帶式運輸機傳動裝置課程方案設計書

1、課程設計題目帶式運輸機傳動裝置課程設計學生姓名 lin wen Ja學號 110201241學院專業(yè) 指導教師 目錄一、 精密機械課程設計任務書 .2二、 精密機械課程設計說明書21傳動方案擬定 .22電動機的選擇.23計算總傳動比及分配各級的傳動比 .44運動參數(shù)及動力參數(shù)計算 .55傳動零件的設計計算 .66軸的設計計算 127滾動軸承的選擇及校核計算 188鍵聯(lián)接的選擇及計算 229設計小結(jié)2310參考資料目錄23三、設計圖紙26課程設計所在 學院輕工學院專業(yè)冶金工程學生 姓名學號班級開始 時間提交 時間指導 教師題目帶式運輸機傳動裝置設計題目 性質(zhì) 及來 源性質(zhì)理論研究應用研究技術開發(fā)

2、其他主要 內(nèi)容設計用于帶式運輸機的一級直齒圓柱齒輪減速器傳動簡圖如下：6原始數(shù)據(jù):工作條件：一班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)。載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵。使用期限：5年動力來源：三相交流電(220V/380V)運輸帶速度允許誤差：5%備注設計計算說明書一、傳動方案擬疋設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動(1) 工作條件：使用年限 5年，工作為單班 工作制，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。(2) 原始數(shù)據(jù)：輸送帶拉力F=2800N ;帶速 V=1.4m/s;滾筒直徑D=350mm ;二、電動機選擇1、 電動機類型的選擇：Y系列三相異步電動機2、電動機功率選擇：(1)傳動裝置的總功率：12n總=n帶Xq 軸承x n齒輪聯(lián)軸

3、器x n滾筒=0.96X 0.982X 0.97X 0.99X 0.96=0.885(2)電機所需的工作功率：P 工作=FV/ ( 1000 n 總)=2800X 1.4/ (1000X 0.885) =4.429KW3、確定電動機轉(zhuǎn)速： 計算滾筒工作轉(zhuǎn)速：n筒=60X 1000V/ ( n D)=60 X 1000 X 1.4/ ( n X 350) =76.43r/mi n按手冊P7表1推薦的傳動比合理范圍，取圓柱 齒輪傳動一級減速器傳動比范圍1 =35。取V帶傳動比1 24 ,則總傳動比理時范圍為 I a=620。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為n=l X n筒=(620) X 76.43=45

4、8.61528.66r/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，由有關手冊查出有一種適用 的電動機型號：因此有三種傳支比方案：如指導書 P15頁第一表。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/mi n。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 及同步轉(zhuǎn)速，選定電動機型號為Y132M2-6。其主要性能：額定功率：5.5KW，滿載轉(zhuǎn)速960r/min。三、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比:i總=n電動/n筒=960/76.43=12.562、分配各

5、級傳動比(1) 據(jù)指導書P7表1,取齒輪i齒輪=3 (單級減 速器i=36合理)(2) i總=)齒輪x I帶-i 帶=i 總/i 齒輪=12.56/3=4.2四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算1、計算各軸轉(zhuǎn)速(r/min )n=n 電機=960r/minni=no/i 帶=960/4.2=228.6(r/min) nii= ni/i 齒輪=76.2r/min) niii= n ii=76.2(r/mi n)計算各軸的功率(KW)Po= P 工作 =4.429KWR=p0n 帶=4.429 X 0.96=4.252KWPii=PX n 齒 X n 承=4.042KWPIII =PII x n 承 x n

6、 聯(lián)=4.042 X 0.98 X 0.99 =3.922KW3計算各軸扭矩(N mm)4 To = 9550 X P/n= 9550 X 4.429 X 1000/960 =44.06N mTi=9550 x Pi/ni=9550 x 4.252 X 1000/228.6 =177.63N mTii =9550 x Pii/nii=9550 x 4.042 X 1000/76.2=506.8N mT iii =9550 X Piii/ niii=9550x 3.922X 1000/76.2=491.54N m五、傳動零件的設計計算1、皮帶輪傳動的設計計算(1) 選擇普通V選帶截型 由課本P8

7、3表5-9得：kA=1Pc=KaP=1 x 4.429=4.429KW 由課本P82圖5-10得：選用A型V帶(2) 確定帶輪基準直徑，并驗算帶速 由課本圖5-10得，推薦的小帶輪基準直徑為 63100mm則取 dd1=100mmdmin=63dd2=nn2 dd1=960/4.429x 100=419mm 由課本 P74表 5-4，取 dd2=420mm實際從動輪轉(zhuǎn)速 n2 =dd1/dd2=960x 100/420=228.5r/mi n轉(zhuǎn)速誤差為：(H-n? /n2= (228.6-228.5) /228.6 =0.00044120 (適用)(5) 確定帶的根數(shù)根據(jù)課本 P1=0.97K

