設計膠帶輸送機的傳動裝置_起重機傳動裝置設計

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1、設計膠帶輸送機的傳動裝置_起重機傳動裝置設計 機械設計課程設計任務書 設計題目： 起重機傳動裝置設計 系 部： 機械工程系 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 學生姓名: 學 號: 起迄日期: x年12月8日年12月29日 指導教師: 教研室主任： 機械設計課程設計任務書 目錄 前言 前言 我們組本次接到的課程設計題為《起重機傳動裝置的設計》。傳動裝置的作用在于傳遞 力或者是力矩。機械傳動主要包括帶傳動、鏈傳動、齒輪傳動和蝸桿傳動。實際生產中在原動機與工作機之間的傳動裝置往往不可能只是某一種單一的傳動，車間零件傳動設備亦是如此。同時通過設計計算，繪圖及運用技術標準，規(guī)范，設

2、計手冊等有關資料，熟練掌握公式編輯器，AutoCAD 繪圖，掌握全面的機械設計技能。 齒輪傳動具有傳動比準確，可用的傳動比，圓周速度和傳遞的范圍都很大，以及傳動效率，使用壽命長，結構緊湊，工作可靠等一系列優(yōu)點，因此，齒輪傳動式各機器中應用最廣的機械傳動形式之一，齒輪是機械工業(yè)中的重要的基礎件。 由于齒輪傳動在減速器裝置中使用廣泛，以此，人們都十分重視研究這個基礎部件。無論在減小體積，減輕重量，提高效率，改善工藝，延長使用壽命和提高承載能力以及降低成本等等方面，有所改進的話，都會促進資源（包括人力，材料和動力）的節(jié)省。于是我們研究起重機的傳動部分，通過給定條件選擇了展開式雙極圓柱斜齒齒輪減速

3、器，通過計算，設計了主要的傳動零件，減速器的輸入軸，輸出軸，和中間軸，以及齒輪，從而達到傳動的需要，滿足了設計任務。 機械設計課程設計任務書 1. 設計題目：起重機傳動裝置的設計 1.1 傳動布置方案 見圖1 1 —— 電動機 2 —— 聯(lián)軸器 3 —— 制動器 4 —— 減速器 5 —— 聯(lián)軸器 6 —— 卷筒支承 7 —— 鋼絲繩 8 —— 吊鉤 9 —— 卷筒 圖1 傳動布置方案簡圖 1.2 設備工作條件： 常溫下工作，每日兩班，工作10年，允許重物起升速度誤差小于 5%。車間有三相交流電源。 2. 電動機的選擇 2.1 確定電動機的功率 (1)提升力： 11 F

4、=Gg=?720?9.8=3528N 22(2)提升速度 V 1=2V =2?0.65=1.3m min) π(D+d)π(250+11) 取圓柱齒輪傳動二級減速器傳動比范圍i 總=8 22，故電動機轉速的可選范圍為： n 電動機=i 總?n 卷筒=（8~22）?95.13=761~2092r min和1000rmin B 軸的轉速：n B = n A 1440 ==324.32r min i 23.41 C 軸的轉速：n c = D 軸的轉速：n D =n c =95.11r 4.44=1.14?109 7) 由1P207圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)K HN 1=0.

5、90; K HN 2=0. 95 8) 計算接觸疲勞許用應力： 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由公式[σH ]= [σH ]1= [σH ]2= K HN σlim 得： S K HN 1σlim 1 =0. 9?600M P a =540M P a S K HN 2σlim 2 =0. 95?500M P a =522. 2M P a S σH = [σH ]1+[σH ]2 2 = 540+522.5 =531.25MPa 2 9）根據(jù)1P217圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z H =2.44。 10）根據(jù)1P215圖10-26查得εα1=0.78，εα2=0

6、.92，則εα=εα1+εα2=1.7。 （2）、計算 1）試算小齒輪分度圓直徑d 1t ，由計算公式得： d 1t ≥ ==39.86mm 2） 計算圓周速度 πd 1t n 2π?39.86?960v===2.0ms,8級精度，由1P194圖10-8查得動載系數(shù)K V =1.14；由1P196表10—4查得K H β=1.45；由1P198圖10—13查得 K F β =1.4 由1P195表10—3查得 K H α=K F α =1.4。 故載荷系數(shù) K =K A K V K H αK H β=1.50?1.14?1.4?1.45=3.47 6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得

