帶式運輸機傳動裝置設(shè)計_課程設(shè)計

1、 機械設(shè)計課程設(shè)計 帶式運輸機傳動裝置設(shè)計1. 工作條件連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷有輕微沖擊，空載起動；使用期5年，每年300個工作日，小批量生產(chǎn)，單班制工作，運輸帶速度允許誤差為5%。1-電動機；2-聯(lián)軸器；3-展開式二級圓柱齒輪減速器；4-卷筒；5-運輸帶題目B圖 帶式運輸機傳動示意圖2. 設(shè)計數(shù)據(jù)學(xué)號數(shù)據(jù)編號11-112-213-314-415-5運輸帶工作拉力（）3.84.04.24.45.0運輸帶工作速度（）1.100.950.900.850.80卷筒直徑（）3803603403203003. 設(shè)計任務(wù)1）選擇電動機，進行傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算。2）進行傳動裝置中的傳動零件設(shè)計計算。3

2、）繪制傳動裝置中減速器裝配圖和箱體、齒輪及軸的零件工作圖。4）編寫設(shè)計計算說明書。二、電動機的選擇1、動力機類型選擇 因為載荷有輕微沖擊，單班制工作，所以選擇Y系列三相異步電動機。2、電動機功率選擇 （1）傳動裝置的總效率： （2）電機所需的功率： 3、確定電動機轉(zhuǎn)速計算滾筒工作轉(zhuǎn)速： 因為 所以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(guān)手冊查出有三種適用的電動機型號，因此有三種傳動比方案，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/min。4、確定電動機型號根據(jù)以上選用的電動機類型，所

3、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；額定轉(zhuǎn)矩2.0；質(zhì)量63kg。三、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比2、分配各級傳動比 查表可知 所以 四、動力學(xué)參數(shù)計算1、計算各軸轉(zhuǎn)速2、計算各軸的功率 Po= P電機=4.4KWPI=P電機1=4.40.99=4.36 KWPII=PI2=4.360.990.97=4.19 KWPIII=PII3=4.190.990.97=4.02KWP=4.020.990.99=3.94KW3、計算各軸扭矩T零=9550P/n=4377 NmmTI=9.55106PI/nI=43

4、33 NmmTII=9.55106PII/nII= 21500NmmTIII=9.55106PIII/nIII=75520 NmmT=9550106 P/n=74025 Nmm五、傳動零件的設(shè)計計算1 選精度等級、材料及齒數(shù)1） 材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。2） 精度等級選用7級精度；3） 試選小齒輪齒數(shù)z124，大齒輪齒數(shù)z2124的；2 按齒面接觸強度設(shè)計因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算。按式（1021）試算，即 dt2.32* 選定載荷 計算扭

5、矩 7級精度；z120 z2963 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（1） 試選Kt1.3（2） 由1表107選取尺寬系數(shù)d1（3） 由1表106查得材料的彈性影響系數(shù)ZE189.8Mpa（4） 由1圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極Hlim1600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限Hlim2550MPa；（5） 由1式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N160n1jLh609601（183005） N2N1/5.161.3410e8 N3=1.3410e8 N4=N3/3.66=3.6610e8此式中j為每轉(zhuǎn)一圈同一齒面的嚙合次數(shù)。Ln為齒輪的工作壽命，單位小時（6） 由1圖1019查得接觸疲勞壽命

6、系數(shù)KHN10.92KHN20.94KHN30.94KHN40.98計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由式（1012）得 H10.92600MPa552MPa H20.94550MPa517MPaH30.94600MPa564MPaH40.98550MPa539MPa計算高速軸試算小齒輪分度圓直徑d1td1t=50.092mm計算圓周速度v=2.52m/s計算齒寬b及模數(shù)mb=dd1t=150.029mm=50.029mmm=2.09h=2.25mnt=2.252.09mm=4.7mmb/h=50.029/4.7=10.66計算載荷系數(shù)K 由1表102 已知載荷平穩(wěn)，所以取KA

