课程设计带式运输机传动装置设计

word带式运输机传动装置的设计目录一、 传动方案拟定4二、 电动机的选择4三、 计算总传动比与分配各级的传动比6四、 运动参数与动力参数计算6传动零件的设计计算71014五、 轴的设计计算 16七、滚动轴承的校核计算25八键联结的选择与计算26带式运输机传动装置设计(第三组（1） 原始数据条件：输送带工作拉力F=2300 N 输送带速 卷筒直径D=300mm(2) 条件1） 工作条件：两班制工作每班按8h计算，连续单向运转，载荷平稳，室工作，有粉尘，环境最高温度35；滚筒效率。2） 使用折旧期：8年。3） 检修间隔期：4年一次大修，两年一次中修，半年一次小修。4） 动力来源：电力，三相电流，电压380/220V。5） 输送带速度容许误差：5%6） 制造条件与批量：一般机械厂制造，小批量生产。总体设计一 传动方案的拟定根据条件计算出工作机滚筒的转速为假如选用同步转速为1500r/min或1000r/min的电动机，如此可估算出传动装置的总传动比i约为30或20二 电动机的选择1) 电动机类型的选择：电动机的类型根据动力源和工作条件，选用Y系列三相异步电动机2) 电动机功率的选择：工作机所需要的有效功率为设分别为弹性联轴器,闭式齿轮传动设齿轮精度为8级,滚动轴承,V形带传动。滚筒的效率，由表2-2差得1=0.99 2=0.97 3=0.99 4=0.95 电机所需功率为 由第十六章表16-1选取电动机的额定功率为3)电动机转速的选择：选择常用的同步转速为1500r/min和1000r/min两种。4) 电动机型号确实定：根据电动机所需功率和同步转速，查第十六章表16-1可知，电动机型号为Y160M-4和Y160L-6。相据电动机的满载转速nm和滚筒转速nw可算出总传动比。现将此两种电动机的数据和总传动比列于下表中： F=2300 N D=300mm电动机型号为Y160L-6减速器的总传动比为 Z=6 M=2mm A=135mm预计寿命：823658=46720hX=1 Y=0C键 8X7A键 20X12A键 14X9A键 14X9方案号电动机型号额定功率/kw同步转速r/min满载转速r/min总传动比轴外伸轴径/mm轴外伸长度/mm1Y160M-41115001460421102Y160L-611100097042110由上表可知，方案1中虽然电动机转速高，价格低，但总传动比大。为了能合理分配传动比，使传动比装置结构紧凑决定选用方案2，即电动机型号为Y160L-6。查第十六章表16-2知，该电动机中心高H=160mm轴外伸轴径为42mm，轴外伸长度为110mm三.传动比的分配 根据表2-3，取带传动比为，如此减速机的总传动比为双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为低速级的传动比为1各轴的转速计算：2各轴的输入功率计算2各轴的输入转矩计算各轴的运动与动力参数轴号转速功率转矩传动比1970234五传动零件的设计计算确定计算功率ca 由表8-7查得工作情况系数,故选择V带的带型 根据can1由图8-11选用B型确定带轮的基准直径dd并验算带速v1)初选小带轮的基准值径dd1 由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径2)验算带速v 因为5 m/sv25 m/s,故带速适宜。3计算大带轮的基准直径根据表8-8，为=900验算i误差：确定V带的中心距和基准长度Ld 1初定中心距 2计算带所需的基准长度 由表8-2选带的基准长度Ld=4500mm 3计算实际中心距 中心距的变化围为728-2080mm验算小带轮上的包角计算带的根数Z 1计算单根V带的额定功率r 由=140mm和=970 r/min ,查表8-4a得 根据 和B型带查表8-4b得 查表8-5得,查表8-2得L=1.15，于是2计算V带根数Z取6根计算单根V带的初拉力的最小值 由表8-3得B型带的单位长度质量 所以计算压轴力Fp 压轴力的最小值为:输入功率P1=8.672KW，小齿轮的转速n1=970r/min，齿数比u1=2.829.由电动机驱动，寿命为8年设每年年工作300天，2班制如此1选定齿轮类型，精度等级，材料与齿数a.按图10-23所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动b.