帶式運輸機傳動裝置設計

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1、 機械課程設計說明書 帶式運輸機傳動裝置設計 班級： 學號： 姓名： 指導老師： 目 錄 一、 設計任務…………………………………………………………3 二、 傳動方案的分析和擬定……………………………………………3 三、 電動機的選擇…………………………………………………4 四、 傳動零件的設計計算……………………………………………………5 五、 減速器箱體設計……………………………………………………9 六、 軸的結(jié)構(gòu)設計…………………………………11 七

2、、 軸承的校核……………………………………………17 八、 鍵的校核………………………………………19 九、 軸承的潤滑及密封……………………………………………21 十、 小結(jié)…………………………………………21 第一節(jié) 設計任務 運輸機工作原理：電動機的傳動力通過減速器帶動滾筒轉(zhuǎn)動。其執(zhí)行機構(gòu)如下： 原始數(shù)據(jù)： 1） 運輸帶工作拉力F=6KN； 2） 運輸帶工作速度V=1.3m/s； 3） 滾筒直徑D=400mm； 4） 滾動效率=0.95； 5） 工作情況：兩班制，連續(xù)單向轉(zhuǎn)動，載荷較平穩(wěn)； 6） 工作環(huán)境：室內(nèi)，

3、灰塵較大，環(huán)境最高溫度35C； 7） 使用折舊期8年，4年大修一次； 8） 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。 第二節(jié) 傳動方案的分析和擬定 方案一：傳動方案簡圖如下： 該方案優(yōu)點：傳動效率高，結(jié)構(gòu)緊湊，傳動比較平穩(wěn)，適合單向連續(xù)傳動，對工作的環(huán)境適應性強。缺點：制造及安裝精度要求高，價格較貴。 方案二：傳動方案簡圖如下： 第三節(jié) 電動機的選擇 （1） 電動機的功率P0 == =0.84 其中=0.98 =0.99 =0.98 =0.95 =0.95分別為二級減速器，滾筒，彈性聯(lián)軸器，剛性聯(lián)軸器，圓錐滾子軸承的傳動效率。以上數(shù)據(jù)均有[1]表1-15查

4、得。 (2) 電動機的選擇 根據(jù)及其工作環(huán)境，查[1]表F1-2：選用型號電動機，主要參數(shù)如下： 電動機型號 額定功率 KW 滿載轉(zhuǎn)速 r/min 起動轉(zhuǎn)矩/ 額定轉(zhuǎn)矩 最大轉(zhuǎn)矩/ 額定轉(zhuǎn)矩 質(zhì)量 Kg 同步轉(zhuǎn)速1000r/min 10 970 1.4 1.8 148 評析：此型號電動機，額定功率略高于工作功率，不會造成過載或空載，可延長電動機使用壽命。此型號為“封閉”型。適于灰塵多等惡劣環(huán)境下工作。 （3）聯(lián)軸器的選擇 電動機到減速箱之間的聯(lián)軸器，由于轉(zhuǎn)速較快選用彈性聯(lián)軸器。 =1.8KN/1.5=1200KN 查[1]得選用彈性柱銷聯(lián)

5、軸器，型號為。主要參數(shù)：公稱扭矩，=1250， 許用轉(zhuǎn)速為2800r/min，轉(zhuǎn)動慣量為3.4Kg/，質(zhì)量m=22Kg 減速箱到滾筒之間的聯(lián)軸器，由于此處轉(zhuǎn)速不大，故選用凸緣聯(lián)軸器，型號為。 主要參數(shù)：公稱扭矩=100Nm，許用轉(zhuǎn)速r/min。 （4）齒輪傳動比確定 =970/62.1=15.62 根據(jù)經(jīng)驗對于圓錐---圓柱齒輪，可取圓錐齒輪傳動比=0.25，并盡量使，最大允許到4，以使圓錐齒輪直徑較小， （5）傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算 1） 各軸輸入功率 ==，==9.10*0.99*0.98=8.83KW

