矿用耙斗装岩设备传动装置设计I9doc

机械课程设计计算说明书题目矿用耙斗装岩设备传动装置设计I9班级机自 103 班学号06102696姓名朱群指导老师日 期1、设计任务书题目：矿用耙斗装岩设备传动装置设计1. 设计条件1）机器功用将开采的散块岩石，用耙斗装到运输机上；2）工作情况 通过离合器控制耙斗的工作和返回， 工作中载荷不均， 有中等冲击；3）运动要求耙斗运动速度误差不超过7%；4）工作能力储备余量 15%；5）使用寿命8 年，每年 300 天，每天 8 小时，主动滚筒。返回滚筒定期交换；6）检修周期半年小修，两年大修；7）生产批量单件、小批量生产；8）生产厂型中等机械厂。2. 原始数据题号I9主滚筒工作拉力（ kN）7.5主滚筒圆周速度（ m/s）1.3主滚筒工作直径（ mm）2803. 设计任务1）设计内容 电动机选型；传动件设计；减速器设计；离合器选型设计；滚筒轴系设计；滚筒设计；其他。2）设计工作量 传动系统安装图 1 张；减速器装配图 1 张；零件图两张设计计算说明书一份。4. 设计要求1) 要求减速器设计成锥 - 圆柱齿轮减速器。2）设计时要求要有一对斜齿轮。2计算项目及说明结果2. 传动方案的拟定1）该设备不需要立式结构，故采用卧式减速器。2）由于该设备工作中载荷不均，有中等冲击，轴线相互垂直传动，故减速器为锥圆柱齿轮。3）根据工作机构滚筒的工作直径和工作速度计算滚筒转速。n 60 * 1000v 160 * 1000 * 1.3/( 280* )88.72r/min准备选用 1000r min 的 Y 系列电动机，因此初步的总传动比 i 1000/ 88.72 11.27 , 按 i 11.27 选定二级齿轮减速器。4）为加工方便采用水平剖分式。5）由于离合器和圆锥齿轮传动的轴向力存在，故 I 、II 、 III 轴处均采用两个圆锥滚子轴承；6）电动机与输入轴之间采用凸缘联轴器 , 输出轴和工作机构之间采用选用机械拉键离合器。传动方案最后确定为上图所示型33. 选择电动机3.1 选择电动机的类型和结构形式按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机， Y 系列，封闭式结构，电压 380V，频率 50Hz。3.2 选择电动机容量工作机主动轴功率：F V, F 为主滚筒工作拉力， V 为主滚筒根据公式 PW1000WPW 9.75kW工作速度。由此得出： PW75001.3 kW 9.75kW1000传动装置的总效率：= 123n 式中1 联轴器的效率1 0.992 圆锥滚子轴承的效率（ 2 对）2 0.983 角接触轴承的效率3 0.994 圆锥齿轮的传动传递效率4 0.965 圆柱齿轮传动的传递效率5 0.976 卷筒的效率6 0.967 离合器的效率7 0.99则= 12370.830.990.98 20.990.960.970.960.960.834pd Pw=9kW 10.84kW0.83电动机所需功率：PdPd 12.46KWK pd1.15*10.84 12.46KW3.3 确定电动机的转速滚筒的工作转速为：60 1000vnD60 1000 1.388.72r min280按机械设计课程上机与设计表5-1 查得圆锥圆柱齿轮减速器直齿锥齿轮的传动比一般范围为： ia8 22 ，故电动机转速nd 8 22 n709.8 1951.8 r / min根据额定功率 Ped Pd ，且转速满足709.8r / minnd1951.8 r / min ，按机械设计课程上机与设计表16.2选得电动机型号为Y180L-6其主要性能如下表：电动机额定功率满载转速堵转转矩最大转矩型号/kWr min额定转矩额定转矩Y180L-6Y180L-6159701.82.04. 传动比的分配54.1 传动装置总传动比nm970总传动比 i10.93n88.724.2 分配各级传动比按直齿轮圆柱齿轮传动比i锥0.25ia0.2510.932.73又因锥齿轮的传动比3 4，故取 i 锥 3.3则 i柱10.933.313.35. 