设计胶带输送机的传动装置_起重机传动装置设计

设计胶带输送机的传动装置_起重机传动装置设计机械设计课程设计任务书设计题目： 起重机传动装置设计系 部： 机械工程系专 业： 机械设计制造及其自动化 学生姓名: 学 号:起迄日期: x年12月8日年12月29日 指导教师: 教研室主任：机械设计课程设计任务书目录前言前言我们组本次接到的课程设计题为起重机传动装置的设计。传动装置的作用在于传递力或者是力矩。机械传动主要包括带传动、链传动、齿轮传动和蜗杆传动。实际生产中在原动机与工作机之间的传动装置往往不可能只是某一种单一的传动，车间零件传动设备亦是如此。同时通过设计计算，绘图及运用技术标准，规范，设计手册等有关资料，熟练掌握公式编辑器，AutoCAD 绘图，掌握全面的机械设计技能。齿轮传动具有传动比准确，可用的传动比，圆周速度和传递的范围都很大，以及传动效率，使用寿命长，结构紧凑，工作可靠等一系列优点，因此，齿轮传动式各机器中应用最广的机械传动形式之一，齿轮是机械工业中的重要的基础件。由于齿轮传动在减速器装置中使用广泛，以此，人们都十分重视研究这个基础部件。无论在减小体积，减轻重量，提高效率，改善工艺，延长使用寿命和提高承载能力以及降低成本等等方面，有所改进的话，都会促进资源（包括人力，材料和动力）的节省。于是我们研究起重机的传动部分，通过给定条件选择了展开式双极圆柱斜齿齿轮减速器，通过计算，设计了主要的传动零件，减速器的输入轴，输出轴，和中间轴，以及齿轮，从而达到传动的需要，满足了设计任务。机械设计课程设计任务书1. 设计题目：起重机传动装置的设计1.1 传动布置方案 见图11 电动机 2 联轴器 3 制动器 4 减速器 5 联轴器 6 卷筒支承 7 钢丝绳 8 吊钩 9 卷筒图1 传动布置方案简图1.2 设备工作条件：常温下工作，每日两班，工作10年，允许重物起升速度误差小于 5%。车间有三相交流电源。2. 电动机的选择2.1 确定电动机的功率(1)提升力：11F=Gg=7209.8=3528N 22(2)提升速度V 1=2V =20.65=1.3m min)(D+d)(250+11)取圆柱齿轮传动二级减速器传动比范围i 总=8 22，故电动机转速的可选范围为：n 电动机=i 总n 卷筒=（822）95.13=7612092r min和1000rmin B 轴的转速：n B =n A 1440=324.32r min i 23.41C 轴的转速：n c =D 轴的转速：n D =n c =95.11r 4.44=1.141097) 由1P207图10-19查得接触疲劳寿命系数K HN 1=0. 90; K HN 2=0. 95 8) 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，由公式H = H 1=H 2=K HN lim得： SK HN 1lim 1=0. 9600M P a =540M P a S K HN 2lim 2=0. 95500M P a =522. 2M P aSH =H 1+H 22=540+522.5=531.25MPa 29）根据1P217图10-30选取区域系数Z H =2.44。10）根据1P215图10-26查得1=0.78，2=0.92，则=1+2=1.7。 （2）、计算1）试算小齿轮分度圆直径d 1t ，由计算公式得：d 1t =39.86mm2） 计算圆周速度d 1t n 239.86960v=2.0ms,8级精度，由1P194图10-8查得动载系数K V =1.14；由1P196表104查得K H =1.45；由1P198图1013查得 K F =1.4由1P195表103查得 K H =K F =1.4。故载荷系数 K =K A K V K H K H =1.501.141.41.45=3.476） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由1P204式（1010a ）得d 1=d 139.86=51.82mm7） 计算模数m nd 1cos 51.82cos14=2.09mm =m n =24z 1根据3P180表10-1圆柱齿轮标准模数系列表，查取模数m n =2mm 。 4.1.3按齿根弯曲强度设计由1P216式(1017)m n （1）确定计算参数1）计算载荷系数K=K A K V K F K F =1.51.141.41.4=3.352) 根据纵向重合度=1.903，从1P217图1028查得螺旋角影响系数 Y 0.88 3) 计算当量齿数z v 1=z 124=26.27 33cos cos 14z v 2=z 2107=117.13 33cos cos 144) 查取齿型系数由1P200表105查得Y Fa 1=2.592；Y Fa 2=2.166 5) 查取应力校正系数由1P200表105查得Y sa 1=1.596；Y sa 2=1.8046) 由1P208图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极FE 1=500Mpa；大齿轮的弯曲强度极限FE 2=380Mpa；7) 由1P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数K FN 1 =0.85；K FN 2=0.88； 8) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由1P205式（10-12）得：K FN 10.85500Mpa =303.57Mpa =F 1=1.4K FN 20.88380Mpa =238.86MPa =F 2=1.4S9）计算大、小齿轮的Y Fa Y 并加以比较 F Y Fa 1Y Sa 12.7241.569=0.01363303.57F 1Y Y 2.1661.804=0.01636238.86F 2大齿轮的数值大。