帶式輸送機傳動裝置設計

帶式輸送機傳動裝置設計,輸送,傳動,裝置,設計 帶式輸送機傳動裝置設計 21目 錄一 緒論1二 結(jié)構(gòu)設計三 設計計算過程及說明.31 選擇電動機. .32 傳動裝置的總傳動比及其分配.33 計算傳動裝置的運動和動力裝置參數(shù).34 帶傳動設計.45 齒輪傳動設計.56 軸的設計.117 軸承的選擇 .228 鍵的選擇.229 減速機箱體的設計.2310 減速器附件設計.23 11密封與潤滑.24四 設計小結(jié).25五參考文獻.261 緒論通過查閱一些文獻我可以了解到帶式傳動裝置的設計情況，為我所要做的課題確定研究的方向和設計的內(nèi)容。1.1 帶傳動帶傳動是機械設備中應用較多的傳動裝置之一，主要有主動輪、從動輪和傳動帶組成。工作時靠帶與帶輪間的摩擦或嚙合實現(xiàn)主、從動輪間運動和動力的傳遞。帶傳動具有結(jié)構(gòu)簡單、傳動平穩(wěn)、價格低廉、緩沖吸振及過載打滑以保護其他零件的優(yōu)點。1.2圓錐-圓柱齒輪傳動減速器YK系列圓錐-圓柱齒輪傳動減速器適用的工作條件：環(huán)境溫度為-4040度；輸入軸轉(zhuǎn)速不得大于1500r/min,齒輪嚙合線速度不大于25m/s，電機啟動轉(zhuǎn)矩為減速器額定轉(zhuǎn)矩的兩倍。YK系列的特點：采用一級圓弧錐齒輪和一、二、三級圓柱齒輪組合，把錐齒輪作為高速級（四級減速器時作為第二級），以減小錐齒輪的尺寸；齒輪均采用優(yōu)質(zhì)合金鋼滲碳淬火、精加工而成，圓柱齒輪精度達到GB/T10095中的6級，圓錐齒輪精度達到GB/T11365中的7級；減速器的選用原則：（1）按機械強度確定減速器的規(guī)格。減速器的額定功率P1N 是按載荷平穩(wěn)、每天工作小于等于10h、每小時啟動5次、允許啟動轉(zhuǎn)矩為工作轉(zhuǎn)矩的兩倍、單向運轉(zhuǎn)、單對齒輪的接觸強度安全系數(shù)為1、失效概率小于等于1%等條件算確定.當載荷性質(zhì)不同，每天工作小時數(shù)不同時，應根據(jù)工作機載荷分類按各種系數(shù)進行修正.減速器雙向運轉(zhuǎn)時，需視情況將P1N乘上0.71.0的系數(shù)，當反向載荷大、換向頻繁、選用的可靠度KR較低時取小值，反之取大值。功率按下式計算：P2m=P2*KA*KS*KR ，其中P2 為工作功率； KA 為使用系數(shù)； KS 為啟動系數(shù)； KR 為可靠系數(shù)。（2）熱功率效核.減速器的許用熱功率PG適用于環(huán)境溫度20，每小時100%連續(xù)運轉(zhuǎn)和功率利用律（指P2/P1N100%）為100%的情況，不符合上述情況時，應進行修正。（3）校核軸伸部位承受的徑向載荷。2結(jié)構(gòu)設計2.1V帶傳動帶傳動設計時，應檢查帶輪的尺寸與其相關(guān)零部件尺寸是否協(xié)調(diào)。例如對于安裝在減速器或電動機軸上的帶輪外徑應與減速器、電動機中心高相協(xié)調(diào)，避免與機座或其它零、部件發(fā)生碰撞。 2.2減速器內(nèi)部的傳動零件減速器外部傳動件設計完成后，可進行減速器內(nèi)部傳動零件的設計計算。1） 齒輪材料的選擇應與齒坯尺寸及齒坯的制造方法協(xié)調(diào)。如齒坯直徑較大需用鑄造毛坯時，應選鑄剛或鑄鐵材料。各級大、小齒輪應該可能減少材料品種。2） 蝸輪材料的選者與相對滑動速度有關(guān)。因此，設計時可按初估的滑速度選擇材料。在傳動尺寸確定后，校核起滑動速度是否在初估值的范圍內(nèi)，檢查所選材料是否合適。