用擠壓應力 10 所以鍵的強度足夠 聯(lián)軸器的選擇 聯(lián)軸器選擇為 速器的潤滑 因齒輪的圓周速度 12 m/s，所以才用浸油潤滑的潤滑方式。 高速齒輪浸入油里約 齒高，但不小于 10速級齒輪浸入油高度約為 1個齒高（不小于 10 1/6齒輪。 - 23 - 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 V 2m/ 第六部分 主要尺寸及數據 箱體尺寸 : 箱體壁厚 箱蓋壁厚 箱座凸緣厚度 b=15蓋凸緣厚度 5座底凸緣厚度 5腳螺栓直徑 16 地腳螺栓數目 n=4 軸承旁聯(lián)接 螺栓直徑 12 聯(lián)接螺栓 l=150承端蓋螺釘直徑 8 定位銷直徑 d=6mm 1=1818 13 mm 2=1611 承旁凸臺半徑 1臺高度根據低速軸承座外半徑確定 外箱壁至軸承座端面距離 0- 24 - 大齒輪頂圓與內箱壁距離 1=10輪端面與內箱壁距離 2=10蓋，箱座肋厚 m1=m=7承端蓋外徑 凸緣式端蓋： D+（ 5 上尺寸參考 機械設計課程設計 動比 原始分配傳動比為： 正后 ： 軸 新 的 轉速 為 ： 60/84/47 47/8 各軸的輸入功率 P1= 7 =2= 5=3= 3=4= 1=軸的輸入轉矩 550 7/550 2= T1 6 5= 3= T2 4 3= - 25 - 4= 2 1=號 功率 p 轉矩 T 轉速 n 傳動比 i 效率 電機軸 60 1 1 1 84 48 8 作機軸 8 1 輪的結構尺寸 兩小齒輪采用實心結構 兩大齒輪采用復板式結構 齒輪 z=34 8 m=2 d=44 b=75 8 ha=ha*m=1 2=2mm c*)m=(1+ 2=h=ha+da=28+2 2=72mm df=28 2 3 p= m=s= m/2=2/2=- 26 - e= m/2=2/2=c=c*m=2=輪 由軸可 得 78 9 m=2 b=65 9 ha=ha*m=1 2=2 h=ha+1 2= da=278 2 2=182 df=278 2 73 p= m=s= m/2=2/2=e= m/2=2/2=c=c*m=2=T 1202 0 49=0 822=162 020 R=5 c=65=13 齒輪 3尺寸 由軸可得 , d=49 5 4 m=2.5 b=95