7、的分度圓直徑，由1P204式（10—10a ）得 d 1= d 139.86=51.82mm 7） 計算模數(shù)m n d 1cos β51.82?cos14ο =2.09mm =m n = 24z 1 根據(jù)3P180表10-1圓柱齒輪標準模數(shù)系列表，查取模數(shù)m n =2mm 。 4.1.3按齒根彎曲強度設計 由1P216式(10— 17) m n ≥（1）確定計算參數(shù) 1）計算載荷系數(shù) K=K A K V K F αK F β=1.5?1.14?1.4?1.4=3.35 2) 根據(jù)縱向重合度εβ=1.903，從1P217圖10－28查得螺旋角影響系數(shù) Y β＝0.88

8、3) 計算當量齒數(shù) z v 1= z 124 ==26.27 33? cos βcos 14 z v 2= z 2107 ==117.13 33? cos βcos 14 4) 查取齒型系數(shù) 由1P200表10－5查得Y Fa 1=2.592；Y Fa 2=2.166 5) 查取應力校正系數(shù) 由1P200表10－5查得Y sa 1=1.596；Y sa 2=1.804 6) 由1P208圖10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極σFE 1=500Mpa；大齒輪的彎曲強度極限σFE 2=380Mpa； 7) 由1P206圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)K FN 1 =0

9、.85；K FN 2=0.88； 8) 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由1P205式（10-12）得： K FN 1σ0.85?500 Mpa =303.57Mpa =[σF ]1= 1.4K FN 2σ0.88?380 Mpa =238.86MPa =[σF ]2= 1.4S 9）計算大、小齒輪的 Y Fa Y 并加以比較 ?σF ??? Y Fa 1Y Sa 12.724?1.569 ==0.01363 303.57??σ?F ?1 Y Y 2.166?1.804==0.01636 238.86?σF ???2 大齒輪的數(shù)值大。 （2）設

10、計計算 m n ==0.827mm 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算 的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)0.827并就進圓整為標準值m=1mm 接觸強度算得的分度圓直徑d 1=51.82mm，算出小齒輪齒數(shù)。 d 1cos β51.82?cos14ο 于是由z 1===50.28 1m n 取z 1=50，則z 2=uz 1=4.44?25=222, 取z 2=222。 4.1.4幾何尺寸計算 （1）計

11、算中心距 a = (z 1+z 2)m n 2cos β (50+222) ?2 ο 2?cos14==280.33mm 將中心距圓整后取281mm （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 (z 1+z 2)m n β=arcos 2a = arccos (50+222) ?2 2?281=14.5? εK 由于β值改變不大，故參數(shù)α、β、Z H 等不大，不用修正 （3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 d 1d 2 == 50?2 =cos14.5?=103.29mm z 1m n z 2m 222?2 cos β=cos14.5ο=458.61mm

12、 （4）計算齒輪寬度 b= φd ?d 1=1?103.29mm=103.29mm 圓整后取B 2=104mm；B 1=109mm。 （5）結構設計 以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm ，而又小于500mm ，故以選用腹板式為宜。 4.2低速嚙合齒輪的設計 4.2.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 試選小齒輪齒數(shù)z 1=24；大齒輪齒數(shù)z 2=u 2?z 1=3.41?24=81.84，取z 2=82。 其他參數(shù)和上對齒輪一樣。 4.2.2按齒面接觸強度設計 按式（10—21）試算，即 d 1t ≥ (1)確定公式內的各計算數(shù)值 1) 計算小齒輪傳遞的轉矩T

13、 2=T B =152.53N ?m 2) 根據(jù)1P215圖10-26查得εα1=0.78，εα2=0.89，則εα=εα1+εα2=1.67。 3) 由1P206式10－13計算應力循環(huán)次數(shù)： N 1＝60n 2j L h ＝60324.321（2836510）＝1.14?109 N 2＝N 1s 3）計算齒寬b 及模數(shù)b= m nt φd ?d 1t =166.08mm=66.08mm d 1t cos β66.08?cos14? m nt =z 1=24=2.67 h=2.25 m nt =2.252.67mm=6mm b6=11.01 ε4）計算縱向重合度β

14、εβ=0.318φd z 1tan β=0.318?1?24?tan14?=1.903 5）計算載荷系數(shù)K 由1P193表10-2查得使用系數(shù)K A =1.50；根據(jù)v=1.02 mmin T 1=36.11N?m 5.1.2 求作用在齒輪上的力 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為 d 1=103.29mm 而 F t = 2T 12?36.11 =699.20N =-3 d 1103.29?10 tan αn tan 20o F r = Ft =699.20?=262.26N o cos βcos13.98 F a = t F t a βn =69?9. 20t a