计算传动装置的运动和动力参数5.1 各轴转速计算由传动比分配结果计算轴速nnmiin0970 rminnIno970rmin970 rmini11nI Ino970r293.94 ri 23.3minminnIIInI293.94rmin88.8 ri33.31minnIVnIIInw88.88 rmin5.2 各轴功率计算由机械效率计算各轴功率PPdPd12.46kWi10.93i锥3.3i柱3.31n0970 rminnI970 rminnII293.94 rminnIII88.88 rminnIV88.88 rmin6PIPd1212.460.990.9812.09kWPIIPI2412.090.960.9811.37kWPIIIPII3511.370.990.9710.81kW5.3 各轴转矩计算TI9550PI9550 12.09119.03N mn I970TII9550PII955011.37369.41N mn II293.94TIII9550PIII955010.811161.52N mnIII88.88轴号转速输出功率输出扭矩传动比（n r / min）（nr / min ）P（ kW ）T (N m)i电机轴97012.46122.67I轴97012.09119.031II轴293.9411.37369.413.3III轴88.8810.811161.523.31滚筒轴88.8810.381115.311Pd12.46kWPI12.09kWPII11.37 kWP10.81kWIIITI119.03N mTII369.41N mTIII1161.52Nm6. 传动件的设计计算6.1圆锥直齿齿轮传动的计算6.1.1 选定齿轮齿轮类型、 精度等级、材料及齿数由机械设计表6.2 选取小齿轮40Cr调质大齿轮45正火7计算许用接触应力H HBS1260HBS由 H =HlimZNHBS2240HBSSH min式中， H 试验齿轮的接触疲劳强度极限，N / mm 2 ,SHmin 接触强度计算的最小安全系数，通常SH min1 1.5ZN 接触强度计算的寿命接触疲劳极限H lim查图 6-4得:H lim1700N / mm 2 ,H lim 2550N / mm 2接触强度寿命系数Z N其中应力循环次数 N由式 6-7N1 =609701830081.68109N 2 N1 /i=5.09108所以由图 6-5得 ZN1=ZN2=1接触强度最小安全系数SH min 取 1则 H1 =7001/1N/mm 2H2 =5501/1N/mm 2计算许用弯曲应力 F F =FlimYNYXSFminH lim1700N / mm 2H lim 2550N / mm 2N11.68109N25.09108ZN1 =ZN2 =1SHlim1H1 700 N/mm 2H2 550 N/mm 28式中Flim 试验齿轮的弯曲疲劳强度极限H 550N/mm 2SFmin 弯曲强度计算的最小安全系数，SF min1.4 3YN 弯曲强度计算的寿命系数YX 弯曲强度计算的尺寸系数弯曲疲劳强度极限F lim 查图 6-7 得Flim1 =540N/mm 2Flim 2 =420N/mm 2弯曲强度计算的寿命系数查 6-8 图得YN1 = YN2 =1540 N/mm 2Flim1弯曲强度计算的尺寸系数420 N/mm 2Flim 2查图 6-9 （设模数 m小于 5mm ）得 YX =1弯曲强度计算的最小安全系数SF min 取 1.4 ，则YH1YH21F1=54011/1.4F2 =42011/1.4YX16.1.2按齿面接触强度设计SFlim1.4F1450 N/mm 2确定齿轮传动精度等级， 预估计圆周速度 vt7m / s ，参考表 6.7 、表 6.8选择F2300N/mm 2II公差组 7级小轮大端分度圆直径 d1 ，由式 6-2092KT1 u22d11dm1 ZEZH3u2 1dm uH其中 KKAKVKK A 使用系数K V 动载系数K 齿向载荷分布系数ZE 材料弹性系数ZH 节点区域系数齿宽系数dm查表 6.14取dm0.55小轮齿数 z1 在推荐值中 20 40 中选 26大轮齿数 z2iz13.3 2685.8 圆整取齿数比 uz2 / z186/ 263.31传动比误差u / u（3.313.3）/ 3.30.003 0.05小轮转矩 T1T1 9.55 106 P / n19.55 10 612.09 / 970=119030载荷系数 KK KAKVKK A 使用系数查表 6.3K V 动载系数由推荐值 1.05 1.4K齿向载荷分布系数由推荐值 1.0 1.2II 公差组 7级dm0.55z126z286u3.31T1119030 NmmK A1.5K V1.210载荷系数 KKK A K V