3） 傳動件的尺寸和參數(shù)取值要正確、合理。齒輪和蝸輪的模數(shù)必須符合標準。圓柱齒輪和蝸桿傳動的中心距應盡量圓整。對斜齒輪圓柱齒輪傳動還可通過改變螺旋角的大小來進行調(diào)整。根據(jù)設計計算結(jié)果，將傳動零件的有關(guān)數(shù)據(jù)和尺寸整理列表，并畫出其結(jié)構(gòu)簡圖，以備在裝配圖設計和軸、軸承、鍵聯(lián)結(jié)等校核計算時應用。聯(lián)軸器的選擇減速器的類型應該根據(jù)工作要求選定。聯(lián)接電動機軸與減速器，由于軸的轉(zhuǎn)速高，一般應選用具有緩沖、吸振作用的彈性聯(lián)軸器，例如彈性套柱銷聯(lián)軸器、彈性柱銷聯(lián)軸器。減速器低速軸（輸出軸）與工作機軸聯(lián)接用的連周期，由于軸的轉(zhuǎn)速較低，傳遞的轉(zhuǎn)距較大，又因為減速器軸與工作機軸之間往往有較大的軸線偏移，因此常選用剛性可以移動聯(lián)軸器，例如滾子鏈聯(lián)軸器、齒式聯(lián)軸器。聯(lián)軸器型號按計算轉(zhuǎn)距進行選擇。所選定的聯(lián)軸器，起軸孔直徑的范圍應與被聯(lián)接兩軸的直徑相適應。應注意減速器高速軸外伸段軸徑與電動機的軸徑不得相差很大，否則難以選擇合適的聯(lián)軸器。3 設計計算過程及說明3.1選擇電動機3.1.1電動機類型和結(jié)構(gòu)型式選擇Y系列籠型三相異步電動機,臥式閉型電電動機。3.1.2選擇電動機容量工作機所需功率=7.98kw =80.7r/min電動機的輸出功率=10.4kw=*.* =0.82*0.98*0.95*0.98*0.97*0.98*0.98*0.97*0.98*0.98*0.99*0.96=0.77確定電動機的額定功率Ped=Pd3.1.3選擇電動機的轉(zhuǎn)速同步轉(zhuǎn)速 1500r/min。3.1.4確定電動機型號選擇 Y160M-4 額定功率 11kw 轉(zhuǎn)速 1460r/min3.3計算傳動裝置的運動和動力裝置參數(shù)各軸轉(zhuǎn)速: 電動機軸 =1460r/min 減速箱輸入軸 =486.7 r/min 高速軸 =235.1 r/min 低速軸 =58.8 r/min各軸輸入功率: =11kw =*0.95=10.45kw=*0.98*0.97*0.98=9.73KW=*0.98*0.97*0.98=9.07KW3.4帶傳動設計3.4.1定v帶型號和帶輪直徑工作情況系數(shù) =1.1計算功率 =1.1*11=12.1kw選帶型號 A型3.4.2計算帶長求 = (+)/2 =198.5mm求 =(-)/2=98.5mm2(+)=a=0.7*(+)初取中心距 a=600mm帶長 L=Dm+2*a+=1839.5基準長度 =2000mm求中心距和包角中心距 a= + =344.18+337.06=681.24120z=/(+)*)=12.1/(1.32+0.17)*0.95*1.03)=8.3 取9根求軸上載荷張緊力 =500*/v*z(2.5-)/+qv*v=500*12.1/(7.64*9)*(2.5-0.95)/0.95+0.10*=149.3N軸上載荷 =2*sin(/2)=2*9*149.3*sin(162.6/2)=2656.5N3.5齒輪傳動設計直齒錐齒: 軸交角=90 傳遞功率P=10.45kw 小齒輪轉(zhuǎn)速=486.7r/m 傳動比i=2.07載荷平穩(wěn),直齒為刨齒,小齒輪40Cr,調(diào)質(zhì)處理,241HB286HB平均260HB,大齒輪用45號鋼,217HB255HB 