15、?n =13. 98N 1 圖 4 圓周力F t ，徑向力F r 及軸向力F a 的方向如圖4所 示。 5.1.3初步確定軸的最小直徑 根據(jù)1P370表15-3，取A 0=112,于是得 d 1min =A =112=17.5mm ； 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d I-∏(圖5) 。為了使所選的軸直徑d I-∏與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩T ca =K A T 3，查《機械設計》P351，表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取K A =1.5,則： T ca =K A T 3=1.536110N mm=54165Nmm 按照

16、計算轉矩T ca 應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準GBmin T 3=494.02N?m (2) 求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 d 4=221.56mm 而 F t = 2T 32?494.02 =4459.47N = 221.56?10-3d 4 tan αn tan 20o F r = Ft =4459.47?=1672.6N cos βcos13.98o F a = t F t a βn =445?9. 47t ?a =n 13. 98N 1 圓周力F t ，徑向力F r 及軸向力F a 的方向如圖4所示。 (3)初步確定軸的最小直徑

17、 先估算軸的最小直徑, 選取軸的材料為45鋼, 調質處理, 根據(jù)《軸常用幾種材料的[τT ]及A 0》表，查的[τT ]=35MP,A 0=112。 d 3min =A ==41.44mm 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑d Ⅰ-Ⅱ, 為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合, 故聯(lián)軸器的計算扭矩為T ca =K a T 3，查《工作系數(shù)表》，取K A =2.3 需同時選取聯(lián)軸器的型號。 T ca =K a T 3=2.3?550.92=1267.12N ?m 因為計算轉矩小于聯(lián)軸器公稱轉矩, 所以查《彈性柱銷聯(lián)軸器》表，根據(jù)T ca ，選擇L ?4 型彈性柱銷聯(lián)軸器，d ⅠⅡ其公稱轉

18、矩為2500N ?m , 半聯(lián)軸器的長度為L =112mm ，-=48mm ，半聯(lián)軸器與軸的配合長度L 1=84mm 。 5.3.2 軸的結構設計 (1) 擬定軸上的裝訂方案如圖9所示。 A B C D 圖9 軸的結構與裝配 (2)根據(jù)軸向定位 為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求, Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩, 故取Ⅱ-Ⅲ的直徑d Ⅱ-Ⅲ=55mm ; 左端用軸端擋圈定位, 按軸端直徑取擋圈直徑D =55mm 半聯(lián)軸器與 軸配合的輪轂孔長度為L 1=84mm ，保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上, 故 Ⅰ-Ⅱ的長度應比L 1略短一些, 現(xiàn)取l Ⅰ-Ⅱ=82mm 。

19、選用單列角接觸球軸承. 參照工作要求并根據(jù)d Ⅱ-Ⅲ=55mm , 由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組標準精度級的接觸球軸承7212C 型. 對于選取的角接觸球軸承其尺寸的為 d ?D ?B =60mm ?110mm ?22mm , 故l Ⅶ-Ⅷ=22mm 。 右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。手冊上查得7212C 型軸承定位軸肩直徑取安裝齒輪處的軸段d Ⅳ-Ⅴ=66mm ，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位. 已知齒輪 (d ) min =69mm ，故取l Ⅵ-Ⅶ=70mm 。 轂的寬度為122mm, 為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪, 此軸段應略短于輪轂寬度, 故取 l Ⅳ-Ⅴ=

20、118mm 。齒輪的右端采用軸肩定位, 取軸肩高h=4mm,取d Ⅴ-Ⅵ=74mm . 軸環(huán)寬度 b ≥1. 4h , 取b=12mm。 軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定) . 根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求, 取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 l =30mm ,故取l Ⅱ-Ⅲ=50mm . 取齒輪距箱體內壁之距離a=16mm , 考慮到箱體的鑄造誤差, 在確定滾動軸承位置時, 應距箱體內壁一段距離 s,取s=8mm , 已知滾動軸承寬度T=22mm,則 l Ⅲ-Ⅳ=a +s +T +(55+10)=16+8+22+65=111mm

