膠帶式運輸機傳動裝置設計

1、膠帶式運輸機傳動裝置設計計算說明設計題目膠帶式運輸機傳動裝置學院專業(yè)材料科學與工程學院班級材料1408學號5120141828設計者王振興輔導老師曹劍校名西南科技大學無機非金屬專業(yè)2015年12月一電機的選擇二、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比、傳動零件的設計計算 四、減速器結構設計五、軸的效核及計算鍵連接的選擇和計算 ,14七，聯(lián)軸器的選擇15八，減速器的設計1515九，資料參考電動機的選擇:1、選擇電動機的類型：按工作要求和條件，選用三機籠型電動機，封閉式結構，電壓380V, 丫型。2、選擇電動機容量：電動機所需的功率為：pd出kwa0.99* 0.990.9800.98*0.98* 0

2、.980.94130.97*0.970.94150.920.960傳動裝置的總效率（其中：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 滾動軸承效率2 閉式齒輪傳動效率 鏈傳動效率 卷筒效率4a應為組成傳動裝置的各部分運動副效率只之乘積，即:a 1? 2? 3? 4? 50.980* 0.941* 0.941* 0.960 0.920.7743負載功率：Pw FV/10001.8 103 1.5/10002.7kw折算到電動機的功率為：pd Pw 3.48 kwa 0.77433、確定電動機轉(zhuǎn)速： 卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為：60 1000V60 1000 1.5“

3、 n 95.54r/m inD3.14 300查表得：二級圓梯形齒輪減速器傳動比r 840,鏈傳動傳動比；i"2 6減速器的總傳動比l總16 240，所以電機的可選范圍為：nd' ia'?n （16 240） 95.54 1528.64 22929.6 r / mn。則符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1500和3000 ，所以可供選擇的的電機有：序號電動機型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩質(zhì)量（kg）額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩1Y112M-2428902.22.3452Y112M-4414402.22.343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，可以選擇的電機型號為丫

4、112M-2 ，其主要性能如上表的第1種電動機。二、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比1、減速器的總傳動比為：nm2890 30.25n 95.542、分配傳動裝置傳動比：ia i0 ?i i i 1 ?i 2(式中i。1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i ia/(i0?i')30.25/2.114.43、按展開式布置?？紤]潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，可由展開式 曲線查得 i1 3.4，則 i2 i/i1 14.4/3.4 4.23。4、計算各軸的動力和動力參數(shù)各軸的轉(zhuǎn)速I軸：ninm / i

5、o2890/12890r/ mi nn軸：nnni /i12890/3.4850 r / mi nm軸：n mnn / i2850/4.23200.9r / min卷筒軸：nwnm /i0200.9/1200.9r / min(2)各軸的輸入功率(1)I軸：PiPd ? 01R? 13.480.993.445kWn軸：PnPI ?12Pd ?2? 33.4450.980.973.275kWm軸：PmPn ? 23匕？ 2? 33.2750.980.973.113kW卷筒軸：PivPm ?34Pm ?2 ? 13.1130.980.993.020kW0.98.I - m軸的輸出功率則分別為輸入功

6、率乘軸承效率 各軸的轉(zhuǎn)矩電動機的輸出轉(zhuǎn)矩：Td9550d 9550nmI軸:TiTd ?i0 ?1n軸:TnTi ?i1?:m軸:TmT n ? i 2 ?卷筒軸：TvTm ? 2?2 -色4811.49N ?m289011.49 1 0.9911.375N ?m> 311.375 3.4 0.98 0.9736.764N?m2? 336.764 4.23 0.98 0.97147.831N ?m4147.831 0.98 0.99143.425N ?mI - m軸的輸出轉(zhuǎn)矩則分別為各軸的輸入輸入轉(zhuǎn)矩乘軸承效率0.98.運動動力參數(shù)計算結果整理于下表軸名功率P/KW轉(zhuǎn)距T/N*M轉(zhuǎn)速n轉(zhuǎn)

7、動比效率輸入輸出輸入1輸出r/mi ni電機軸3.4828.65289010.99I軸3.4453.37611.37527.7972890n軸3.2753.21036.764124.1918503.40.95m軸3.1133.051147.831378.958200.94.230.95卷筒軸3.0202.959143.425367.666200.910.97三、傳動零件的設計計算1、材料選擇齒輪。齒輪10。1.1;初選大小齒輪的材料均45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。其硬度在210-250HBS 等級精度為8級。由于減速器要求傳動平穩(wěn)，所以用圓柱斜齒輪。初選2、計算高速級齒輪(1)、查取教材可得：KA 1.