6、 ==8.83*0.99*0.98=8.57KW 2） 各軸轉(zhuǎn)速 ==970 r/min ==970/3.91=248r/min ==248/3.99=62r/min 3） 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 電動機輸出轉(zhuǎn)矩：=9550=9550*9.29/970=91.46Nm 軸1：=91.46*1*0.98=89.63Nm 軸2：===89.63*4*0.98*0.99=347.84 Nm 軸3：==347.84*4*0.99*0.98=1349.9Nm 上面各式中，分別為彈性聯(lián)軸器，圓錐滾子軸承的傳動效率 為軸1與軸2間齒輪傳動效率，為軸2與軸3

7、的間齒輪傳動效率 第四節(jié) 傳動零件的設計計算 1 圓錐齒輪傳動設計 1）運輸機為一般工作，速度不高，選用7級精度 2）材料選擇：由表10---1選擇用小齒輪材料為40Gr（調(diào)質(zhì)）硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS . 3）選擇小齒輪齒數(shù)為 取 4）確定齒輪許用應力 因為工作為2班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，所以 查圖10—18 10—19 可得 查圖10—21 d 得 取失效率為1%，安全系數(shù)，彎曲疲勞安全系數(shù)

8、 所以 小齒輪所需傳遞轉(zhuǎn)矩 由表10—2 查得 按圖10—8 取 由表10—6 查得 5） 計算小齒輪直徑及齒數(shù)模數(shù)： 直齒圓錐齒輪 mm 取整 m=3 所以 6） 齒輪彎曲強度校驗 a) 齒形系數(shù) 齒輪節(jié)錐角 當量齒數(shù)： 由表10—5 查得 b) 應力修正系數(shù) 由表10—5 查得 c) 齒根彎曲強度效驗

9、 d) 圓錐齒輪主要尺寸 經(jīng)過計算，既滿足齒面接觸疲勞強度，又做到結(jié)構(gòu)緊湊。 2 圓柱齒輪傳動設計 1)選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) a) 由圖的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動 b) 運輸機一般選用7級精度 c) 材料選擇和錐齒一樣，小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)）硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼，硬度為240HBS d) 選小齒輪齒數(shù)

10、 2）齒面接觸強度設計 a) 試選載荷系數(shù) b) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 c) 由表10—7 選取 d) 由表10—6 查得 e) 由圖10—21 d查得 f) g) 由圖10—19 查得 h)計算接觸疲勞許用應力 取失效率為1% S=1 即 計算圓周速度 計算齒

11、寬b 所以 計算載荷系數(shù)：根據(jù) V 7級精度 又圖10—8 查得 直齒輪，假設 由表查得 由表10—2 查得使用系數(shù) 由表10—4 查得7級精度小齒輪相對支承非對稱布置時 由 查10—13 圖得 所以 按實驗的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 計算模數(shù)m 3）按齒根彎曲強度設計 a) 確定公式內(nèi)的各計算值 b) 由圖10—20 c查得小齒輪的彎曲強度疲勞極限 大齒輪

12、的彎曲疲勞極限 c) 由圖10—8 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) d) 計算許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4 e) 計算K f ) 查取齒型系數(shù) 由表10—5 查得 g) 查取應力校正系數(shù) 由表10—5 查得 h) 計算大小齒輪的 并加以比較

13、 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于齒根計算的模數(shù)，由于m的大小取決于彎曲強度所決定承載能力可取m=3 驗算： 合適 第五節(jié) 減速器箱體設計 本方案采用圓錐齒—圓柱齒輪傳動，故中心距a取圓柱齒輪傳動中心距， a=228mm。 機體結(jié)構(gòu)尺寸如下（由[3]表3得）： 機座壁厚 =0.025a+3=8.7 故取=9mm 機蓋壁厚

14、 =0.02a+3=7.58故取=8mm 機座凸緣厚度 b=1.5=1.58=13.5mm 機蓋凸緣厚度 =1.5=12mm 機座底凸緣厚度 =2.5=22.5mm 地腳螺釘直徑 =0.036a+12=20.208mm 取=20 地腳螺釘數(shù)目 a250,故取n=4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 =0.75=15mm 取=16mm 機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑 =0.5=10mm

15、 聯(lián)接螺栓的間距 取=180mm 軸承端蓋螺釘直徑 =0.5=10mm 窺視孔蓋螺釘直徑 =0.4=8mm 定位銷直徑 d=0.8=8mm 至外機壁距離 =22mm 至外機壁距離 =18mm 至外機壁距離 =26mm 至凸緣邊緣距離 =16mm 至凸緣邊緣距離 =24mm 軸承旁凸臺半徑 ==14mm 凸臺高度

16、 h=50mm(便于扳手操作為準) 外機壁至軸承座端面距離 大齒輪頂與內(nèi)機壁距離 =10.8mm>1.2 大齒輪端面與內(nèi)機壁距離 =9mm> 機蓋厚 =0.85=6.8mm 機座肋厚 m=0.85=7.65mm 軸承端蓋外徑 =(D為軸承外徑) 軸承端蓋凸緣厚度 t==9~10.8mm 取10mm 軸承聯(lián)接螺栓距離

17、= 由表及以前零件設計尺寸得：a=10mm，L=65mm，B=65mm，S=9mm，l=230mm，=8mm 第六節(jié) 軸的結(jié)構(gòu)設計 第一根軸的設計 1 對軸1：選用45號鋼 （1） 初步設計軸徑 其中p=9.1KW為該軸傳遞功率，n=970r/min為該軸轉(zhuǎn)速 查表15-3 A=112 為該軸許用切應力所確定的系數(shù) 所以，=23.6mm 根據(jù)=23.6mm可確定聯(lián)軸器的型號，聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩：取 查機械零件設計手冊，按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，采用彈性套柱銷聯(lián)軸器TL6型，半聯(lián)軸器的孔徑，長度L=82,聯(lián)軸器與軸的配合長度，取 2 軸的結(jié)構(gòu)設計

18、 （1）擬訂軸上零件的裝配方案 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度 ① 為了滿足軸向定位的要求，在處左邊設一軸肩，取=37mm，右端用軸端擋圈擋住，按軸端直徑取擋圈直徑40mm，為保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上，故Ⅰ-Ⅱ段長度比少短些，現(xiàn)取 ② 初選軸承為滾動軸承，根據(jù) 選取軸承30308，基本尺寸為 故 ，則取，③ 由于輪轂寬度為52mm為 了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段長度略短輪轂 ， 所以 ④ 軸承蓋的總寬度取為30mm，軸承距離箱體內(nèi)壁為8mm，齒輪距離箱體內(nèi)

19、壁a=16mm 根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑劑的要求，取 3 軸上零件的周向定位 齒輪和半聯(lián)軸器都采用平鍵聯(lián)接。按由手冊查得平鍵截面，齒輪輪轂與軸的配合為，同理半聯(lián)軸器與軸聯(lián)接鍵截面同上，與軸配合為 4 軸的校核 載荷 水平面 垂直面 支反力 F,F F,F 彎矩 M M= 57158.4 N mm 總彎矩 M= 扭矩 T 軸1 彎矩圖： 第二根

20、軸的設計 1 確定軸上有關(guān)數(shù)據(jù) 2 作用在軸上的力：小齒輪的分度圓直徑為，大齒輪分度圓直徑為 3 初步確定軸的最小徑，軸Ⅱ材料為45鋼，經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。取 顯然此處為軸的最小徑，即此處軸與軸承的內(nèi)徑相同。 4 軸的軸向結(jié)構(gòu)設計： （1） 為了滿足軸向定位的要求，在軸Ⅰ-Ⅱ處右邊設一軸肩，取，左右兩端用軸承端蓋封閉 （2） 初選軸承為滾動軸承，根據(jù)，選取型號32009，基本尺寸為，取，齒輪和軸承之間用軸環(huán)確定距離，軸的Ⅰ—Ⅱ左端采用軸肩結(jié)構(gòu)，取h=5mm，故，由此可知取