运输机为一般工作机器，速度不高，应当选用7级精度GB10095-88c.材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr调质，硬度为280HBS，大齿轮为45钢调质，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBSa. 选小齿轮齿数Z1=24，如此大齿轮齿数Z224=67.896 取Z2=682按齿面接触强度设计tb.计算小齿轮传递的扭矩 T1105P1/n1105105Nmmd=1EHlim1=600Mpa;大齿轮的接触疲劳强度疲劳极限Hlim2=550Mpa N1=60n1jLh=60970(283008)109 N2109108HN1=0.9；KHN2h.计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1 H1= KHN1Hlim1600/1=540Mpa H2= KHN2Hlim2550/1=506Mpa计算：1t,代入H3中较小的值b.计算圆周速度v v= b= d1t =1 模数 mt= 齿高 h=2.25 mt= 根据v=3.27m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv 直齿轮=1 查10-4表，当小齿轮相对支承非对称位置时由=10.67 =1.422 查图10-13得=1.4，故载荷系数K=KAKV=11f.按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式可得 d1=d1t m=(3)按齿根弯曲强度设计1确定各公示的计算数值=500Mpa大齿轮的弯曲极限=380Mpa=0.88 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，如此= K=KAKVKFKF=11 由表10-5查得YFa1=2.65 YFa2 由表10-5查得YSa1=1.58 YSa2并加以比拟= 由此可见，大齿轮数值大2设计计算 m= 圆整后得m=2 按接触强度算得分度圆直径d1 所以，Z1= Z23599.05 取Z2=1004几何尺寸计算 d1=Z1m=352=70mm d2=Z2m=1002=200mm a= b=170=70mm 取B2=70mm, B1=75mm3、低速级齿轮传动设计原理同高速级齿轮传动设计方案，求得以下数据1.材料：小齿轮40Cr 280HBS 大齿轮45钢调质240HBS=24 =242.176=52.224 取=53 Kt=1.3 ZE3=600Mpa =550Mpa5.=60157451(28300108 由图取 =0.92 6.3t=115.285mm 8.9. 所以，3所以，12.13.查得 所以，大齿轮的数值大14. 圆整=315.所以，B2=95mm B1=100mm六轴的设计计算1输入轴的设计 选用45钢调质 硬度217255HBS，查课本P23510-2得C=115考虑有一键槽，直径增大5% d=23.95(1+5%)=25.15mm 所以，初选d=27mm 齿轮相对轴承非对称分布，右面由轴肩固定，左面由套筒固定，连接以平键作过渡配合固定两轴承分别以轴肩和筒定位，如此采用过渡配合固定段：d1=27mm 长度取L1=50mm 段：d2=d1+2h=27+23=33mm L2=20(套筒)+55联轴箱与外壁距=75mm段：d3=38mm 初选用7208c型角接触球轴承，径为40mm, 宽度为18mm, D=80mm, L3=18mm 所以，取段：段：取d5=40mm L5=18mmd1=70mm T1圆周力：径向力：Fr=Fttantan20由上可知：LA=64mm LB=214mm LC=134mm1)绘制轴受力简图a2)绘制垂直弯矩图b轴承受反力 FAy=690.388N FBy FAz=1897.289N FBz截面C在垂直面弯矩c1=3)绘制水平面弯矩图c 截面C在水平面弯矩为c2=4)绘制合弯矩图(d) c=5)绘制扭矩图e(/n)10=1=86.265 6绘制当量弯矩f 取=1 如此=+()7校核危险截面=该轴强度足够2输出轴的设计计算 a按扭矩初算轴径 先用45钢调质硬度217255 HBS，由P235表10-2取C=115 