带式运输机传动装置实施方案.docx
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带式运输机传动装置实施方案
机械设计课程设计计算说明书
设计题目:
带式运输机传动装置地设计
材料学院系(院)
09成型四班
设计者:
欧阳武光指导教师:
刘琼
2012年6月9日
(长安大学材料学院)
机械课程设计课程设计任务书
题目:
带式运输机传动装置地设计
1.带式运输机工作原理
2.已知条件
1)工作条件:
两班制,连续单向运转,载荷较平稳,室内工作,有灰尘,环境最高温度
35C;
2)使用折旧期;8年;
3)检修间隔期:
四年一次大修,两年一次中修,半年一次小修;
4)动力来源:
电力,三相交流电,电压380/220V;
5)运输带速度容许误差:
土5%
6)制造条件及生产批量:
一般机械厂制造,小批量生产
4.传动方案
一、传动装置地总体设计
二、传动件地设计计算
三、减速器装配草图地设计
四、轴地设计计算
五、装配草图
六、减速箱体地结构尺寸
七、润滑油地选择
八、转配图和零件图
附录
参考文献
一、传动装置地总体设计
1、传动方案地确定
在各个传动方案中选择二级展开式圆柱齿轮减速器,其主要特点是:
传动比一般为8〜
40,用斜齿、直齿或人字齿,其中高速级一般用斜齿,低速级可做成直齿,结构简单,应用广泛;它是二级齿轮减速器中应用最广泛地一种,齿轮相对轴承为不对称布置,因而沿齿向
载荷分布不均,要求轴有较大地刚度,高速级常用圆柱斜齿轮,低速级可用直齿轮•高速级
齿轮布置应远离输入端,这样,轴地扭转变形将能减小轴地弯曲变形引起地载荷沿齿宽发布
不均现象•用于比较平稳地场合•如下图为其传动方案简图:
b5E2RGbCAP
2、电动机地选择
封闭式系列地
——交流电动机•
1)电动机
因为动力来源:
电力,三相交流电,电压380/220V;所以选用常用地
容量地选择
1)工作机所需功率Pw由题中条件查询工作情况系数KA
([1]Pi87表7-3),查得KA=1.4
设计方案地总效率n°=ni*n2*n3*n4*n5*n6…nn
本设计中地
n联一一联轴器地传动效率(2个),U齿――齿轮地传动效率(2
对),其中联=0.99(两对联轴器地效率取相等)
H轴承123=0.98(123为减速器地3对轴承)*卷筒=0.96(卷筒地
123
一对轴承)齿=0.97(两对齿轮地效率取相等)plEanqFDPw
3卄厂2i
总-联轴承123联齿卷筒
总=0.83
=0.99*0.983*0.99*0.972*0.96
0.83
2)电动机地输出功率
Pd=Pw/总
nw=76.43r/min
Pd=7.711KW
2.电动机转速地确定
由v=1.6m/s求卷筒转速nw
V=dnw——=1.6=>nw=76.43r/min
60*1000
nd=(i1'•i2'…in')nw
因为二级圆柱齿轮减速器地传动比一般为8~40,故电动机转
速地可选范围为:
nm=n*(8~40)=(764.32〜3821.6)
r/min.DXDiTa9E3d
综上所述,得出结论:
符合这范围地电动机同步转速有1000、1500两种,通过对比
选择同步转速为1000r/min地较合适,故拟选用电动机类型为:
RTCrpUDGiT
Y160M-6——额定功率为11Kvy满载转速为
nm=970r/min
传动比13
i1=4.42i2=2.94
各轴速度
n0=970r/min
n1=970r/min
n2=219.46r/min
n3=74.95rr/min
n4=74.95rr/min
各轴功率
R=7.48Kw
P2=7.11Kw
Ps=6.49Kw
各轴转矩
Td=75.918N•m
T1=73.655N*m
由电动机地满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有
地总传动比为:
i总=nm/nwnw=76.43nm970r/mini=
12.69jLBHrnAILg
2.合理分配各级传动比
由于减速箱是展开式布置,所以i1=(1.3-1.5)i2.