K1.51.21.11.98材料弹性系数 ZE查表 6.4节点区域系数 ZH查图 6-3 ，故d10.55321.981190303.3121189.82.5110.553.315503.312齿轮模数 mmd1 / z1101.27 / 263.895mm 按表 6.6 取圆整小轮大端分度圆直径d1mz1426小轮平均分度圆直径dm1dm1d1 / 1dm10.55u 21104/ 113.312圆周速度vmdm1n1 / 6000089.72970/ 600004.55m/ s齿宽 bbdm dm10.5589.7249.34mmK1.1K1.98ZE189.8 N/mm 2ZH2.52d1101.27mmm4 mmd1104 mmdm189.72 mmvm4.55m / sb50mm6.1.3 校核齿根弯曲疲劳强度2KT1 12由式 6-21FdmYFaYSaFbd1mu21式中 YFa 齿形系数YSa 应力修正系数11当量齿数 zvzv1z1 / cos1 26u 2 1 =27.16uzv2zv1u222.143.312 =296.49齿形系数 YFa查表 6.5小轮 YFa1大轮 YFa 2应力修正系数 YSa查表 6.5小轮 YSa1大轮 YSa221.981190300.552故 F112.571.5955010443.312121.981190300.5522.211.77F250104413.3121zv127.16zv2296.49YFa12.57YFa 22.21YSa11.595YSa21.77F1107.69 N/mm26.1.4 几何尺寸计算大轮大端分度圆直径d2d2mz2486锥距 R Rd12d22 / 2小轮大端顶圆直径da1d12m cos 1大轮大端顶圆直径da2d22m cos 26.2 斜齿圆柱齿轮传动的计算6.2.1 选定齿轮齿轮类型、 精度等级、材料及齿数F2102.77 N/mm齿根弯曲强度满足d2344 mmR179.69 mmda1111.66 mmda 2351.66 mm212由表 6.2 选 小齿轮 40Cr 调质大齿轮 45 正火6.2.1.1计算许用接触应力 H 由式 66 H=Hlim Z NHBS1 =260HBSSH min式中， H 试验齿轮的接触疲劳强度极限，N / mm 2HBS 2 =210HBS,SHmin 接触强度计算的最小安全系数，通常SH min1 1.5ZN 接触强度计算的寿命接触疲劳极限Hlim 查图 6-4得：Hlim1650 N / mm 2 ,H lim 2550 N / mm 2接触强度寿命系数 ZN 其中应力循环次数 N 由式 6-7Hlim1650 N / mm2N 1=60n 2 jL h60 293.941 (8 300 8)H lim 2550 N / mm 2N 2 = N 1 /i所以由图 6-5 得N 1 =3.38108Z N11 Z N2 1.09N 2 =710.9010接触强度最小安全系数 SHmin取 1，则1ZN1H1=6501/1ZN21.09H2=5501.09/1SH min =16.2.1.2计算许用弯曲应力 FH1 =650 N/mm213由式 612 F=FlimYNYXH2 =600 N/mm 2SFminH =600 N/mm 2式中Flim 试验齿轮的弯曲疲劳强度极限SFmin 弯曲强度计算的最小安全系数SFmin1.4 3YN 弯曲强度计算的寿命系数YX 弯曲强度计算的尺寸系数弯曲疲劳强度极限Flim 查图 6-7 得Flim1 =420 N / mm2Flim 2 =320 N / mm2弯曲强度计算的寿命系数查 6-8图得Flim1 =420 N / mm2YN1YN2 1Flim 2 =320 N / mm 2弯曲强度计算的尺寸系数查图 6-9（设模数 m小于 5mm）得YN1 = YN2 =1YX =1弯曲强度计算的最小安全系数SFmin （ 1.43 ）取 1.4则YX =1F1=42011/1.4SFmin1.F2 =32011/1.4F1 =300 N/mm 26.2.2按齿面接触强度设计由设计F2 =229 N/mm 2确定齿轮传动精度等级，按14v1(0.013 0.022)n1 3 P / n1估取圆周速度 vt4 m / s ，参考表 6.7 、表 6.8 选取小轮分度圆直径d1 ，由式 6-15 得d1ZE ZHZ Z)2 2 K T1 u 13 (H ud齿宽系数d 