平均230HB齒面接觸疲勞強度計算齒數(shù)和精度等級 取=24 =i*=48 選八級精度使用系數(shù)=1.0 動載荷系數(shù)=1.15齒間載荷分配系數(shù) 估計*Ft/b100N/mm cos=u/=2/=0.89 cos=1/=1/=0.44=/ cos=24/0.89=26.97=/ cos=48/0.44=109.1v=(1.88-3.2(1/(2*)+1/(2*)cos=1.85=0.85=1.4齒向載荷分布函數(shù) =1.9載荷系數(shù) =1*1.5*1.4*1.9=3.99=680Mpa接觸最小安全系數(shù)=1.5接觸壽命系數(shù) =1.0許用接觸應力 = */=710*/1.05=676Mpa = */=680*/1.05=648Mpa小輪大端分度圓直徑 =0.3 =70mm驗算圓周速度及Ka*Ft/b =(1-0.5R) =(1-0.5R)70=59.5mm =3.1459.5*486.7/60000=1.5m/s = b=*R=*d/(2*sin)=*/(2*=20.4mm*/b=1.0*689.2/20.4=33.8N/mm100N/mm確定傳動尺寸大端模數(shù) m=/=70/24=2.9mm實際大端分度圓直徑d =m=3*24=84 =m=3*48=144b=*R=0.3*80.5=24.15mm齒根彎曲疲勞強度計算齒面系數(shù) =2.72 =2.38應力修正系數(shù) =1.66 =1.78重合度系數(shù) =0.25+0.75/ =0.25+0.75/0.85=0.66齒間載荷分配系數(shù) */b100N/mm =1/=1/0.66=1.56載荷系數(shù) =1*1.15*1.56*1.9=3.4許用彎曲應力 = lim/=600*1.0*1.0/1.25=480MPa =570*1.0*1.0/1.25=456MPa驗算 =152=152*2.38*1.78/(2.72*1.66)=142.6MPa值 取=85初步計算的許用接觸應力H1=0.96Hlim1=0.9*710=619MPa H2=0.9Hlim2=1.9*580=522MPa初步計算的小齒輪直徑 =Ad=85*=48.1mm齒數(shù)z和模數(shù)m 初步齒數(shù)=19; =i*19=4*19=76和螺旋角 =/=50/19=2.63158 =2.5mm =arcos=arccos2.5/2.63158=18.2使用系數(shù) =1.10動載系數(shù) =1.5齒間載荷分配系數(shù) = arctan=arctan=20.9cos =cos18.220cos/20.9cos=0.95齒向載荷分布系數(shù) =A+B1+0.6*+c*b/1000=1.36 =* * =1.10*1.05*1.76*1.36=2.76彈性系數(shù) =189.8許用接觸應力驗算=189.8*2.38*0.97=647MPa690MPa齒根彎曲疲勞強度驗算重合度系數(shù) =1.61 螺旋角系數(shù) 齒向載荷分配系數(shù) =1.76 齒向載荷分布系數(shù) b/h=50.