8、25 ，KV 1.11 ，K 1.2 ，KK KaKvK K 1.25 1.11 1.2 1.11.832傳動比i 3.4由表查得各數(shù)據(jù)如下：，取 10 則 Z 0.99Zh 2.47 ，Ze 189.8，Z 0.89(2)、接觸疲勞施用應力Sh lim 11.2查圖可知：H lim1 H lim 2 610MPa ；則應力循環(huán)次數(shù)：N160n1jLh 60 2890 1 5 8 250N2N1/i 1.734 109/3.4又查圖可知：Zn1 Zn2 1貝U：H lim Z N 610HP1HP 2SH lim1095.1 1081.7341-508.3MPa 1.2(3)、計算小齒輪最小直

9、徑，取齒寬系數(shù)d 1.2diZhZeZZHP2?2KT1?(u 1) d u508.31.23| 2.47 189.8 0.89 0.9941.7mm(4)、確定中心距ad141.7a (1 i)(1 3.4)2 22 1.832 27.797 103 (3.4 1)3.491.74mm就盡量圓整成尾數(shù)為0或5,以得于制造和測量，所以初定a(5卜選定模數(shù) mn、齒數(shù)Z1、Z2和螺旋角mna 2 cos一般 Z125 40，2a cosmn (Z1 Z2)Z1 Z2由標準模數(shù)取mn2mm8 15。初選 Z130，10，則 Z22 100 cos10 . 'CC1.49230 102，則1

10、00mm。iz13.4 30102取z-iZ2取 Z-i 232 a cos 2 100 cos10乙 Z2 98.5mn99ZiZ1Z21 i9913.422.5Z2Z2/Z199 2377/23763.35齒數(shù)比：與i 3.4的要求比較，誤差為 0.1%1mn(Z1 Z2)cos 2a，可用。于是cos1218.122 100滿足要求。(6 )、計算齒輪分度圓直徑小齒輪d1mnZicos2 23cos8.1246.464mm大齒輪d2mnZ22 76cos8.12153.535mmcos(7)、齒輪寬度dd11.2 46.4655.8mmb圓整大齒輪寬度b2 56mm取小齒輪寬度b-i 6

11、2mm(8)、校核齒輪彎曲疲勞強度220 MPa ； ； SFmin 1.5 ； Yn1 Yn2 1：Yst 2.0220 21.5查表可知：F lim 1 F lim 2F lim Yst SF minFpYn1293.33MPa根據(jù)Z1、Z2查表則有：YFa3Y2.35 ;0.9YFa42.2 ； Ysa31.58 ； Ysa41.77 ;Y 0.68F1311.375 102.35 1.58 0.681.8322KT1 Y Y Y Y , T Fa1 T sa1 T T bd1mnF1YFa2Ysa 16.4 YFa1Ysa162 46.464 20.916.4 MPa Fp2 2 1

12、77.17.2M Pa FP 2.35 1.58所以兩齒輪齒根彎曲疲勞強度滿足要求，此種設計合理。3、計算低速級齒輪(1)、查取教材可得：KA 1.25 ，KV 1.11 ，K 1.21.1 ；K KaKvK K 1.25 1.11 1.2 1.11.832傳動比i 3.4由表查得各數(shù)據(jù)如下：Zh2.47 ，Ze 189.8 ，Z 0.89，取 10 則 Z 0.99(2)、接觸疲勞施用應力 查圖可知：Hlim1 則應力循環(huán)次數(shù)：N 360n 3.jLhHlim2610M Pa ； SHlim1 1.260 200.9 1 51.2054 108/2.85N4 N3/i2 又查圖可知：Zn1

13、Zn2 1貝U：H lim ZN 6101HP1HP 2Sh lim1 .28 2501.2054 1084.229 107508.33MPa(3)、計算小齒輪最小直徑，取齒寬系數(shù)d 1.2diZhZeZZ2?2KT1?(u 1)HP1 2J 2.47 189.8 0.8 0.99 78.5mm(4)、確定中心距aa 號(1 i)學(1 2.85)508.332 1.832 147.831 103 (2.85 1)2.851.2151.113mm就盡量圓整成尾數(shù)為0或5,以得于制造和測量，所以初定mn、齒數(shù)z1、z2和螺旋角(5卜選定模數(shù)a 42cos(Z3Z4)般 Z325 40 ,815。