8、W P1=0.08KWK a =0.96Kl=0.99得Z=Pc/P =P(P1+ P”K a Kl =4.429/【(0.97+0.08 )x0.96x 0.99】 =4.438(6) 計算軸上壓力單根V帶的初拉由課本表 查得 q=0.1kg/m, 力：(ZV ) x (2.5/K a-1)=500 x 4.429/ ( 3 x 5.03 ) x (2.5/0.96-1)+0.1 x 5.032N=237.17N則作用在軸承的壓力Fq ,Fq=2ZFs in (a i/2 )=2 x 3 x 237.17sin(144.480/2)=1289.26N2、齒輪傳動的設計計算(1)選擇齒輪材料及

9、精度等級考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪米用軟齒 面。小齒輪選用40Cr調(diào)質(zhì)，齒面硬度為 240260HBS。大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)，齒面硬度 220HBS ;根據(jù)表選 7級精度。齒面精糙度RaW1.63.2 卩 m(2)按齒面接觸疲勞強度設計由 d占 76.43(kT1(u+1)/ du彷 H2)1/3由式(6-15)確定有關參數(shù)如下：傳動比i齒=3取小齒輪齒數(shù)Zi=20。則大齒輪齒數(shù)：Z2=iZi =3x 20=120實際傳動比1。=60/20=3傳動比誤差：(i-i0) /1=(3-3)/3=0%76.43(k(u+1)/ du t h2)1/3=76.431 x 263188.98X

10、(3+1)/0.9 x 3 x 34321/3mm =139*.13mm模數(shù)：m=d1/Z1=/20=6.96mm根據(jù)課本表 取標準模數(shù)：m=7mm(6) 校核齒根彎曲疲勞強度T F=(2k/bm2Z1)YfaY Sa T h確定有關參數(shù)和系數(shù)分度圓直徑：d=mZ1=7 x 20mm=140mmd2=mZ 2=7 x 60mm=420mm齒寬：b= dd1=0.9x 100mm=90mm取 b=90mm b1=90mm(7) 齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)Ysa根據(jù)齒數(shù)Z1=20,Z2=90由表6-9相得Y Fa1=2.80Y Sa1=1.55Yf a2=2.28Y sa2=1.69(8)許用彎

11、曲應力T fT F= T Flim YstY NT/SF由設計手冊查得：t Fiimi =290Mpa t Fiim2 =210MpaY nti=0.88 Yn t2=0.9實驗齒輪的應力修正系數(shù) Y st=2按一般可靠度選取安全系數(shù)Sf=1.25計算兩輪的許用彎曲應力t f 1= t Fiimi YstYnti/Sf=290x 2x 0.88/1.25Mpa=408.32Mpat f2= t Fiim2 YstYnt2/Sf =210 x 2 x 0.9/1.25Mpa=302.4Mpa將求得的各參數(shù)代入式(6-49)2(T F1=2kT 1/ ( bm 乙)Y FalYSal=2x1 x

12、263188.98/ (90x 72x 20)x 2.8x 1.55Mpa=25.90Mpa t f1T F2=2kT 1/ ( bm2Z2)Y Fa1YSa1=2x 1 x 263188.98/ (90x 72x 60)x 2.28x 1.69Mpa=4.54Mpa 115 (4.429/228.6)1/3mm=16.01mm考慮有鍵槽，將直徑增大 5%,則d=16.01 x (1+5%)mm=16.81選 d=17mm2、軸的結(jié)構(gòu)設計(1) 軸上零件的定位，固定和裝配單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩 軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒 軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定

13、，兩軸承分 別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定(2) 確定軸各段直徑和長度工段：d1=17mm 長度取L1=50mmt h=2c c=1.5mmII 段:d2=d+2h=17+2 x 2x 1.5=23mm d2=23mm初選用7206c型角接觸球軸承，其內(nèi)徑為30mm,寬度為16mm.考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁 應有疋距離。取套筒長為20m m，通過密圭寸蓋軸段長應根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外 壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm,安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：L2= (2+20+16+55) =93mmIII 段直徑 ds=35mmL

14、3=L i-L=50-2=48mmW段直徑d4=41mm由手冊得：c=1.5 h=2c=2 x 1.5=3mm d4=d3+2h=35+2 x3=4imm長度與右面的套筒相同，即 L4=20mm但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便 于軸承的拆卸，應按標準杳取由手冊得安裝尺寸 h=3.該段直徑應?。?30+3 x 2) =36mm 因此將W段設計成階梯形，左段直徑為36mmV段直徑 d5=30mm.長度 L5=19mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=100mm(3)按彎矩復合強度計算 求分度圓直徑：已知 di=100mm 求轉(zhuǎn)矩：已知T2=58554.28N mm 求圓周力：FtFt=2