(2.25*2.5)=8.9 =1.27載荷系數(shù) K=*許用彎曲應力 驗算 3.6軸的設計輸入軸選用45鋼調(diào)質(zhì) =tan=計算支反力水平面反力 =1102.7N =-413.5N垂直面反力 =-1235.7N =4115.5N許用應力許用應力值 應力校正系數(shù) 當量彎矩圖 軸徑 高速軸軸材料選用45鋼調(diào)質(zhì), 取 d=40mm計算螺旋角 齒輪直徑 小輪 = 大輪小齒輪受力 轉(zhuǎn)矩=9.55*圓周力 =2*/=2*39524/50=1581N 徑向力畫小齒輪軸受力圖水平反力 =1358.1N =912.1N垂直反力 =594.7N =103.3N水平受力圖水平彎矩圖垂直彎矩圖合成彎矩圖畫轉(zhuǎn)矩圖應力校正系數(shù) 畫當量彎矩圖 =50220N.mm校核軸徑 =20.340mm低速軸 材料同前兩軸 畫大齒輪受力圖計算支反力 水平反力 =1185.8 =395.2N 垂直反力 =21.2N =584.6N垂直受力圖水平彎矩圖垂直彎矩圖合成彎矩圖轉(zhuǎn)矩圖當量彎矩 校核軸徑 =26e /=0.3e查表 =0.4 =1.6 =1 =0當量動載荷 =*(*+*)=1.0*(0.4*1177.7+1.6*1228.4)=2436.5N=*(*+*)= 4297.0N軸承壽命 =同樣,高速軸承和低速軸承分別用選用圓錐滾子軸承30210和30213。3.8鍵的選擇 輸入軸 L=20 (mm)高速軸 L=20低速軸 L=30T=3.9減速機箱體的設計 名稱 符號 尺寸關(guān)系 結(jié)果 箱座壁厚 =0.025*a+38 箱蓋壁厚 =0.02*a+38 a=箱體凸緣厚度 , b=1.5=15;=1.5=15;=2.5=25加強肋厚度 , m=0.85=8.5; =0.85=8.5地腳螺栓直徑 14地腳螺栓數(shù)目 n 43.10減速器附件設計3.10.1窺視孔和視孔蓋窺視孔應該在箱蓋頂部,以便觀察,應在凸臺上以便加工。3.10.2通氣器在箱蓋頂部,要適合環(huán)境,其尺寸要與減速器大小相合適。3.10.3油面指示器應該設在油面比較穩(wěn)定的地方,如低速軸附近。用圓形油標,有標尺的位置不能太高和太低,以免溢出油標尺孔座。3.10.4放油孔和螺塞放在油的最低處,平時用螺塞塞住,放油孔不能低于油池面,以免排油不凈。3.10.5起吊裝置吊環(huán)可按起重重量選擇,箱蓋安裝吊環(huán)螺釘處設置凸臺,以使吊環(huán)螺釘有足夠的深度。3.10.6定位銷用圓錐銷作定位銷,兩定位銷的距離越遠越可靠,常設在箱體連接凸緣處的對角處,對稱布置。直徑d=0.8d2。3.10.7起蓋螺釘裝在箱蓋連接凸緣上,其螺紋長度大于箱體凸緣厚度,直徑可與連接螺釘相同。4 設計小結(jié)通過這次設計讓我了解到機械設計是從使用要求等出發(fā)，對機械的工作原理、結(jié)構(gòu)、運動形式、力和能量的傳遞方式，以及各個零件的材料和形狀尺寸等問題進行構(gòu)思、分析和決策的工作過程，這種過程的結(jié)果要表達成設計圖紙、說明書及各種技術(shù)文件。通過帶式輸送機傳動裝置的設計,了解了帶式輸送機傳動裝置的原理以及其結(jié)構(gòu)。從帶式輸送機傳動裝置的設計，我學到了機械設計的思想-以最少的成本達到最好的目的,以最簡單的結(jié)構(gòu)達到所需的功能。設計思想中最突出得的是-合理二字。整個設計過程使我受益非淺。5參考文獻1 王昆等主編,機械設計課程設計,武漢: 高等教育出版社,1995。2 邱宣懷主編,機械設計.第四版,北京:高等教育出版社,1997。3 濮良貴主編,機械設計.第七版,西安: 高等教育出版社,2000。4 任金泉主編,機械設計課程設計,西安:西安交通大學出版社,2002。5 許鎮(zhèn)寧主編,機械零件,北京:人民教育出版社,1959。6 Tragfahigkeitsberechnung Von Stirn-und Kegelradern (DIN 3990), 1970。