14、初選 Z330,10，則 Z4a 155mm。i2Z34.23 30 126.92 155 cos10 1.97Z3由標準模數(shù)取mnZ42mm ，則30 126Z3Z42acos2 155 cos10 153.45mn取Z3Z4154Z3Z3 Z41 i21541 4.2329.45取Z330Z4Z4/Z3154 30124/301244.13齒數(shù)比：與i 4.23的要求比較，誤差為 2.3%1 mn(Z3 Z4)cos (2a，可用。于是1 2 154 c cos 8.102 155滿足要求。(6)、計算齒輪分度圓直徑小齒輪d3mnZ3cos60.6mmcos8.10大齒輪d4mnZ4212

15、4250.5mmcos12.10(7)、dd3cos齒輪寬度,1.2 60.672.72mmb圓整大齒輪寬度b4 73mm取小齒輪寬度b3 67mm(8)、校核齒輪彎曲疲勞強度220M Pa ； SFmin 1.5 ； Yn1 Yn2 1查表可知:F lim 1F lim 2F limYsTSF min根據(jù)Z3、Z4查表則有:FpYn書 1 293.33M PaF32KT3YFa1Y2.35; YFa22.2 ; Ysa11.58; Ysa2 1.77 ; 丫0.680.9“YFa3Ysa3YYbdsmnF3 丫必432.342 1.832 36.724 102.35 1.58 0.68 0.

16、9 32.34MPa Fp78 60.6 22 2 1 77.一 33.91M Pa FP 2.35 1.58所以兩齒輪齒根彎曲疲勞強度滿足要求，此種設計合理。 所以齒輪的基本參數(shù)如下表所示：Y Fa3Ysa3名稱符號公式齒1f 1 c齒2齒3齒4齒數(shù)Zz237630124分度圓直徑dd mz46.464153.53560.6250.5齒頂高ha*haham2233齒根高hfhf (h； c* )m2.52.53.753.75齒頂圓直徑dadad2ha50.464157.53566.6254.5齒根圓直徑dfdf d 2hf43.964151.03556.85246.75中心距aa m(z1

17、z2) /2100155孔徑b齒寬bbdd162566773四、減速器結構設計名稱符號減速器型式及尺寸關系/mm箱座壁厚10箱蓋壁厚110箱蓋凸緣厚度b115箱座凸緣厚度b15箱座底凸緣厚度b225地腳螺釘直徑df16地腳螺釘數(shù)目n6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d112機蓋與座聯(lián)接螺栓直徑d212聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)180軸承端蓋螺栓直徑d38視孔蓋螺釘直徑d46定位銷直徑d8df、d1、d2到外箱壁距離C122、18、20df、d2至凸緣邊緣距離C220、20軸承旁凸臺半徑R113凸臺高度h50外箱壁至軸承座端面距離I140大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離114齒輪端面與內(nèi)箱壁距離213箱蓋、箱座肋厚m1、mm

18、19 ； m 9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)9.9716.6mmI軸：最小直徑為d cJ- 110 dV nV2890考慮到聯(lián)軸器的內(nèi)徑，故最小直徑取 n軸：最小直徑為d cd- 110寸948In850考慮到滾子軸承的內(nèi)徑，故最小直徑取30K軸：最小直徑為d c110 V n200.9考慮到滾子軸承的內(nèi)徑，故最小直徑取4520 mm24.6mmmm39.01 mmmm(2)軸的校核3選材45鋼，調(diào)質(zhì)處理，其機械性能由表查Jb=60M Pab=640

19、MP a,1=275MPa, 4=155MPa ,P=6.57KW, t3 =328.522N.mm,d 3min =36 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)距Tca Ka*T3查表取Ka=1.3，Tca Ka*=1.3*328522=427078.6N.mm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 JA35 60 (GB 5014-85)，其工稱轉(zhuǎn)距為 630N.m,JA35軸3的結構、尺寸如下圖：I IAit1、Ft2、求作用齒輪上的力：d=225.42mm, T3=349640N.mm2T32*34964O2868 Nd 243.81 求作用于軸上的支反力：a水平支反力：Rh2 FtFt

20、*72Rh2（72FrFt 空 1O57NcosRh 1垂直面內(nèi)支反力:148）得 Rh1=1929NR/1 Fr Rh2 O Rv1（72 148）Fa Ft tan465 NRh2=930NF*148r Ma O MaFad2得 Rv1 =453N Rv2=604NB 作出彎距圖根據(jù)上述簡圖，分別求出水平面和垂直平面內(nèi)各力產(chǎn)生的彎距:M H =138972N.mm M V1 =32618N.mm MV2=89392N.m 總彎距M JM2 一 2 HMvM2=165248N.mmM 1 =142749N.mm作出扭距圖作出計算彎距圖Jm 2 ( T)2 J16524rf (0.6=M1 =