21、 l Ⅵ-Ⅶ=a +s -12=16+8-12=12mm 至此, 已初步確定了軸的各端直徑和長度。 5.3.3 繪制軸承的彎扭矩圖，對危險截面進行強度計算 (1) 首先根據(jù)結構圖作出軸的計算簡圖, 確定頂軸承的支點位置 對于7212C 型的角接觸球軸承,a=22.4mm,因此, 作為簡支梁的軸的支承跨距。 L 1=113.4mm ; L 2=146.6mm ; L 3=106.4mm (2) 受力分析 F L 2NH 1= L +L F 146.6 t =4459.47?=2584.02N 23253 F L 3NH 2= L +L F 106.4 t =4459.47?=

22、1875.44N 23253 F L F a D 1110.22?221.56F NV 2 =r 2+1672.6?146.6+ L ==1455.3N 2+L 3253 F NV 1=F r -F NV 2=217.3N M H =325.56N ?m M V 1=F NV 1L 2=73.6N ?m M V 2=F NV 2L 3=28.97N ?m M 1==333.78N ?m M 2==326.85N ?m T 3=9550P3T1096—2003. 7.2 中間軸上鍵的選擇 7.2.1齒輪2與軸鏈接鍵的選擇 (1) 由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵(A)

23、。 根據(jù)d=30mm，由手冊查得鍵的截面積為：寬度b=10mm，高度h=8mm，由半聯(lián)軸器的寬度并參考鍵的長度系列，取鍵的長度L=36mm。 (2)鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由《機械設計》表6-2查得需用擠壓力為[σF ]=100～120MPa 。鍵的工作長度l =L -b =24mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k =0. 5h =4mm，可得 2T 2?1032?16. 5259?1000σp ===45.3208 鍵的標記為：鍵10836 GBT1096—2003. 7.3 低速軸上鍵的選擇 7.3.1低速軸與聯(lián)軸器鏈接鍵的選擇 (1) 由與此軸與半聯(lián)軸器鏈接，故選用圓頭普通平鍵

24、(A)。 根據(jù)d=48mm，由手冊查得鍵的截面積為：寬度b=14mm，高度h=9mm，由半聯(lián)軸器的寬度并參考鍵的長度系列，取鍵的長度L=70mm。 (2) 鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，由《機械設計》表6-2查得需用擠壓力為[σF ]=100～120MPa 。鍵的工作長度l =L -b =56mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k =0. 5h =4.5mm，可得 2T 3?1032?494.02?1000σp ===81.68 鍵的標記：鍵14970 GBT1096—2003. 8. 聯(lián)軸器的選擇與校核 8.1 高速軸上聯(lián)軸器的選擇 8.1.1類型選擇 為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷

25、聯(lián)軸器。 8.1.2 載荷計算 由《機械設計》表14-1查得K a =1.3 T ca =T 1K A =1. 3?3. 7410=4.8633Nm 8.1.3 型號的選擇 從GBmin，軸頸為12—19mm 之間，故合用。 8.2 低速軸上聯(lián)軸器的選擇 8.2.1 類型選擇 為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。 8.2.2 載荷計算 由《機械設計》表14-1查得K a =1.3 T ca =T 3K A =1. 3?55. 5398=72.xNm 8.2.3型號的選擇 從GBmin，軸頸為32—42mm 之間，故合用。 9. 潤滑方式、潤滑劑牌號及密封裝置的

26、選擇 9.1 潤滑方式 9.1.1齒輪的潤滑 當齒輪的圓周速率小于12ms)，通常采用浸油潤滑，浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為40mm 。再加上齒輪到箱底的距離30～50mm ，所以油深75mm 。 9.1.2滾動軸承的潤滑 因為齒輪可以將底部的潤滑油帶起且在箱體上設計了油溝，所以軸承的潤滑方式采用油潤滑方式。 9.2 潤滑油牌號 齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用L-CKC90～110潤滑油。 . 9.3 密封裝置 選用凸緣式端蓋易于調整，采用氈圈油封密封圈實現(xiàn)密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為 氈圈55JBZQ4606-86 氈圈12