（2）设计计算m n =0.827mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数0.827并就进圆整为标准值m=1mm 接触强度算得的分度圆直径d 1=51.82mm，算出小齿轮齿数。d 1cos 51.82cos14于是由z 1=50.281m n取z 1=50，则z 2=uz 1=4.4425=222, 取z 2=222。 4.1.4几何尺寸计算（1）计算中心距a=(z 1+z 2)m n2cos (50+222) 22cos14=280.33mm将中心距圆整后取281mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角(z 1+z 2)m n=arcos2a=arccos(50+222) 22281=14.5K由于值改变不大，故参数、Z H 等不大，不用修正（3）计算大、小齿轮的分度圆直径d 1d 2=502=cos14.5=103.29mmz 1m nz 2m 2222cos =cos14.5=458.61mm（4）计算齿轮宽度b=d d 1=1103.29mm=103.29mm圆整后取B 2=104mm；B 1=109mm。（5）结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm ，而又小于500mm ，故以选用腹板式为宜。4.2低速啮合齿轮的设计4.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数试选小齿轮齿数z 1=24；大齿轮齿数z 2=u 2z 1=3.4124=81.84，取z 2=82。 其他参数和上对齿轮一样。 4.2.2按齿面接触强度设计 按式（1021）试算，即d 1t (1)确定公式内的各计算数值1) 计算小齿轮传递的转矩T 2=T B =152.53N m2) 根据1P215图10-26查得1=0.78，2=0.89，则=1+2=1.67。 3) 由1P206式1013计算应力循环次数：N 160n 2j L h 60324.321（2836510）1.14109 N 2N 1s3）计算齿宽b 及模数b=m ntd d 1t=166.08mm=66.08mmd 1t cos 66.08cos14m nt =z 1=24=2.67h=2.25m nt =2.252.67mm=6mmb6=11.014）计算纵向重合度=0.318d z 1tan =0.318124tan14=1.9035）计算载荷系数K由1P193表10-2查得使用系数K A =1.50；根据v=1.02 mmin T 1=36.11Nm5.1.2 求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为d 1=103.29mm而 F t =2T 1236.11=699.20N =-3d 1103.2910tan n tan 20oF r = Ft =699.20=262.26N ocos cos13.98F a = t F t a n=699. 20t a n =13. 98N 1图 4圆周力F t ，径向力F r 及轴向力F a 的方向如图4所 示。5.1.3初步确定轴的最小直径根据1P370表15-3，取A 0=112,于是得d 1min =A =112=17.5mm ；输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d I-(图5) 。为了使所选的轴直径d I-与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩T ca =K A T 3，查机械设计P351，表14-1，考虑到转矩变化很小，故取K A =1.5,则：T ca =K A T 3=1.536110N mm=54165Nmm按照计算转矩T ca 应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GBminT 3=494.02Nm(2) 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为d 4=221.56mm而 F t =2T 32494.02=4459.47N =221.5610-3d 4tan n tan 20oF r = Ft =4459.47=1672.6Ncos cos13.98oF a = t F t a n=4459. 47t a =n 13. 98N 1圆周力F t ，径向力F r 及轴向力F a 的方向如图4所示。 (3)初步确定轴的最小直径先估算轴的最小直径, 选取轴的材料为45钢, 调质处理, 根据轴常用几种材料的T 及A 0表，查的T =35MP,A0=112。d 3min =A =41.44mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径d -, 为了使所选的轴与联轴器吻合, 故联轴器的计算扭矩为T ca =K a T 3，查工作系数表，取K A =2.3需同时选取联轴器的型号。