21、142749N.mm校核軸的強度3、4、M ca2M ca15、）2 =267046N.mmca 皿 Mca =24.146MPav 1故安全W O.1 d1kIISJTT.死 onltn:<FM.必N * BB* an綸曠二耳JI - n總彎矩閤彎扭合成圖六，精確校核軸的疲勞強度(1)、截面I左側(cè)抗彎截面模量按表中的公式計算W=0.1 d =9113mm3抗彎截面模量Wt抗彎截面扭距T3為截面上的彎曲應力0.2 d =18225mm3 T3=349640N.mm M r cLcn仆=7.052MPaWT3 =19.18 MPa WT截面上的扭轉(zhuǎn)切應力T截面 I 左側(cè)的彎距 M為 165

22、240*( 72-44)/72=64260N.mm 因 r/d=0.022 D/d=1.07 查表得由查表計算得，理論應力集中系數(shù) 又查表得軸的材料敏性系數(shù)為q =0.8 故效應力集中系數(shù)為k =1+q( k =1+q( 查表的尺寸系數(shù)-1 ) =1.72-1 ) =1.432=2.2=1.6=0.70扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)=0.83軸按磨削加工，得表現(xiàn)質(zhì)量系數(shù)為=0.92軸未經(jīng)表面強化處理，即=1計算綜合系數(shù)值為qK =k /+1/-1=2.373K =k /+1/材料特性系數(shù)-1=1.723=0.1=0.05計算安全系數(shù)SaS = 1/ （ KS = 1/ （ KSca = S S / 居2 S2故

23、可知其安全。（1） 截面II右側(cè)抗彎截面模量按表11.5中的公式計算33W=0.1 d =11059mm33抗扭截面模量WT =0.2 d =22118mm72 44 =64260N.mm 72=16.436=9.116=7.97>>S=1.5彎矩 M 為M=1652401*截面H上的扭矩“349640 N.mm截面上彎曲切應力b=M=5.811MPa截面上的扭轉(zhuǎn)切應力丁=工=15.808MPaWt值，由手冊可知KK / r =1.966過盈配合處的k /k /=2.457軸按磨削加工，得表現(xiàn)質(zhì)量系數(shù)為故得綜合系數(shù)為：K =k /K =k /+1/+ 1/rr=0.8 k /于是得

24、=0.92-1=2.544-1=2.053軸在截面4的左側(cè)的安全系數(shù)為S = 1/（ K b +S = 1/ （ KSa = S S / Js2 S2 =8.336>>S=1.5故該軸在I右側(cè)的強度也是足夠的。 又因本傳動無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)對稱性，故可略去靜強度校核。 一、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'軸承2深溝球軸承'軸承3深溝球軸承'（2）校核軸承（3軸）深溝球軸承6005C查手冊得 Or =25800N C0r =20500NR=1981N R2=1116Nm)=18.602m)=9.3256005C6008C

25、6009C(GB/T292-94)(GB/T292-94)(GB/T292-94)R JRz2 Rh2靈，由表得s=0.5RS2 =0.5 R2 =558N 故2邊為緊邊，所以A2 = S2=558N計算派生力系S|、S =0.5 R =9905N 因 S2+Fa=1023>SA=S2 + Fa=1023N計算當量動負荷A軸承 I : a =1023/20500=0.050 由表 8.5 得 =0.42Coy1=i.32AL =1023/1116=0.52e,由表 8.5 得 X1=0.44Rp1= f p (醬 R + y1 A)=2222N 同理可得 p2=1277.82< R 軸承壽命 Lh (C) =250000h>L'h =23360hh 60n P壽命選用合乎要求。校核鍵校核鍵校核鍵校核鍵4T0=4T =12.54 MPa0 dhl4T0 = -4T =12.41 MPa < 0 dhl0 =紅=24.04 MPa < 0 dhl4T0 =竺=10.1 MPa < 0 dhlpppP六，鍵連接的選擇和計算根據(jù)軸的各個階梯的直徑和長度尺寸選取鍵的尺寸，查有關資料如下：本減速器的工作條件為有輕度沖擊載荷，選擇鍵如下：鍵名國標1 (聯(lián)軸器)鍵