因为i=12.69,取i=13,估测选取i1=4.42i2=2.94
速度偏差为0.5%,所以可行.
3各轴转速、输入功率、输入转矩转速地计算
(1)电动机转轴速度n0=970r/min
咼速In1=」^=970r/min中间轴IIn2=—1=219.46r/min
i0i1
低速轴HIn3=n2=74.95r/min卷筒n4=74.95r/min.各轴功率
i2
其中,ii2依次为i、n轴,n、川轴间地传动比
(2)各轴功率:
高速I
p=Pdn01=7.711X0.99X0.98=7.48kw;
中间轴II
Pii=pn12=7.48X0.98X0.97=7.11kw;
低速轴III
Pii=Pin23=7.11X0.98X0.97X0.96=6.49kw;
式中,Pd为电动机轴输出地功率,kw;R、Pi、Pii为I、H、川轴地
输入功率;n°1、n12、n23依次为电动机轴与I轴,i、n轴,n、
川轴间地传动效率.XHAQX74J0X
(3)各轴转矩
电动机转轴
Td=9550Fd/n严9550*7.711/970=75.918N•m
高速I
Ti=Tdn01=75.918*0.99*0.98=73.655N•m
T2=309.474
T2=309.474N•m
T3=830.310N
«m
Tii=Ti1n12=73.655X4.42X0.98X0.97=309.474N•m低速轴III
Trn=Tii2n23=309.474X2.94X0.98X0.97X0.96=830.310N•m;
LDAYtRyKfE
式中,Td为电动机轴地输出转矩,;Ti、Ti、Tm为i、n、川轴地输入转矩.
项目
电动机轴
高速轴1
中间轴II
低速轴III
转速(r/min)
970
970
219.46
74.65
功率(kW)
7.711
7.48
7.11
6.49
转矩(N•m)
75.918
73.655
309.474
830.310
传动比
1
1
4.42
2.94
、传动件地设计计算
小齿轮传递地转矩.由前一节运动参数计算,己知
Ti=73.655N-m=7.3655汉10°N・mm
Tii=309.474N-m=3.09心。
5N・mm
A高速齿轮地计算
3.确定公式内地各计算数值
1)
Kt=1.3
$d=1
N1=2.235x109
N2=5.046x108
Zn1=0.90
Zn2=0.95
S=1
[二H]1=540Mpaa
[;「h]2=522.5MP
(1)试选Kt=1.3
(2)选取尺宽系数$d=1
(3)查得材料地弹性影响系数ZE=189.8Mpa
按齿面硬度查得小齿轮地接触疲劳强度极
dHliml=600MPa;大齿轮地解除疲劳强度极限 (4)计算应力循环次数(I轴上小齿轮) 9 N=60nijLh=60x970x1X(2x8X300X8)=2.235x10 (II轴上大齿轮) N>=60x219x1x(2x8x300x8)=5.046x108 此式中j为每转一圈同一齿面地啮合次数.Lh为齿轮地工作寿命,单位 小时 (5)查得接触疲劳寿命系数ZN1=0.90 Zn2=0.95 (6)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%,安全系数S=1,S由[1]P120表7-9地 [h]1=KhndHlim1/S=0.90*600MPa=540Mpa [;「H]2=KhwdHlim2/S=0.95*550MPa=522.5MPa 由[1]Pn8式7-8a得 2)计算 (1)试算小齿轮分度圆直径d1t (4)计算载荷系数K由[1]Pm表7-3 已知载荷平稳,所以取Ka=1 根据v,7级精度,查得动载系数Kv仁1.10; 查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时Khb地计算公式和直齿轮 地相同,查得按接触疲劳强度计算用齿向载荷分布系数 K KhbKhbi=1.417再根据齿宽与齿高之比—,查得按弯曲强度计算用 h 地齿向载荷分布系数[1]P113表7-5查得Kfbi=1.32dvzfvkwMIl 查得KHa=KFa1=1. 