專業(yè)課程設計帶式運輸機傳動裝置設計

帶式運輸機傳動裝置設計目錄傳動方案確定………4電動機選擇………4計算總傳動比及分配各級傳動比………………6運動參數(shù)及動力參數(shù)計算…………6傳動零件設計計算1.V帶傳動設計………………72.高速級齒輪傳動設計及校核………………103.低速級齒輪傳動設計及校核………………14軸設計計算…………………16七、滾動軸承校核計算…………25八．鍵聯(lián)結選擇及計算…………26帶式運輸機傳動裝置設計(第三組）原始數(shù)據(jù)已知條件：輸送帶工作拉力F=2300N輸送帶速度V=1.1m/s卷筒直徑D=300mm已知條件工作條件：兩班制工作（每班按8h計算），連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35℃；滾筒效率。使用折舊期：8年。檢修間隔期：4年一次大修，兩年一次中修，六個月一次小修。動力起源：電力，三相電流，電壓380/220V。輸送帶速度許可誤差：±5%制造條件及批量：通常機械廠制造，小批量生產(chǎn)?？傮w設計傳動方案確實定依據(jù)已知條件計算出工作機滾筒轉速為若選擇同時轉速為1500r/min或1000r/min電動機，則可估算出傳動裝置總傳動比i約為30或20電動機選擇電動機類型選擇：電動機類型依據(jù)動力源和工作條件，選擇Y系列三相異步電動機電動機功率選擇：工作機所需要有效功率為設分別為彈性聯(lián)軸器,閉式齒輪傳動（設齒輪精度為8級）,滾動軸承,V形帶傳動。滾筒效率，由表2-2差得η1=0.99η2=0.97η3=0.99η4=0.95η5=0.96則傳動裝置總效率為電機所需功率為由第十六章表16-1選擇電動機額定功率為3)電動機轉速選擇：選擇常見同時轉速為1500r/min和1000r/min兩種。電動機型號確實定：依據(jù)電動機所需功率和同時轉速，查第十六章表16-1可知，電動機型號為Y160M-4和Y160L-6。相據(jù)電動機滿載轉速nm和滾筒轉速nw可算出總傳動比?，F(xiàn)將此兩種電動機數(shù)據(jù)和總傳動比列于下表中：F=2300NV=1.1m/sD=300mm電動機型號為Y160L-6減速器總傳動比為Z=6M=2mmA=135mm估計壽命：8×2×365×8=46720hX=1Y=0P=986.791NC鍵8X7A鍵20X12A鍵14X9A鍵14X9方案號電動機型號額定功率/kw同時轉速r/min滿載轉速r/min總傳動比軸外伸軸徑/mm軸外伸長度/mm1Y160M-4111500146027.80421102Y160L-611100097018.4742110由上表可知，方案1中即使電動機轉速高，價格低，但總傳動比大。為了能合理分配傳動比，使傳動比裝置結構緊湊決定選擇方案2，即電動機型號為Y160L-6。查第十六章表16-2知，該電動機中心高H=160mm軸外伸軸徑為42mm，軸外伸長度為110mm三.傳動比分配依據(jù)表2-3，取帶傳動比為，則減速機總傳動比為雙級圓柱齒輪減速器高速級傳動比為低速級傳動比為四.傳動裝置運動和動力參數(shù)計算（1）各軸轉速計算：（2）各軸輸入功率計算（2）各軸輸入轉矩計算各軸運動及動力參數(shù)軸號轉速功率轉矩傳動比19708.76286.2652342.768.414234.4313157.458.080490.0864157.457.917480.320五．傳動零件設計計算1.選V帶⒈確定計算功率Ρca由表8-7查得工作情況系數(shù),故⒉選擇V帶帶型依據(jù)Ρca?n1由圖8-11選擇B型⒊確定帶輪基準直徑dd并驗算帶速v1)初選小帶輪基準值徑dd1由表8-6和表8-8，取小帶輪基準直徑2)驗算帶速v因為5m/s＜v＜25m/s,故帶速適宜。3﹚計算大帶輪基準直徑依據(jù)表8-8，為=900驗算i誤差：⒋確定V帶中心距α和基準長度Ld1﹚初定中心距2﹚計算帶所需基準長度由表8-2選帶基準長度Ld=4500mm3﹚計算實際中心距α中心距改變范圍為728-2080mm⒌驗算小帶輪上包角⒍計算帶根數(shù)Z1﹚計算單根V帶額定功率Ρr由=140mm和=970r/min,查表8-4a得依據(jù)和B型帶查表8-4b得查表8-5得,查表8-2得ΚL=1.15，于是2﹚計算V帶根數(shù)Z取6根⒎計算單根V帶初拉力最小值由表8-3得B型帶單位長度質量所以⒏計算壓軸力Fp壓軸力最小值為:2.高速級齒輪傳動設計已知輸入功率P1=8.672KW，小齒輪轉速n1=970r/min，齒數(shù)比u1=2.829.由電動機驅動，壽命為8年（設每十二個月年工作300天），2班制則（1）選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)a.