21、 （3） 由于右邊的錐齒輪轂寬度為62.4mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段長度略短輪轂寬度，故取，同理，柱齒輪轂為95，取 5 軸的周向結(jié)構(gòu)設計：齒輪和軸采用平鍵聯(lián)接，按由手冊查得平鍵為： 選擇齒輪輪轂與軸的配合為，按，得平鍵尺寸為 ，齒輪輪轂與軸的配合為 5 軸的校核 軸2 載荷 水平面 垂直面 支反力 F,F F,F 彎矩 Mh 總彎矩 M1= 扭矩 T

22、 彎矩圖： 第三根軸的設計： 1 確定輸出軸上的功率，， 2 作用在軸上的力：已知低速級齒輪的分度圓直徑為 3 初步確定軸的最小直徑為，顯然此處為軸的最小直徑為使得出軸與聯(lián)軸器的孔徑相同，需要確定聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩，取 采用彈性塊聯(lián)軸器HL5型，半聯(lián)軸器孔徑，長度142mm，聯(lián)軸器與軸的配合長度為 ，取 4 軸向結(jié)構(gòu)設計： （1） 為了滿足軸向定位要求，在軸Ⅰ—Ⅱ處左邊設一軸肩，取，右端用軸承擋圈擋住，按軸承直徑取擋圈直徑66m

23、m，為保證軸承擋圈只壓在聯(lián)軸器上，故Ⅰ—Ⅱ段長度比少短些，現(xiàn)取 （2） 初選軸承為滾動軸承30313，根據(jù)，在軸承中選取0基本游隙組，尺寸為 ，故取，而，其右端采用軸肩進行定位，取h=6mm,故 （3） 由于輪轂寬等于80mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段長度略短輪轂寬度，故取左端采用軸鍵定位，軸肩高度，則h=6mm,所以油環(huán)處直徑 （4） 軸承蓋的總寬度為20mm,軸承距離箱體內(nèi)壁為12mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承加添加劑的要求，取端蓋的外端與聯(lián)軸器左端的距離為,故 （5） 取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離a=16mm,錐齒輪與圓柱齒輪之

24、間的距離c=20mm，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距離箱體內(nèi)壁一段距離S，取S=8mm,已知滾動軸承寬度T=36mm,大錐齒輪輪轂寬長為50，則 5 軸上零件的周向定位：根據(jù)查得鍵截面為，齒輪輪轂與軸配合為 ，同樣半聯(lián)軸器與周的聯(lián)接所用平鍵尺寸為，半聯(lián)軸器與軸的配合為 6 軸的校核： 軸2 載荷 水平面 垂直面 支反力 F,F F,F 彎矩 Mh 總彎矩 M1= 扭矩 T

25、 彎彎矩圖： 第七節(jié) 軸承的校核 由于中間軸有兩個齒輪，所受動載荷比較大，所以這里只需要校核中間軸二軸承的壽命。 （一）兩軸承所受徑向載荷 由上，軸強度的計算知 1 .軸垂直面支反力 2.軸水平面支反力 3.兩軸承所受的徑向載荷即合成后的支反力 （二）計算軸承所受的軸向載荷 1.計算內(nèi)部軸向力 軸承型號32009，為圓錐滾子軸承，由標準查得性能參數(shù)為 由表21-11，圓錐滾子軸承的內(nèi)部軸向力，則 2.計算軸承所

26、受的軸向載荷 軸上個軸向力的方向 由式（21-8），（21-9）可列出 取兩者中較大者 取兩者中較大者 （三）計算當量動載荷 由式（21-5），由表21-8取沖擊載荷因數(shù)。系數(shù)X，Y與判斷因子e有關(guān)，由手冊中查的32009軸承， 軸承Ⅰ 故,則 軸承Ⅱ 故,則 (四)壽命計算 因,且兩軸承型號相同，故只按Ⅰ軸承計算壽命即可。取由式（21-7）有 壽命高于43800 ，故滿足壽命要求。 （五）靜強度計算 1.計算軸承靜載荷 由式（21-13），當量靜載荷,由表21-13，32