故: 载荷系数K=KA1K/1KHaKHB1=1X1.07x1x1.308=1.559 (5)按实际地载荷系数校正所得地分度圆直径, 3 d1=d1t,K/Kt由于试选地糸数与实际载荷糸数十分相近,不必 校正.d1=d1t=61.382 pl ⑹计算模数mnmn1=-1=61.382/22=2.79 乙 4.按齿根弯曲强度设计 由[1]P117表7-7 Eq2KT策aYsa m3dZ2丄F1 1)确定计算参数 由[1]P123图7-16查得小齿轮地弯曲疲劳强度极限dFE1=420MP大齿轮 地弯曲疲劳强度极限dFE2=340MPrqyn14ZNXI 由[1]P126图7-19查表得弯曲疲劳寿命系数Yn仁0.86,Yn2=0.89, 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数S=1.3查[1]P143表7-13得 0.86*420 [dF1]=(Yn1*dF1)/S==258Mpa 1.4 0.89*340 [dF2]=(Yn2*dF2)/S==216.14Mpa 1.4 (1)计算载荷系数 K1=K/K/11K: a11K: B11=1x1.10x1x1.32=1.452 (2)查取应力校正系数 由表[1]Pn6表7-7查得YSa1=2.72,YSa2=1.57YFa1=2.18, Khb1=1.417 KFB1=1.32 KHa=KHa=1.1 K=1.559 d1=61.382mm m=2.79 计算大、小齿轮地并丫严: 加以比较 Yn1=0.90 Yn2=0.93 S=1.3 [dF1]=258Mpa [dF2]=216.14Mpa K=1.452 Ysa1=2.72 Ysa2=1.57 YFa1=2.18 YFa2=1.79 YFa2=1.79 YFa1Ysa1=0.01655 一乔「 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度地模数m大于由齿根弯曲疲劳强 度计算地模数,取m1=2.0mm 已可满足齿根弯曲疲劳强度.但为了同时满足接触疲劳强度,需按前面接触疲劳强度算得地分度圆直径d来计算应有地齿数.于是由EmxvxOtOco Z1=31 Z2=137 d1=62 d2=274 Z^mr=61.382/2=30.691取乙=31,则1送1=31X4.42: 137 5.几何尺寸计算 1)计算中心距 a=168 d1=Z1R! =31*2=62mmd2=Z2R1=137*2=274mm d^i+d2/、 a12=12=(62+274)/2=168mm 2 2)计算齿轮宽度 b12=dd1=1X62mm=62mm. 圆整后取B=62mmB=67mm B1=62mm 3)由此设计有B2=67mm 模数 分度圆直径 齿宽 齿数 小齿轮 2 62 67 31 大齿轮 2 274 62 137 B低速齿地轮计算 输入功率 小齿轮转速 齿数比 小齿轮转矩 载荷系数 7.11KW 219.46r/min 2.94 309.474N-m 1.3 1•选精度等级、材料及齿数 1)材料及热处理; 选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为 45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS.SixE2yXPq5 2)精度等级选用7级精度; 3)试选小齿轮齿数z1=24,大齿轮齿数z2=71地; 2•按齿面接触强度设计 因为低速级地载荷大于高速级地载荷,所以通过低速级地数据进行计算 [1]P114式7-5试算,即 dit>2.233⑴匕-1)V①d*u 3.确定公式内地各计算数值 (1)试选Kt=1.3[1戸26 (2)由[1]P118表7-8选取尺宽系数$d=1 (3)由[1]Pn5表7-6查得材料地弹性影响系数Ze=189.8Mpa (4)由[1]P122图7-15d按齿面硬度查得小齿轮地接触疲劳强度极 限(THlim1=600MPa;大齿轮地解除疲劳强度极限(THlim2= 550MPa;6ewMyirQFL (5)由[1]P118式7-9计算应力循环次数 8 (II轴上小齿轮)N3=N=5.046X10 8 (III轴上大齿轮)N4=60X75X1X(2X8X300X8)=1.728X10 此式中j为每转一圈同一齿面地啮合次数.Lh为齿轮地工作寿命,单位 小时 (6)由[1]P126图7-18查得接触疲劳寿命系数Zn3=0.95; Zn4=1.07 (7)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%,安全系数S=1,由[1]P118式7-8a得[6h]3=Khn3*aHlim1/S=0.95*600MPa=570Mpa [6h]4=Khn4aHlim2/S=1.07*550MPa=588.5Mpa 4.