27、0JB/ZQ4606-86。 10. 減速器附件 (1)窺視孔及窺視孔蓋：由于受集體內壁間距的限制，窺視孔的大小選擇為長90mm ，寬60mm 。蓋板尺寸選擇為長120mm ，寬90mm 。蓋板周圍分布6個M616的全螺紋螺栓。由 于要防止污物進入機體和潤滑油飛濺出來，因此蓋板下應加防滲漏的墊片?？紤]到濺油量不大，故選用石棉橡膠紙材質的紙封油圈即可?？紤]到蓋板的鑄造加工工藝性，故選擇帶有凸臺的鑄鐵蓋板。 (2)通氣器：為防止由于機體密封而引起的機體內氣壓增大，導致潤滑油從縫隙及密封處向外滲漏，使密封失靈。故在窺視孔蓋凸臺上加安通氣裝置。由于減速器工作在情節(jié)的室內環(huán)境中，故選用結構簡單的

28、通氣螺塞即可，其規(guī)格為M221.5。 (3)放油孔及放油螺塞：為了能在換油時將油池中的污油排出，清理油池，應在機座底部油池最低處開設放油孔。為了能達到迅速放油地效果，選擇放油螺塞規(guī)格為M201.5。考慮到其位于油池最底部，要求密封效果好，故密封圈選用材質為工業(yè)用革的皮封油圈。 (4)油面指示器：為了能隨時監(jiān)測油池中的油面高度，以確定齒輪是否處于正常的潤滑狀態(tài)，故需設置油面指示器。在本減速器中選用桿式油標尺，放置于機座側壁，油標尺型號選擇為M12。 (5)吊耳和吊鉤：為了方便裝拆與搬運，在機蓋上設置吊耳，在機座上設置吊鉤。吊耳用于打開機蓋，而吊鉤用于搬運整個減速器。考慮到起吊用的鋼絲直徑，

29、吊耳和吊鉤的直徑都取20mm 。 (6)定位銷：本減速器機體為剖分式，為了保證軸承座孔的加工和裝配精度，在機蓋和機座用螺栓聯(lián)接后，在鏜孔之前，在機蓋與機座的連接凸緣上應裝配定位銷。定位銷采用圓錐銷，安置在機體縱向兩側的聯(lián)接凸緣得結合面上，呈非對稱布置。圓錐銷型號選用GB117-86 A635。 (7)起蓋螺釘：在機蓋與機座聯(lián)接凸緣的結合面上，為了提高密封性能，常涂有水玻璃或密封膠。因此聯(lián)接結合較緊，不易分開。為了便于拆下機蓋，在機蓋地凸緣上設置一個起蓋螺栓。取其規(guī)格為M1022。其中螺紋長度為16mm ，在端部有一個6mm 長的圓柱。 11. 設計總結 之前我對《機械設計基礎》這門課的

30、認識是很膚淺的，實際動手設計的時候才發(fā)現(xiàn)自己學得知識太少，而且就算上課的時候再認真聽課，光靠課堂上學習的知識根本就無法解決實際問題， 必須要靠自己學習。 我的設計中存在很多不完美、缺憾甚至是錯誤的地方，但由于時間的原因，是不可能一一糾正過來的了。盡管設計中存在這樣或那樣的問題，我還是從中學到很多東西。首先，我體會到參考資料的重要性，利用一切可以利用的資源對設計來說是至關重要的。往往很多數(shù)據(jù)在教材上是沒有的，我們找到的參考資料也不齊全，這時參考資料的價值就立時體現(xiàn)出來了。其次，從設計過程中，我復習了以前學過的機械制圖知識，AUTOCAD 的畫圖水平有所提高，Word 輸入、排版的技巧也有所掌握

31、，這些應該是我最大的收獲。再次，嚴謹理性的態(tài)度在設計中是非常重要的，采用每一個數(shù)據(jù)都要有根據(jù)，設計是一環(huán)扣一環(huán)的，前面做錯了，后面就要全改，工作量差不多等于重做。 通過這次的課程設計, 極大的提高了我們對機械設計這門課程的掌握和運用，讓我們熟悉了手冊和國家標準的使用，并把我們所學的知識和將來的生產實際相結合，提高了我們分析問題并自己去解決問題的能力，也提高了我們各個方面的素質，有利于我們今后更順利地走上工作崗位。 12. 參考文獻 [1] 濮良貴，紀名剛. 機械設計. 第八版. 北京:高等教育出版社,x [2] 楊光，席偉光. 機械設計課程設計. 第二版. 北京：高等教育出版社，x [3] 孫恒，陳作模. 機械原理. 第七版. 北京：高等教育出版社，x [4] 劉鴻文. 材料力學. 第四版. 北京高等教育出版社，x [5] 張林紹，姚成祥. 實用機械設計手冊. 北京：科學出版社，1999