7、=1根據(jù)v=2.52m/s,7級精度，由1圖108查得動載系數(shù)KV=1.1；由1表104查得7級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時KHB的計算公式和直齒輪的相同使用系數(shù) KA=1 由b/h=8.89，KHB=1.41652查1表1013查得KFB =1.35由1表103查得KH=KH=1。故載荷系數(shù) K=KAKVKHKH=1.251.111.432=1.79按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由1式（1010a）得 d1=mm=55.73mm計算模數(shù)m m=mm=2.32由1圖10-20c查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限 F1=500Mpa；大齒輪得彎曲疲勞極限強度F2=380MPa由110-18查

8、得彎曲壽命系數(shù)KFN1=0.85 KFN2=0.9計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù)S=1.4 見1表10-12得F1=（KFN1*F1）/S=303.57MpaF2= （KFN2*F2）/S=244.29Mpa計算載荷系數(shù)K=KAKVKFKF=11.1241.35=1.512查取應(yīng)力校正系數(shù)由表105查得Ysa1=1.58；Ysa2=1.81、查取齒形系數(shù) =2.65 =2.16計算大、小齒輪的并加以比較=0.01379=0.01600設(shè)計計算m=1.557對結(jié)果進行處理取m=2Z1=d1/m=50.0927/226 Z2=u* Z1=5.16*26135幾何尺寸計算計算分度圓直徑 中心距d1=

9、z1m=26*2=52mm d2=z1m=135*2 =270mma=(d1+d2)/2=(270+52)/2=161計算齒輪寬度 b=dd1 =52mm計算低速軸試算小齒輪分度圓直徑d1tD2t=82.82mm計算圓周速度v=0.81m/s計算齒寬b及模數(shù)mb=dd1t=182.82mm=82.82mmm=3.45h=2.25mt=2.253.45mm=7.76mmb/h=82.82/7.76=10.67計算載荷系數(shù)K 由1表102 已知載荷平穩(wěn)，所以取KA=1根據(jù)v=2.52m/s,7級精度，由1圖108查得動載系數(shù)KV=1.1；由1表104查得7級精度小齒輪相對支撐非對稱布置時KHB的計

10、算公式和直齒輪的相同使用系數(shù) KA=1 由b/h=10.67，KHB=1.432查1表1013查得KFB =1.35由1表103查得KH=KH=1。故載荷系數(shù) K=KAKVKHKH=1.250.511.432=0.9按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由1式（1010a）得 d1=mm=71.32mm計算模數(shù)m m=mm=2.97由1圖10-20c查得小齒輪得彎曲疲勞強度極限 F1=500Mpa；大齒輪得彎曲疲勞極限強度F2=380MPa由110-18查得彎曲壽命系數(shù)KFN3=0.9 KFN4=0.95計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù)S=1.4 見1表10-12得F1=（KFN1*F1）/S=

11、321.43MpaF2= （KFN2*F2）/S=257.86Mpa計算載荷系數(shù)K=KAKVKFKF=11.1211.35=1.512查取應(yīng)力校正系數(shù)由表105查得Ysa3=1.58；Ysa4=1.78、查取齒形系數(shù) =2.65 =2.20計算大、小齒輪的并加以比較=0.013026=0.015186設(shè)計計算m=4.67對結(jié)果進行處理取m=2.97 取3Z1=d1/m=82.82/327.61=28 Z2=u* Z1=3.66*28102幾何尺寸計算計算分度圓直徑 中心距d1=z1m=28*3=84mm d2=z1m=102*3 =306mma=(d1+d2)/2=(306+84)/2=195

12、計算齒輪寬度 b=dd1 =84mm六、軸的設(shè)計計算1總結(jié)以上的數(shù)據(jù)。功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速齒輪分度圓直徑壓力角2.94Kw19.634Nm1430r/min42mm20L=189mmD1-2=25mmL1-2=12mmD2-3=30mm2求作用在齒輪上的力Fr=Ft*tan=2358.17*tan20=340.29N3 初步確定軸的直徑先按式115-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼。根據(jù)表115-3選取A0=112。于是有4 聯(lián)軸器的型號的選取查表114-1,取Ka=1.5則；Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451NmTca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451