计算 (8) m3= d3t_39.101* =1 Z324 629mm 7级 Z1=24 Z2=71 Kt=1.3 $d=1 Ze=189.8Mpa aHlim1=600MPa aHlim2=550MPa 8 IN==5.046X10 IN=1.728X108 Zn3=0.95 Zn4=1.07 d3t [6h]3=570Mpa [6h]4=588.5Mpa 试算小齿轮分度圆直径d1t 1)计算圆周速度 : ! d*n“ dst=39.101 V=过11—=3.14X39.101X219.46/(60X1000)=0.74491m/s34601000 2)计算齿宽b及模数m b3=$dd3t=1X39.101mm=9.101mm V34=0.4491m/s [dF4]= (Yn4*dF3) /S= b3=39.101mm 0.92*340 1.3 二223.43 n^3=i.629mm MPa (1)计算载荷系数 b339.101 =10.67 K1=Ka31K h33.67 3)计算载荷系数K 由[1]P111表7-3已知载荷平稳,所以取KA=1 根据v,7级精度,由由[1]Pm图7-8查得动载系数Kv3=0.96; 由[1]Pn2表7-4查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时Khb地计 算公式和直齿轮地相同,查得按接触疲劳强度计算用齿向载荷分布系 K 数KhbKhb3=1.417再根据齿宽与齿高之比—,查得按弯曲强度计算用 h 地齿向载荷分布系数[1]P113表7-5查得KFB3=1.39kavU42VRUs 由[1]P118表7-5查得KHa3=KFa3=1. 故: 载荷系数K3=K3KV3KHa3KHB3=1X0.96X1X1.417=1.360 4)按实际地载荷系数校正所得地分度圆直径, 」1/3 da=d3t3k3kt=39.101*(1.360/1.3)=39.694mm pl 5)计算模数m^3=-^=39.694/24=1.654 Z2 6)按齿根弯曲强度设计.由[1]P117式7-7 4)m32KTYFaYsa 4)ZdZ2亠F1 确定计算参数 由[1]P123图7-16查得小齿轮地弯曲疲劳强度极限dFE3=420MP大齿轮 地弯曲疲劳强度dFE1=340MPay6v3ALoS89 由[1]P126图7-19查表得弯曲疲劳寿命系数Yn3=0.89,Yn4=0.92, 计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数S=1.3查[1]P143表7-13得 [dF3]=(Yn3*dF3)/S= 0.89*420 1.3 =267MPa 11 V3K^a3Kf 1 B3=1X 0.96X1 X 1.39=1. 3344 1)查取应力校正系数由 [1]P116表7-7 查得 Ysa3=2.65; Ysa4=2.24 YFa3=1.58. YFa4=1.75M2u b6vSTnP KA=1 Kv3=0.96 Khb3=1.417 Q1.360 d3=39.694mm 尬3=1.654 比计算结果,由齿面接触疲劳强度 地模数m大于由 齿根弯曲疲劳强度计算地模数,取 (Tfe3=420MP ctFE4=340MPa Yn3=0.89 Yn4=0.92 m3=3mm 已可满足齿根弯曲疲劳强度.但为了同时满足接触疲劳强度,需按前面接触疲劳强度算得地分度圆直径d来计算应有地齿数.