考虑到有键槽增大5% b联轴器型号的选取 查表14-1，取 按计算转矩小于联轴器的公称转矩的条件，查表8-2选用YL11型凸缘联轴器 其公称转矩为1000，半联轴器孔径为50，应当选C轴的结构设计 1轴的零件定位，固定和装配 齿轮相对轴承菲对称布置，左面用套筒定位，右端用轴肩定位，周向定位采用键和过度配合，两轴承分别从轴肩和套筒定位，周向永过度或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面 ，齿轮套筒右轴承和皮带轮从右装入，低速级小齿轮与输出轴设计成齿轮轴2 确定轴的各段直径和长度段： 长度取段：段： 初选用7213c型角接触球轴承，径为65,宽度23， 所以，段：段：段：段：3按弯扭复合强度计算 圆周力 径向力 由圆可知 求支反力截面C在垂直面弯矩 截面C在垂直水平面弯矩扭矩(5)校核危险截面强度故，该轴强度足够该轴弯矩图与扭矩图如如下图8 中间轴的设计计算 1.选用45钢调质，硬度217-255HBS，查课本P235表10-2得 ，C=115dc=115 2.选轴承：初选用7208c型角接触球轴承，其径为40mm,宽18mm,D=80mm段：由轴承可知段段段齿轮轴如此轴承跨距c.轴上零件的定位。固定和装配：齿轮相对轴承非对称分布，左面有套筒定位。右面有套筒定位，高速小齿轮于轴设计成齿轮轴。轴承由轴肩与套筒固定。按弯矩复合强度设计计算七滚动轴承的选择与校核计算轴：7208c轴：7208c轴：7213c 预计寿命：823658=46720小时计算输入轴承a.轴承所受径向力Fr=897.083N 轴向力Fa=0 Fa/Fr=0由表12-6,得，X=1 Y=0b.计算当量动载荷P=fp(xFr+YFa) fp取1.1如此 所选轴承7208c满足要求2计算输出轴承a.轴承所受径向力：Fr=2912.3N Fa=0 Fa/Fr=0 X=1Y=0(1所选偶成7213c满足要求八键连接的选择与校核计算1.联轴器与输入轴系采用平键连接轴径查手册p51，选用c型键得键c87 键长L=37mm 轴径 查手册P51选用A型平键键A2012 键长90mm3中间轴与齿轮用平键连接轴径d=46mm 查手册p51选A型平键 键A 149 l=L-b 键长63T h=9mm轴径d=50mm L查手册p51选A型平键 键A 149 l=L-b=80-14=66mmT h=9mm个人小结 开学至今，我们经历了为期长达十天之久的实训课，即机械设计课程设计。我们所得到的任务是凭借极少的数据，自行设计一个减速箱。对于素来动手极少的我而言，这可谓是一个非常反复的工作。首先，在和小组成员互动中发现，此设计需要高度的团队合作，因为一人之失所造成的计算错误几乎可以说是致命的。诸如在对齿轮进展的计算和校验，由于各种原因导致前前后后计算了屡次，大大影响了整体速度，而重复计算某一样东西所带来的烦躁感也在整个团队中挥之不去。另外通过实训让我们进一步掌握了机械原理以与机械设计课堂中所学习的查表和公式计算，在没有教师亲自指导的时间里，我们不仅增强了看书自学的能力，更加强了同组的团队合作甚至跨组的相互探讨，共同完成了这项繁复的任务。在整个计算校验过程中，碰到了很多困难和挫折，因彼此的过失而造成集体计算错误也比比皆是，但就是在这样互相改正的作用下，让我越发珍惜和大家共同学习的时间和方法。进入绘图过程后，再度感叹制图的不宜，每一根线都要用心地量取尺寸并小心的绘制到巨大的图纸之上，在用上之前所设计的诸多尺寸的同时还要自行设计整个减速箱体的大小和部配合与见习，即使是同一组用的同一个数据，最终所设定出的箱体结果也是各有千秋。无论是初绘还是加深描写，每一步每一步都需要投入大量的经历甚至是休息的时间才能完美的完成，但是看着周围的人都认真地伏案于桌前，某一种动力就催促我继续画下去直至深夜。本次的实训对我们是一个可称之为考验的过程，是一种历练，对作图，对机械本身，对团队合作，种种种种，收获颇多。我们懂得了，看图，识图，计算，校验，分工已与和机械设计，机械原理等相关课程进一步加深印象。在教师“点题的帮助下，有条不紊地得到了完成。同时让我们体验到了很多平日理论课堂上无法得到的知识，增强了我对机械绘图的整体把我和零件搭配的根本原理。相信这会成为我今后在机械这块领域的学习变得更为积极动力。也会成为我们这个专业在学习的所有人心中一份特殊的记忆。28 / 28