查表 6.9 ，按齿轮相对轴承为非对称布置小齿轮齿数 Z3 在推荐值 2040 中选大齿轮齿数 Z4Z4iZ 33.312582.75尽量与 Z2 互为质数取 83齿数比 uZ4 / Z383 / 25传动比误差u / u （3.323.31）/ 3.320.0030.05小轮转矩 T2T29.55106 P / n29.5510611.37 / 293.94Nmm载荷系数 KKKAKVKK A 使用系数查表 6.3K V 动载系数由推荐值 1.05 1.4K齿间载荷分配系数由推荐值 1.0 1.2II 公差组 7级d 0.8 Z3 25Z483u3.32合适T2369410 NmmK1.515K 齿向载荷分布系数由推荐值 1.0 1.2K1.2载荷系数 KK1.1K KKK=1.21.11.11.5K1.1材料弹性系数 Z查表 6.4节点区域系数 Z查图 6.3K2.18重合度系数 Z由推荐值 0.85 0.92Z189.8 / mm2螺旋角系数 Z由 Zcoscos12ZH2.45d3ZEZHZZ)2 2K T2u1Z =0.783 (H udZ =0.993 (1892.450.78 )2 22.18369410 3.3216000.83.32d399.6mm齿轮法面模数 mnmnd3 cos/ z399.6cos12 / 253.90 mmm4mm按表 6.6 取整标准中心距 aa mn ( Z3Z4 ) / (2cos )4 (2583) / (2cos120 ) 220.83mm圆整，取 221mma221mm分度圆螺旋角arccosmn ( Z3Z4 ) / 2aarccos4(2583) / (2221)1212分度圆直径 d1d3mZ3 / cos425 / cos12102.23 mm16圆周速度 vvd3n2 / 60000102.23 293.94 / 60000齿宽 bbd d30.8 102.2381.78 mm大齿轮宽 b4b4b小齿轮宽 b3b3b4(5 10)6.2.3 校核齿根弯曲疲劳强度由式 6-16FF2KT2 YFaYSaY YFbd3mn当量齿数 ZvZv1Z3 / cos325 / cos3 1226.7Zv2Z4 / cos383 / cos3 12齿形系数 YFa查表 6.5小轮 YFa1大轮 YFa 2应力修正系数 YSa查表 6.5小轮 YSa1d3102.23mmv1.57m / sb481.8mmb386mmZv126.7Zv288.7YFa12.62YFa 22.20YSa11.5917大轮 YSa2YSa2 1.79不变位时，端面啮合角tarctan(tan 20 / cos12 )20.41端面模数mtmn / cos123.99重合度aa1 z3 (tanat1tant )z4 (tanat2tant )2a1 25(tan(arccos 3.9925cos 20.41 ) tan 20.41 )23.9925243.9983cos20.41a 1.704483 (tan(arccos832) tan 20.41 )3.994重合度系数Y0.250.75 /aY0.69螺旋角系数 Y 由推荐值 0.85 0.92Y0.89F1F222.183694102.621.590.690.89/ (80102.233.99)22.183694102.201.790.690.89/ (80102.233.99)F1126.27 N / mm 2F2119.36 N / mm 2齿根弯曲强度满足6.2.4 齿轮其他主要尺寸计算大轮分度圆直径d4d4 mn z4 / cos4 83/ cos12d4 339.42mm18根圆直径 d fd f 3d32hf102.2321.254d f 392.23mmd f 4d42hf339.4221.254d f 4329.42mm顶圆直径 dada3d32ha102.2324da 3110.23mmda4d42ha339.4224da 4347.42mm7. 