13、Nm按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準GB/T5843-2003（見表28-2），選用GY2 型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為63Nm。半聯(lián)軸器的孔徑d1=16mm .固取d1-2=16mm4 聯(lián)軸器的型號的選取查表114-1,取Ka=1.5則；Tca=Ka*T3=1.5*19.634=29.451Nm按照計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準GB/T5843-2003（見表28-2），選用GY2 型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為63 Nm。半聯(lián)軸器的孔徑d1=16mm .固取d1-2=16mm 見下表5. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計A 擬定軸上零件的裝配方案B 根據(jù)軸向定位的要求確定軸

14、的各段直徑和長度a 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求1-2軸段右端要求制出一軸肩；固取2-3段的直徑d2-3=18mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=20。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=42mm ,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，固取1-2斷的長度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取L1-2=40mmb 初步選擇滾動軸承?？紤]到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當量摩擦系數(shù)最少。在高速轉(zhuǎn)時也可承受純的軸向力，工作中容許的內(nèi)外圈軸線偏斜量=8-16，大量生產(chǎn)價格最低固選用深溝球軸承,又根據(jù)d2-3=18mm,所以選6004號軸承。右端采用軸肩定位 查2 又根據(jù)d2-3

15、=18mm和上表取d3-4=20mmc 取安裝齒輪處的軸段4-5的直徑d4-5=25mm d 軸承端蓋的總寬度為15mm（由減速器和軸承端蓋的機構(gòu)設(shè)計而定）根據(jù)軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器的距離為25mm。固取L2-3=40mm ，c=15mm，考慮到箱體的制=934.95NFr =340.29NGY2 凸緣聯(lián)軸器Ka=1.5Tca=29.451Nmd1=16mm造誤差，在確定軸承的位置時，應(yīng)與箱體的內(nèi)壁有一段距離s,取s=8mm已知滾動軸承的寬度T=12mm小齒輪的輪轂長L=50mm，則L3-4 =12mm 至此已初步確定軸得長度 有因為兩軸承距離為189，含

16、齒輪寬度所以各軸段都已經(jīng)確定，各軸的倒角、圓角查表1 表15-2取1.0mm七、滾動軸承的選擇及校核計算、根據(jù)要求對所選的在低速軸3上的兩滾動軸承進行校核 ，在前面進行軸的計算時所選軸3上的兩滾動軸承型號均為61809，其基本額定動載荷，基本額定靜載荷。現(xiàn)對它們進行校核。由前面求得的兩個軸承所受的載荷分別為FNH1=758N FNV1=330.267NFNH2=1600.2 FNV2=697.23N 由上可知軸承2所受的載荷遠大于軸承2，所以只需對軸承2進行校核，如果軸承2滿足要求，軸承1必滿足要求。1）求比值軸承所受徑向力 所受的軸向力 它們的比值為 根據(jù)1表13-5，深溝球軸承的最小e值為

17、0.19，故此時。2）計算當量動載荷P，根據(jù)1式（13-8a）按照1表13-5，X=1，Y=0,按照1表13-6，取。則3）驗算軸承的壽命按要求軸承的最短壽命為 （工作時間）,根據(jù)1式（13-5）（ 對于球軸承取3） 所以所選的軸承61909滿足要求。八、鍵連接的選擇及校核計算按要求對低速軸3上的兩個鍵進行選擇及校核。1）對連接齒輪4與軸3的鍵的計算（1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般8以上的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故可選用圓頭普通平鍵（A型）。根據(jù)d=52mm從1表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=16mm，高度h=10mm。由輪轂寬度并參照鍵的長度系列，取鍵長L

18、=63mm。（2）校核鍵聯(lián)接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由1表6-2查得許用擠壓應(yīng)力，取平均值，。鍵的工作長度l=L-b=63mm-16mm=47mm。，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.510=5mm。根據(jù)1式（6-1）可得所以所選的鍵滿足強度要求。鍵的標記為：鍵161063 GB/T 1069-1979。2）對連接聯(lián)軸器與軸3的鍵的計算（1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸類似以上鍵的選擇，也可用A型普通平鍵連接。根據(jù)d=35mm從1表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=10mm，高度h=8mm。由半聯(lián)軸器的輪轂寬度并參照鍵的長度系列，取鍵長L=70mm。（2）校核鍵聯(lián)接的強度鍵、軸和聯(lián)軸