按圖10-23所表示傳動方案，選擇直齒圓柱齒輪傳動b.運輸機為通常工作機器，速度不高，故選擇7級精度（GB10095-88）c.材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質），硬度為280HBS，大齒輪為45鋼（調(diào)質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS選小齒輪齒數(shù)Z1=24，則大齒輪齒數(shù)Z2=2.829×24=67.896取Z2=68（2）按齒面接觸強度設計a.試選載荷系數(shù)Kt=1.3b.計算小齒輪傳輸扭矩T1=95.5×105P1/n1=95.5×105×8.762/970=86265×105Nmmc.由表10-7選擇齒輪寬系數(shù)?d=1d.由表10-6查得材料彈性系數(shù)ZE=189.8e.由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪接觸疲憊強度極限σHlim1=600Mpa;大齒輪接觸疲憊強度疲憊極限σHlim2=550Mpaf.計算應力循環(huán)次數(shù)N1=60n1jLh=60×970×(2×8×300×8)×1=2.235×109N2=2.235×109/2.829=7.9×108g.由圖10-19取接觸疲憊壽命KHN1=0.9；KHN2=0.92h.計算接觸疲憊許用應力（取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1）[σH]1=KHN1×σHlim1/S=0.9×600/1=540Mpa[σH]2=KHN2×σHlim2/S=0.92×550/1=506Mpa計算：a.小齒輪分度圓直徑d1t,代入[σH]3中較小值=64.365mmb.計算圓周速度vv===3.27m/sc.計算齒寬bb=×d1t=1×64.365=64.365d.計算齒寬和齒高之比模數(shù)mt===2.682mm齒高h=2.25mt=2.25×2.682=6.03mm==10.67e.計算載荷系數(shù)依據(jù)v=3.27m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.14直齒輪==1查10-4表，當小齒輪相對支承非對稱位置時=1.422由=10.67=1.422查圖10-13得=1.4，故載荷系數(shù)K=KAKV=1×1.14×1×1.422=1.621f.按實際載荷系數(shù)校正所算得分度圓直徑，由式可得d1=d1t=64.365=69.278g.計算模數(shù)mm===2.89mm(3)按齒根彎曲強度設計1）確定各公告內(nèi)計算數(shù)值a.由圖10-20c查得小齒輪彎曲疲憊極限=500Mpa大齒輪彎曲極限=380Mpab.由圖10-18取彎曲疲憊壽命系數(shù)=0.88=0.9c.計算彎曲疲憊許用應力取彎曲疲憊安全系數(shù)S=1.4，則===314.286===244.286e.計算負載系數(shù)KK=KAKVKFαKFβ=1×1.14×1×1.4=1.596f.查取齒形系數(shù)由表10-5查得YFa1=2.65YFa2=2.248g.查取應力校正系數(shù)由表10-5查得YSa1=1.58YSa2=1.746h.計算大小齒輪并加以比較==0.01332==0.01607由此可見，大齒輪數(shù)值大2）設計計算m==1.97圓整后得m=2按接觸強度算得分度圓直徑d1=74.721所以，Z1==Z2=2.829×3599.05取Z2=100（4）幾何尺寸計算a.計算分度圓直徑d1=Z1m=35×2=70mmd2=Z2m=100×2=200mmb.計算中心距a=c.計算齒輪寬度b==1×70=70mm取B2=70mm,B1=75mm3、低速級齒輪傳動設計（原理同高速級齒輪傳動設計方案，求得以下數(shù)據(jù)）1.材料：小齒輪40Cr280HBS大齒輪45鋼（調(diào)質）240HBS2.選=24=24×2.176=52.224取=53Kt=1.3ZE=189.8MPa3.T3==490086N.mm4.查得=600Mpa=550Mpa5.=60×15745×1×(2×8×300×8)=3.628×108由圖取=0.92=0.956.7.d3t=115.285mm8.9.所以，10.d3=121.105mmm=5.046mm11.查得所以，12.13.查得所以，大齒輪數(shù)值大14.圓整=315.所以，B2=95mmB1=100mm六．軸設計計算1）輸入軸設計a.