齿轮作用力的计算7.1 高速级的齿轮作用力的计算7.1.1 已知条件高速轴传递的转矩 T1119030Nmm ，转速 n1970 r/min ，小齿轮大端分度圆直径d1104mm ，cos 10.957 ，sin 10.289 ， 116.817.1.2 锥齿轮的作用力圆周力为Ft12T12T1dm1dmd1 / (1)u 212119030 N2653.3N89.72Ft1 2653.3 N其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为Fr1 Ft1 tancos 12653.3tan 200.957N=924.5 N19其方向为由力的作用点指向轮1 的传动中心924.5 NFr1轴向力为Fa1 Ft1 tansin 12653.3tan 20 0.289N 279.3 N其方向沿轴向从小锥齿轮的大端指向大端法向力Fa1279.3 NFt12653.3 N2771.7 NFn1cos 20cos7.1.3 锥齿轮 2 的作用力Fn12771.7N锥齿轮 2 上的圆周力，径向力和轴向力与锥齿轮 1 上的圆周力，轴向力和径向力大小相等，作用方向相反即Ft1Ft2Fr1Fa2Fa1Fr27.2 低速级齿轮作用力的计算7.2.1已知条件中 间 轴 传 递 的 转 矩T2369410 N mm， 转 矩n2293.94 r / min ， 低 速 级 斜 齿 圆 柱 齿 轮 的 螺 旋 角14 。为斜齿圆柱齿轮3 的轴向力与锥齿轮3 的轴向力相互抵消一部分，低速级的小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径 d3102.23mm7.2.2齿轮 3 的作用力(1) 圆周力为2T2Ft37227.0 Nd320其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为tannFr3Ft3 cos2689.2 N其方向为由力的作用点指向轮3 的转动中心轴向力为Fa3 Ft3 tan1536 N其方向可用右手法则确定，即用右手握住轮3 的轴线，并使四指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力的方向法向力为Fn3Ft37862.6 Nn coscos7.2.3 齿轮 4 的作用力从动轮 4 的各个力与主动轮 3 上相应的力大小相等，作用方向相反，即：Ft1Ft2Fr1Fr2Fa1Fa2Ft37227.0 NFr32689.2 NFa31536NFn37862.6 N8 轴系的设计计算8.1 高速轴的设计与计算8.1.1已知条件高速轴传递的功率P1 12.09 kw ，转矩 T1119.03N m ，转速 n1970r/min，小齿轮大端分度圆直径d1 104mm ，齿宽中点处分度圆直径21dm1 d1 / (1dm) 104 /(10.55) 89.72 mmu213.3121齿轮宽度 b50 mm 。8.1.2 选择轴的材料：因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表 8-26 选用常用材料 45 钢，调质处理8.1.3 初算轴径45 钢，调质处理查表 9-8得 C106135 ，取中间值 118，则P12.09dmin c 31115 3mm 26.66mmn1970轴与带轮连接，有一个键槽，轴径应增大3% 5% ，轴端dmin26.66mm最细处直径d1 26.66mm26.660.03 0.05 mm27.46 27.99mm8.1.4 轴的结构设计轴的结构如图轴承部件的结构设计：为方便轴承部件的拆装，减速器的机体采用部分式结构，该减速器发热小，轴长小，故轴承采用两端固定方式。按轴上的零件的安装顺序，从最细处开始设计。联轴器与轴段：22轴段上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择设计同步进行。为补偿联轴器连接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性联轴器。查表8-37 ，取载荷系数 K A1.5，计算转矩为TcK A T11.5 119030 N ? mm178545 N ? mm由表 8-38 查得 GB/ T5041 1985中的 HL2 型联轴器符合要求：公称转矩为 315N m ，许用转速为 5600r / min ，轴孔范围为 20 35 mm ，考虑 d127.99 mm ，取联轴器意孔直径为 30 mm ，轴孔长度 L联82 mm ，Y 型轴孔 A 型键，联轴器从动端代号为LX2 2862 GB/ 50142003, 相应的轴段的直径d130 mm ，其长度略小于意孔宽度，取L180 mm 。