T ca =K a T 3=2.3550.92=1267.12N m因为计算转矩小于联轴器公称转矩, 所以查弹性柱销联轴器表，根据T ca ，选择L 4型弹性柱销联轴器，d 其公称转矩为2500N m , 半联轴器的长度为L =112mm ，-=48mm ，半联轴器与轴的配合长度L 1=84mm 。 5.3.2 轴的结构设计(1) 拟定轴上的装订方案如图9所示。A B C D图9 轴的结构与装配(2)根据轴向定位为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求, -轴段右端需要制出一轴肩, 故取-的直径d -=55mm ; 左端用轴端挡圈定位, 按轴端直径取挡圈直径D =55mm 半联轴器与轴配合的轮毂孔长度为L 1=84mm ，保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长度应比L 1略短一些, 现取l -=82mm 。选用单列角接触球轴承. 参照工作要求并根据d -=55mm , 由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组标准精度级的接触球轴承7212C 型. 对于选取的角接触球轴承其尺寸的为d D B =60mm 110mm 22mm , 故l -=22mm 。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。手册上查得7212C 型轴承定位轴肩直径取安装齿轮处的轴段d -=66mm ，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位. 已知齿轮(d ) min =69mm ，故取l -=70mm 。毂的宽度为122mm, 为了使套筒端面可靠地压紧齿轮, 此轴段应略短于轮毂宽度, 故取l -=118mm 。齿轮的右端采用轴肩定位, 取轴肩高h=4mm,取d -=74mm . 轴环宽度b 1. 4h , 取b=12mm。轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) . 根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求, 取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l =30mm ,故取l -=50mm .取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm , 考虑到箱体的铸造误差, 在确定滚动轴承位置时, 应距箱体内壁一段距离 s,取s=8mm , 已知滚动轴承宽度T=22mm,则l -=a +s +T +(55+10)=16+8+22+65=111mml -=a +s -12=16+8-12=12mm 至此, 已初步确定了轴的各端直径和长度。5.3.3 绘制轴承的弯扭矩图，对危险截面进行强度计算 (1) 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置 对于7212C 型的角接触球轴承,a=22.4mm,因此, 作为简支梁的轴的支承跨距。L 1=113.4mm ; L 2=146.6mm ; L 3=106.4mm(2) 受力分析F L 2NH 1=L +L F 146.6t =4459.47=2584.02N23253F L 3NH 2=L +L F 106.4t =4459.47=1875.44N 23253F L F a D 1110.22221.56F NV 2=r 2+1672.6146.6+L =1455.3N 2+L 3253F NV 1=F r -F NV 2=217.3NM H =325.56N mM V 1=F NV 1L 2=73.6N m M V 2=F NV 2L 3=28.97N mM 1=333.78N mM 2=326.85N mT 3=9550P3T10962003.7.2 中间轴上键的选择7.2.1齿轮2与轴链接键的选择(1) 由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键(A)。根据d=30mm，由手册查得键的截面积为：宽度b=10mm，高度h=8mm，由半联轴器的宽度并参考键的长度系列，取键的长度L=36mm。(2)键，轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表6-2查得需用挤压力为F =100120MPa 。键的工作长度l =L -b =24mm，键与轮毂键槽的接触高度k =0. 5h =4mm，可得2T 2103216. 52591000p =45.3208键的标记为：键10836 GBT10962003.7.3 低速轴上键的选择7.3.1低速轴与联轴器链接键的选择(1) 由与此轴与半联轴器链接，故选用圆头普通平键(A)。根据d=48mm，由手册查得键的截面积为：宽度b=14mm，高度h=9mm，由半联轴器的宽度并参考键的长度系列，取键的长度L=70mm。(2) 键，轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表6-2查得需用挤压力为F =100120MPa 。键的工作长度l =L -b =56mm，键与轮毂键槽的接触高度k =0. 