初算軸徑選擇45鋼（調(diào)質）硬度217~255HBS，查書本P235（10-2）得C=115考慮有一鍵槽，直徑增大5%d=23.95(1+5%)=25.15mm所以，初選d=27mmb.軸結構設計1.軸上零件定位固定和裝配齒輪相對軸承非對稱分布，右面由軸肩固定，左面由套筒固定，連接以平鍵作過渡配合固定兩軸承分別以軸肩和筒定位，則采取過渡配合固定2.確定各段直徑和長度Ⅰ段：d1=27mm長度取L1=50mm因為，h=2cc=1.5mmⅡ段：d2=d1+2h=27+2×3=33mmL2=20(套筒)+55（聯(lián)軸箱和外壁距）=75mmⅢ段：d3=38mm初選擇7208c型角接觸球軸承，內(nèi)徑為40mm,寬度為18mm,D=80mm,L3=18mm所以，取Ⅳ段：Ⅴ段：取d5=40mmL5=18mm則軸承跨距L=235.5mm3.按彎矩復合強度設計計算①已知d1=70mmT1=86265N.mm②圓周力：③徑向力：Fr=Fttanα=2464.714×tan20°=897.083N④由上可知：LA=64mmLB=214mmLC=134mm1)繪制軸受力簡圖（a）2)繪制垂直彎矩圖（b）軸承受反力FAy=690.388NFBy=206.695NFAz=1897.289NFBz=567.416N截面C在垂直面彎矩Μc1==690.388×64=44.183)繪制水平面彎矩圖（c）截面C在水平面彎矩為Μc2==1897.289×64=121.434)繪制合彎矩圖(d)Μc===129.225)繪制扭矩圖（e）Τ=9.55×(ΡⅡ/nⅡ)×10=Τ1=86.2656）繪制當量彎矩（f）取α=1則=[+()]=[129.22+244.03]=276.137）校核危險截面=該軸強度足夠（2）輸出軸設計計算a．按扭矩初算軸徑先用45鋼（調(diào)質）硬度217∽255HBS，由P235表10-2取C=115考慮到有鍵槽增大5%b．聯(lián)軸器型號選擇查表14-1，取按計算轉矩小于聯(lián)軸器公稱轉矩條件，查表8-2選擇YL11型凸緣聯(lián)軸器其公稱轉矩為1000，半聯(lián)軸器孔徑為50，故選C．軸結構設計1．軸零件定位，固定和裝配齒輪相對軸承菲對稱部署，左面用套筒定位，右端用軸肩定位，周向定位采取鍵和過分配合，兩軸承分別從軸肩和套筒定位，周向永過分或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面，齒輪套筒右軸承和皮帶輪從右裝入，低速級小齒輪和輸出軸設計成齒輪軸確定軸各段直徑和長度Ⅰ段：長度取Ⅱ段：Ⅲ段：初選擇7213c型角接觸球軸承，內(nèi)徑為65,寬度23，所以，Ⅳ段：Ⅴ段：Ⅵ段：Ⅶ段：3．按彎扭復合強度計算①已知②圓周力③徑向力④由圓可知⑴求支反力⑵截面C在垂直面彎矩截面C在垂直水平面彎矩⑶⑷扭矩(5)校核危險截面強度故，該軸強度足夠該軸彎矩圖及扭矩圖以下圖中間軸設計計算a.初算軸徑1.選擇45鋼（調(diào)質），硬度217-255HBS，查書本P235表10-2得，C=115∴d≥c=1152.選軸承：初選擇7208c型角接觸球軸承，其內(nèi)徑為40mm,寬18mm,D=80mmb.軸結構設計Ⅰ段：由軸承可知Ⅱ段Ⅲ段Ⅳ段（齒輪軸）則軸承跨距c.軸上零件定位。固定和裝配：齒輪相對軸承非對稱分布，左面有套筒定位。右面有套筒定位，高速小齒輪于軸Ⅲ設計成齒輪軸。軸承由軸肩及套筒固定。按彎矩復合強度設計計算七．滾動軸承選擇及校核計算Ⅰ軸：7208cⅡ軸：7208cⅢ軸：7213c估計壽命：8×2×365×8=46720小時計算輸入軸承Ⅰa.軸承所受徑向力Fr=897.083N軸向力Fa=0Fa/Fr=0由表12-6,得，X=1Y=0b.計算當量動載荷P=fp(xFr+YFa)fp取1.1則c.驗算壽命∴所選軸承7208c滿足要求（2）計算輸出軸承（Ⅲ）a.軸承所受徑向力：Fr=2912.3NFa=0Fa/Fr=0X=1Y=0b.計算當量動載荷：P=fp(xFr+YFa)P=1.1×(1×2912.3+0)+3203.53Nc.驗算壽命∴所選偶成7213c滿足要求八．鍵連接選擇及校核計算1..聯(lián)軸器和輸入軸系采取平鍵連接軸徑查手冊p51，選擇c型鍵得鍵c8×7鍵長L=37mm2.輸出軸和齒輪連接用平鍵軸徑查手冊P51選擇A型平鍵鍵A20×12鍵長90mm3．中間軸和齒輪用平鍵連接軸徑d=46mm查手冊p51選A型平鍵鍵A14×9l=L-b鍵長63Th=9mm4.輸出軸和聯(lián)軸器用平鍵聯(lián)接軸徑d=50mmL查手冊p51選A型平鍵鍵A14×9l=L-b=80-14=66mmTh=9mm個人小結開學至今，我們經(jīng)歷了為期長達十天之久實訓課，即機械設計課程設計。我們所得到任務是憑借極少數(shù)據(jù)，自行設計一個減速箱。