19、器的材料也都是鋼，由1表6-2查得許用擠壓應(yīng)力，取其平均值，。鍵的工作長度l=L-b=70mm-10mm=60mm。，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58=4mm。根據(jù)1式（6-1）可得所以所選的鍵滿足強度要求。鍵的標記為：鍵10870 GB/T 1069-1979。圓頭普通平鍵（A型）=43.6Mpa鍵161063=63.4Mpa九、聯(lián)軸器的選擇及校核計算本設(shè)計的聯(lián)軸器的選擇主要包括了兩個聯(lián)軸器的選擇，第一個是電動機軸與減速器的輸入主軸的聯(lián)結(jié)，根據(jù)文獻2中的表12-23Y系列電動機的外型尺寸，本設(shè)計所選用的電動機的型號為Y112M-4，可知電動機的輸出主軸的外伸部分的長度E和直徑D分

20、別是60和28。又本設(shè)計的蝸輪軸的直徑計算最小值為36.91mm和蝸桿的計算最小直徑為14.69mm。又軸上都裝有鍵，要將尺寸擴大7%左右。最終確定的蝸輪軸的直徑和蝸桿軸的直徑分別是42mm和28mm，G根據(jù)文獻2表8-8彈性套柱銷聯(lián)軸器,最后確定電動機與減速器的輸入軸間的聯(lián)軸器選擇為LT4型，其標注為LT4聯(lián)軸器 YA2862。對于第二個減速器的輸出軸與工作機的輸入軸之間的聯(lián)軸器減速器選擇LT7型，其標注為LT7聯(lián)軸器JA42112。 十、減速器的潤滑與密封1、齒輪的潤滑因齒輪的圓周速度45%，長度60%；（4）角接觸球軸承7213C、7218C、7220C的軸向游隙均為0.100.15mm

21、；用潤滑油潤滑；（5）箱蓋與接觸面之間禁止用任何墊片，允許涂密封膠和水玻璃，各密封處不允許漏油；（6）減速器裝置內(nèi)裝CKC150工業(yè)用油至規(guī)定的油面高度范圍；（7）減速器外表面涂灰色油漆；（8）按減速器的實驗規(guī)程進行試驗。設(shè)計小結(jié)如梭的歲月一閃即逝，仍然的光陰更如白駒過隙，轉(zhuǎn)眼間為其三周的課程設(shè)計結(jié)束了，這三周讓我獲益頗多。通過這次課程設(shè)計，使我對機械原理有了更深的理解在這次的設(shè)計中，由于是的一次作設(shè)計，缺乏經(jīng)驗，給設(shè)計帶來了不必要的麻煩課程設(shè)計就在我們小組成員的共同努力下即將結(jié)束,回顧這幾天來的辛勤努力,再看一下我們的成果,心中充滿了喜悅和一種強烈的集體榮譽感.自己出題目,自己總體設(shè)計,自己動手把設(shè)計圖形化,整個過程必須節(jié)節(jié)相扣,哪個環(huán)節(jié)出了錯,會給整個設(shè)計過程帶來意想不到的困難,因此需要每個成員慎之又慎,絲毫的麻痹大意都不允許出現(xiàn).在提交指導(dǎo)老師審核之前,每個細節(jié)都是考慮來考慮去,恐怕在某個環(huán)節(jié)上出錯，很可惜我們的設(shè)計不夠理想，不過還好，由此可見,在實際生產(chǎn)中,設(shè)計人員所要承擔的責任有多大.我們在設(shè)計構(gòu)成中,用到了很多圖形軟件,這些軟件幫助我們實現(xiàn)我們的設(shè)計意圖,通過計算機模擬現(xiàn)實的方法來實現(xiàn)想象中的運動.因此到了現(xiàn)在也才知道,掌握一種圖形軟件會對設(shè)計帶來巨大的幫助,同時也感覺到