于是由0YujCfmUCw [tF3]=267MPa [tF4]=223.43MPa 1 Kb=1.3344 Yssb=2.65 Ysai=2.24 YFa3=1.58 YFa4=1.75 yy 3)计算大、小齿轮地f^~Sp并加以比较 Sa3 =2.65*1.58/267=0.01568 YFa4YSa4 =2.24*1.75/223.43=0.02492 大齿轮地数值大,所以取0.02492 5)设计计算 2KTYFaYsa dZ2p-F] 2*1.32*30.95*104 \1*242 0.01754=2.92对 d3 Z3=3=39.694 m3 /3=13.231取 Z3=14,则 Z4=Z3i34=14X 2.94: 42. 6.几何尺寸计 算 1)计算中心 距 d3=Z3m3=14*3=4 2mm d4=z4m3=42*3=1 26mm a34= d3d4 2=(42126)/2二84mm 2)计算齿轮宽度 b34二dd3=1X 42mm=42mm 圆整后取 B3=47mm Bi=55mmB3=60mm. 3)由此设计有 模数 分度圆直径 压力角 齿宽 小齿轮 3 42 20° 47 大齿轮 3 126 20° 42 B4=42mm 三、减速器装配草图地设计 径向力: Fri=Ftixtana=2376.13x0.3640=864.91N (圆柱直齿无轴向力) 2.初步确定轴地最小直径,同时选用联轴器 I轴地最小直径显然是安装联轴器处轴地直径d1-2.为了使所 选地轴直径d1-2与联轴器地孔相适应,故需同时选取联轴器型号.考 虑装拆维护方便,而工作环境又为多尘.选用滚子链联轴 器.eUts8ZQVRd 取kA=1.3) 联轴器计算转矩TCa=kAT( =1.3*75.918N-m =98.6934N-me[T] 联轴器型号: GLI联轴器GL3公称转距: 100N.m许用转速为 3600r/min,直径取24mmL1=38mm卩I轴地最小sqsaejrwst 直径为d1-2=24mm 3.轴地结构设计结构形式如下: (1)、根据轴向定位地要求确定轴地各段直径和长度1)为了满 足联轴器地轴向定位要求,1-2轴段右端需制出一轴肩,故取2-3段GMsIasNXkA 地直径d2-3=28mm为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在 L1-2=36mm 2)初步选择滚动轴承.因轴承并不受轴向力地作用,故选用深沟球轴承.参照工作要求并根据 轴地端面上,轴端挡圈同时取28mm-2段地长度应比L1短一些,现 d2-3=24mm由轴承产品目录中初步选择0基本游隙组、标准精度 级地圆柱滚子轴承N206E其尺寸为d*D*B=30mrr62mm6mm 故d3-4=d7-8=30mm,齿轮地左端与左轴承之间采用轴肩来进行轴向 定位,参考B=16所以L3-4=15+S=23mm取S=8mr)由手册查得 N205E轴承地da=36mm所以取d4-5=d6_7=36mmTirRGchYzg 3)由于齿轮直径小,因此做成齿轮轴.所以轴段5-6地分度圆直 径d5-6=62mm已知齿轮Bi=67mm故取L5-6=67mmN205E轴承 B=16mm故取L7-8=16mm7EqZcWLZNX 4)轴承端盖地总宽度为30mrm艮据轴承端盖地装坼及便于对轴 承添加润滑脂地要求,取端盖地外端面与半联轴器右端面地距离L=20mm故取L2-3=40mmzq7IGf02E 齿轮与箱体需要一段距离,取该距离15mm考虑箱体铸造误差,滚 动轴承距箱体又有一段距离,取s=8mm故l6□二23mmzvpgeqj1hk 5)II轴上小齿轮齿宽B3=60.(L4-5大约要大于100) (2)轴上零件地周向定位 半联轴器与轴地周向定位均采用平键连接.半联轴器与轴地联接,根据 du=20mm选用平键为b*h=8X7mm键长25mmm配合为H7/k6. 滚动轴承与轴地周向定位是借过渡配合来保证地,此处选轴地直径尺 寸公差为RUB.NrpoJac3v1 (3)确定轴上圆角和倒角尺寸根据手册,取轴端倒角为2.0*450.各轴 (4) II轴地初步 肩处地圆角半径1mm 结构图 2T Ft2=-=2*309.474X1000/274N=2258.93N d2 Fr2=Ft2tana=822.18N 作用在齿轮3上地力 2T Ft3=-=2*309.474X1000/42N=14736.86N;
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