15、T2/d2=58554.28/50=1171.09N 求徑向力FrFr=Ft tana =1171.09xtan20=426.24N 因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=50mm(1)繪制軸受力簡圖(如圖a)(2)繪制垂直面彎矩圖(如圖b)軸承支反力：Fay=Fby=F/2=213.12NFaz=Fbz=F2=585.55N由兩邊對稱，知截面 C的彎矩也對稱。截面 C在 垂直面彎矩為Mci=FAyL/2=213.12 x 50=10.656N m繪制水平面彎矩圖(如圖c ) iY Ti kftz 価4Mei,.f-rn価MC2鼠h、(Io)(cJ)Mm=9.62MPa c(P3/ n3)1/

16、3=115(3.922/76.4)1/3=26.06mm取 d=26mm2、軸的結(jié)構(gòu)設計(1) 軸的零件定位，固定和裝配單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相 對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用 套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸 承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配 合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒 輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。(2) 確定軸的各段直徑和長度初選7207c型角接球軸承，其內(nèi)徑為26mm,寬度為17mm?？紤]齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面 與箱體內(nèi)壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm,則該段長41mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度

17、為 2mm。(3)按彎扭復合強度計算 求分度圓直徑：已知 d2=300mm 求轉(zhuǎn)矩：已知 T3=271N m 求圓周力Ft:Ft=2T3/d2=2x 271 x 103/300=1806.7N 求徑向力FrFr=Ft tana =1806.7x0.36379=657.2N .兩軸承對稱二 LA=LB=49mm(1)求支反力 Fax、Fby、Faz、FbzFax =FBY=Fr/2=657.2/2=328.6NFaz =Fbz=F2=1806.7/2=903.35N由兩邊對稱，書籍截 C的彎矩也對稱 截面C在垂直面彎矩為M ci=FayL/2=328.6 x 49=16.1N m(3) 截面C在

18、水平面彎矩為Mc2=FazL/2=903.35 x 49=44.26N m(4) 計算合成彎矩Mc=( Mci2+Mc22)1/2=(16.12+44.262) 1/2=47.1N m(5) 計算當量彎矩：根據(jù)課本 P235得a =1Mec=M c2+( a T)21/2=47.1 2+(1 x271)21/2 =275.06N m(6) 校核危險截面C的強度 由式(10-3)(T e=Mec/ (0.1d) =275.06/(0.1 x 453)=1.36Mpa(T -1b=60Mpa二此軸強度足夠七、滾動軸承的選擇及校核計算 根據(jù)根據(jù)條件，軸承預計壽命25x 52 x 8=10400 小時

19、1、計算輸入軸承(1)已知 nn =458.2r/min兩軸承徑向反力：Fr1 =Fr2=500.2N初先兩軸承為角接觸球軸承 7206AC型 軸承內(nèi)部軸向Fs=0.63Fr 則 Fs1=Fs2=0.63Fr1=315.1N.Fs1+Fa=Fs2 Fa=0故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端Fa1 =Fs1=315.1N Fa2=Fs2=315.1N(3)求系數(shù)x、y/Fa1 /Fr1=315.1N/500.2N=0.63Fa2/Fr2=315.1N/500.2N=0.63根據(jù)課本表得e=0.68Fai /FRie xi=1 FA2/FR210400h二預期壽命足夠2、計算輸出軸承(1)已知

20、 nrn =76.4r/minFa=0 Fr=Faz=903.35N試選7207AC型角接觸球軸承根據(jù)課本 得Fs=0.063Fr,則Fs1=Fs2=0.63Fr=0.63x 903.35=569.1N計算軸向載荷Fa1、Fa2t Fs1+Fa=Fs2Fa=0任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放松端兩軸承軸向載荷：Fa1=Fa2=Fs1=569.1N(3)求系數(shù)x、yFa1/Fr1=569.1/903.35=0.63Fa2/Fr2=569.1/930.35=0.63根據(jù)課本表得：e=0.68FA1/FR1e X1=1 y1=0 F A2/FR210400h二此軸承合格八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計

21、算軸徑 d1=22mm,L 1=50mm查手冊得，選用C型平鍵，得：鍵 A 8 x 7 GB1096-79 l=L 1-b=50-8=42mmT2=48N m h=7mm得(T p=4T2/dhl=4 x48000/22x 7x42=29.68Mpa彷 R】(110Mpa)2、輸入軸與齒輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑 d3=35mm L3=48mm T=271N m查手冊P51選A型平鍵鍵 10x 8GB1096-79l=L 3-b=48-10=38mm h=8mm(T p=4T/dhl=4 x 271000/35x 8 x38=101.87Mpa(T p(110Mpa)3、輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑 d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm查手冊P51選用A型平鍵鍵 16x 10 GB1096-79l=L