5h =4.5mm，可得2T 31032494.021000p =81.68键的标记：键14970 GBT10962003.8. 联轴器的选择与校核8.1 高速轴上联轴器的选择8.1.1类型选择为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器。8.1.2 载荷计算由机械设计表14-1查得K a =1.3T ca =T 1K A =1. 33. 7410=4.8633Nm8.1.3 型号的选择从GBmin，轴颈为1219mm 之间，故合用。8.2 低速轴上联轴器的选择8.2.1 类型选择为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器。8.2.2 载荷计算由机械设计表14-1查得K a =1.3T ca =T 3K A =1. 355. 5398=72.xNm8.2.3型号的选择从GBmin，轴颈为3242mm 之间，故合用。9. 润滑方式、润滑剂牌号及密封装置的选择9.1 润滑方式9.1.1齿轮的润滑当齿轮的圆周速率小于12ms)，通常采用浸油润滑，浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为40mm 。再加上齿轮到箱底的距离3050mm ，所以油深75mm 。9.1.2滚动轴承的润滑因为齿轮可以将底部的润滑油带起且在箱体上设计了油沟，所以轴承的润滑方式采用油润滑方式。9.2 润滑油牌号齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-CKC90110润滑油。 .9.3 密封装置选用凸缘式端盖易于调整，采用毡圈油封密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为 毡圈55JBZQ4606-86 毡圈120JB/ZQ4606-86。10. 减速器附件(1)窥视孔及窥视孔盖：由于受集体内壁间距的限制，窥视孔的大小选择为长90mm ，宽60mm 。盖板尺寸选择为长120mm ，宽90mm 。盖板周围分布6个M616的全螺纹螺栓。由于要防止污物进入机体和润滑油飞溅出来，因此盖板下应加防渗漏的垫片。考虑到溅油量不大，故选用石棉橡胶纸材质的纸封油圈即可。考虑到盖板的铸造加工工艺性，故选择带有凸台的铸铁盖板。(2)通气器：为防止由于机体密封而引起的机体内气压增大，导致润滑油从缝隙及密封处向外渗漏，使密封失灵。故在窥视孔盖凸台上加安通气装置。由于减速器工作在情节的室内环境中，故选用结构简单的通气螺塞即可，其规格为M221.5。(3)放油孔及放油螺塞：为了能在换油时将油池中的污油排出，清理油池，应在机座底部油池最低处开设放油孔。为了能达到迅速放油地效果，选择放油螺塞规格为M201.5。考虑到其位于油池最底部，要求密封效果好，故密封圈选用材质为工业用革的皮封油圈。(4)油面指示器：为了能随时监测油池中的油面高度，以确定齿轮是否处于正常的润滑状态，故需设置油面指示器。在本减速器中选用杆式油标尺，放置于机座侧壁，油标尺型号选择为M12。(5)吊耳和吊钩：为了方便装拆与搬运，在机盖上设置吊耳，在机座上设置吊钩。吊耳用于打开机盖，而吊钩用于搬运整个减速器。考虑到起吊用的钢丝直径，吊耳和吊钩的直径都取20mm 。(6)定位销：本减速器机体为剖分式，为了保证轴承座孔的加工和装配精度，在机盖和机座用螺栓联接后，在镗孔之前，在机盖与机座的连接凸缘上应装配定位销。定位销采用圆锥销，安置在机体纵向两侧的联接凸缘得结合面上，呈非对称布置。圆锥销型号选用GB117-86 A635。(7)起盖螺钉：在机盖与机座联接凸缘的结合面上，为了提高密封性能，常涂有水玻璃或密封胶。因此联接结合较紧，不易分开。为了便于拆下机盖，在机盖地凸缘上设置一个起盖螺栓。取其规格为M1022。其中螺纹长度为16mm ，在端部有一个6mm 长的圆柱。11. 设计总结之前我对机械设计基础这门课的认识是很肤浅的，实际动手设计的时候才发现自己学得知识太少，而且就算上课的时候再认真听课，光靠课堂上学习的知识根本就无法解决实际问题， 必须要靠自己学习。我的设计中存在很多不完美、缺憾甚至是错误的地方，但由于时间的原因，是不可能一一纠正过来的了。尽管设计中存在这样或那样的问题，我还是从中学到很多东西。首先，我体会到参考资料的重要性，利用一切可以利用的资源对设计来说是至关重要的。往往很多数据在教材上是没有的，我们找到的参考资料也不齐全，这时参考资料的价值就立时体现出来了。其次，从设计过程中，我复习了以前学过的机械制图知识，AUTOCAD 的画图水平有所提高，Word 输入、排版的技巧也有所掌握，这些应该是我最大的收获。再次，严谨理性的态度在设计中是非常重要的，采用每一个数据都要有根据，设计是一环扣一环的，前面做错了，后面就要全改，工作量差不多等于重做。通过这次的课程设计, 极大的提高了我们对机械设计这门课程的掌握和运用，让我们熟悉了手册和国家标准的使用，并把我们所学的知识和将来的生产实际相结合，提高了我们分析问题并自己去解决问题的能力，也提高了我们各个方面的素质，有利于我们今后更顺利地走上工作岗位。12. 参考文献1 濮良贵，纪名刚. 机械设计. 第八版. 北京:高等教育出版社,x2 杨光，席伟光. 机械设计课程设计. 第二版. 北京：高等教育出版社，x3 孙恒，陈作模. 机械原理. 第七版. 北京：高等教育出版社，x4 刘鸿文. 材料力学. 第四版. 北京高等教育出版社，x5 张林绍，姚成祥. 实用机械设计手册. 北京：科学出版社，1999