轴承与轴段和的设计：在确定轴段的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸。若联轴器采用轴肩定位，经过计算，这样取的轴径太大，且轴承寿命过长，故此处改用轴套定位，轴套内径为 28mm。此处选用圆锥滚子轴承，初选轴承 30207，由表 9-9 得轴承内径 d 35 mm ，外径 D 72 mm ，宽度B17 mm ，T18.25 mm ，内圈定位直径 da42 mm , 外圈定位直径 D a65 mm ，轴上力的作用点与外圈大端面的距离 a315.3 mm ，故 d235 mm ，联轴器定位轴套顶到内圈端面，则该处轴段长度略短于轴承内圈宽度，取L216 mm ，该减速器锥齿轮的圆周速度大于2m/s，故轴承采用油润滑，由齿轮将油甩到油沟内流入轴承座中。通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d4 35 mm ，其右侧为齿轮 1 的定位轴套，所以该处轴段的长度应比轴承内圈的宽度内圈宽度略短，故取 L2 16 mm 。轴段的设计 :该处轴段为轴承提供定位作用，故取该段直径为轴承定位d130 mmL180 mmd235 mmL216 mmd435 mmL216 mm23轴肩直径，即 d342 mm ，该处长度与轴的悬臂长度有关，故稍后计算。齿轮与轴段的设计：轴段上安装齿轮，小锥齿轮所处的轴段采用悬臂结构，故 d5 应小于 d4 , 可初定 d5 32 mm 。由于齿轮直径比较小，采用实心式，齿宽中点分度圆与大端处径向端面的距离 M 32.9 mm ，锥齿轮大端侧径向端面与轴承套杯端面距离取为110 mm ，轴承外圈宽边侧距内壁距离， 即轴承套杯凸肩厚 C 8 mm ，齿轮大端侧径向端面与轮毂右侧面的距离按齿轮结构需要取为 57mm，取轴与齿轮配合段比轮毂孔略短，差值为 0.75mm，则d342 mmd532 mmL551 1CT L40.75（51 10 8 18.25 160.75）mm70.5 mm轴段与轴段的长度：L5 75.5 mm取下箱座壁厚9 mm ，取轴承旁连接螺栓为 M20 ，箱体10 mm凸缘连接螺栓为M16 ，地脚螺栓为 dM24 ，取轴承端盖连接螺钉为 M10 ，查得轴承端盖凸缘厚度为Bd 12 mm ，取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为t2 mm ，高速轴轴承端盖连接螺钉查得GB/ T5781 M10x35 . 取联轴器毂孔端面距轴承端盖表面距离 K 10 mm ，为了便于结构尺寸取整，轴承端盖凸缘安装面与轴承右端面的距离取为l425.5 mm ，取轴段端面与联轴器右端面的距离为1.75mm ，则有L1 （ L联 K Bd l4T L2 1.75） mm（82 10 12 25.518.25 16 1.75）mm=130 mm轴段的长度与该轴的悬臂长度l3 有关，小齿轮受力作用点与右端轴承对轴的力作用点间的距离为L1 130 mm24l 3M1Ca3=（3010815.3）mm63.3 mm则两轴承对轴的力作用点间的距离为l363.3 mml2 （2 2.5） l 3（2 2.5） 63.3mm126.6158.25 mml 3l 22a32T（120.7 152.35） mm2 15.3mm2 18.25 mm120.7152.35 mm取 L3130 mm ，则有l2L32T2a3130 mm2 18.25 mm2 15.3 mm135.9 mm在其范围内取，合格l2135.9 mm轴段力作用点与左轴承力作用点间的距离：l1L1L2Ta82 / 21.75 mm（110 16 18.25 15.341 1.75）mm103.8 mm8.1.5 键连接l1 103.8 mm电机由轴段间采用 A 型普通平键连接，查表 8-31 取其型号为键 8 76 GB/ T1096 1990, 齿轮与轴间采用 A型普通平键连接，型号为键 10 55 GB/ T1096 19908.1.6 轴的受力分析画轴的受力简图：轴的受力简图如下：25计算支承反力：在水平面上为：Fr 1l3Fa1dm1RH1l 22924.563.3279.389.72135.9338.4 NRH2Fr1RH1925.4N338.4 N1262.9 N在垂直平面上为：RV1Ft1l3925.4 338.4 N 1235.9 Nl2135.9RV2Ft1RV12653