27、009型圓錐滾子軸承,故 2 .驗算靜強度 因,且兩軸承型號相同，故只按Ⅰ軸承計算壽命即可。取。由表21-14，取靜強度安全因數(shù)。由式（21-14） 故滿足靜強度要求。 第八節(jié) 鍵的校核 設定輸入軸與聯(lián)軸器之間的鍵為1 ，齒輪2與中間軸之間的鍵為鍵2，齒輪3與中間軸之間的鍵為鍵3，齒輪4與輸出軸之間的鍵為鍵4，輸出軸與聯(lián)軸器之間的鍵為鍵5。 鍵的類型 1、根據(jù)軸的直徑選擇鍵 根據(jù)條件選取的鍵型號規(guī)格如下（參考表2）： 鍵1：圓頭普通平鍵（A型） b=10mm h=8mm L=28mm 鍵2

28、：圓頭普通平鍵（A型） b=10mm h=8mm L=28mm 鍵3：圓頭普通平鍵（A型） b=12mm h=8mm L=40mm 鍵4：圓頭普通平鍵（A型） b=16mm h=10mm L=56mm 鍵5：圓頭普通平鍵（A型） b=16mm h=10mm L=70mm 鍵6：圓頭普通平鍵（A型） b=20mm h=12mm L=63mm 2、校核鍵的承載能力 因為：鍵1受到的轉(zhuǎn)距T1=89.63Nm 鍵2受到的轉(zhuǎn)距T2=89.63Nm 鍵3受到的轉(zhuǎn)距T2=347.84Nm 鍵4受到的轉(zhuǎn)距T4=347.84Nm 鍵5受到的轉(zhuǎn)距T5=

29、1349.9Nm 鍵6受到的轉(zhuǎn)距T5=1349.9Nm 鍵的材料為鋼，輕微沖擊，[]為100~120Mp，取[]=110 Mp 鍵的校核公式：（k=0.5h l=L-b d為軸的直徑） 所以： 校核第一個鍵：≤[] 校核第二個鍵：≤[] 校核第三個鍵：≤[] 校核第四個鍵：≤[] 校核第五個鍵：≤[] 校核第六個鍵：≤[] 第九節(jié) 軸承的潤滑及密封 根據(jù)軸頸的圓周速度,軸承可以用潤滑脂和潤滑油潤滑,由于齒輪的轉(zhuǎn)速根據(jù)以知是大于2m/s,所以潤滑可以靠機體的飛濺直接潤滑軸承?；蛞龑эw濺在機體內(nèi)壁上的油經(jīng)機體泊分面上的油狗流到軸承進行潤滑，這時必須在端

30、蓋上開槽。如果用潤滑脂潤滑軸承時，應在軸承旁加擋油板以防止?jié)櫥魇?。并且在輸入軸和輸出軸的外伸處，都必須密封。以防止?jié)櫥屯饴┮约盎覊m水汽及其它雜質(zhì)進入機體內(nèi)。密封形式很多，密封效果和密封形式有關(guān)，通常用橡膠密封效果較好，一般圓周速度在5m/s以下選用半粗羊毛氈封油圈。 小結(jié) 本次設計是慢動卷揚機傳動裝置的設計，設計過程中出現(xiàn)了許多的問題，但是在老師的指導下都得以解決。由于本人水平有限在設計中難免出現(xiàn)許多的錯誤，希望得到老師的指點及更正，使我能了解自己的不足并能夠加以改正，從而在實踐中獲得經(jīng)驗。穩(wěn)固自己的理論知識，并進一步的強化所學內(nèi)容。最后非常感謝在設計過程中給我?guī)椭睦蠋熀屯瑢W。 附件圖紙 裝配圖 軸 齒輪 謝謝朋友對我文章的賞識，充值后就可以下載說明書，我這里還有一個壓縮盤，里面有相應的word說明書和CAD圖紙。下載后請留上你的郵箱號或QQ號或給我的QQ留言：1459919609。我可以將壓縮盤送給你。歡迎朋友下次光臨?。。?