課程設計--帶式運輸機傳動裝置

1、<p>　　課程設計題目4：帶式運輸機傳動裝置</p><p>　　1、運動簡圖：（由設計者選擇方案作出）</p><p>　　2、已知條件：1、工作情況：連續(xù)單向運轉,載荷較平穩(wěn)；2、工作環(huán)境：室內，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35°C；3、滾筒效率：ηj=0.96（包括滾筒與軸承的效率損失）；4、動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V；</p>

2、<p>　　5、檢修間隔期：4年1次大修，2年1次中修，半年1次小修；6、制造條件及生產批量：一般機械廠生產制造，小批量；7、允許運輸帶工作速度誤差為±5%。</p><p><b>　　3原始數據：</b></p><p><b>　　4、設計工作量：</b></p><p>　　1、減速器裝

3、配圖1張（A0或A1）；2、零件工作圖1～3張；3、設計說明書1份。</p><p>　　1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。</p><p>　　2. 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。</p><p>　　3. 確定傳動方案： </p><p><b>　　動機的選擇&l

4、t;/b></p><p><b>　　選擇電動機類型：</b></p><p>　　按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機，封閉型結果，電壓380V，Y型。</p><p><b>　　選擇電動機的容量</b></p><p>　　電動機所需的功率為： KW</p>&l

5、t;p><b>　　KW</b></p><p><b>　　所以 KW</b></p><p>　　由電動機到運輸帶的傳動總功率為</p><p>　　—聯軸器傳動效率：0.993</p><p>　　—深溝球軸承傳動效率：0.99（滾子軸承）</p><p>　

6、　—圓柱齒輪的傳動效率：0.97（精度為8級）</p><p>　　—剛性聯軸器的傳動效率：0.98</p><p>　　—卷筒的傳動效率：0.96</p><p><b>　　則: =0.85</b></p><p><b>　　所以 KW</b></p><p>&l

7、t;b>　　確定電動機轉速</b></p><p><b>　　卷筒的工作轉速為</b></p><p><b>　　r/min</b></p><p>　　取二級圓柱齒輪減速器傳動比，故電動機轉速的可選范圍是：</p><p><b>　　r/min</b>

8、</p><p>　　符合這一范圍的同步轉速有1000、1500和3000r/min。</p><p>　　根據容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號，因此有三種傳動比方案如下：</p><p>　　綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量和帶傳動、減速器的傳動比，可見第二方案比較適合。因此選定電動機型號為Y112M-4，其主要參數如下；</p>

9、<p>　　確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比：</p><p><b>　　總傳動比： </b></p><p><b>　　分配傳動比：</b></p><p>　　減速器的傳動比i==</p><p>　　注：為高速級傳動比，為低速級傳動比。</p><p>

10、;　　根據課程設計指導書17頁圖12可得</p><p>　　計算傳動裝置的運動和動力參數：</p><p>　　將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為1軸、2軸、3軸、4軸；</p><p>　　，，，—依次為電機與軸Ⅰ，軸Ⅰ與軸Ⅱ，軸Ⅱ與軸Ⅲ，軸Ⅲ與卷筒軸之間的傳動效率。</p><p><b>　　各軸轉速： </b>

11、;</p><p>　?、褫S r/min</p><p>　?、蜉S r/min</p><p>　　Ⅲ軸 =86.13 r/min </p><p>　　卷筒軸 r/min</p><p><b>　　各軸輸入功率： </b></p><p&

12、gt;<b>　　Ⅰ軸 KW</b></p><p>　?、蜉S KW </p><p>　　Ⅲ軸 KW </p><p>　　卷筒軸 KW </p><p><b>　　各軸輸入轉矩：</b></p><p>　?、?Ⅲ軸的輸出功率

13、、輸出轉矩分別為各軸的輸入功率、輸入轉矩乘軸承傳動效率0.98。</p><p>　　運動和動力參數結果如下表：</p><p><b>　　設V計帶和帶輪：</b></p><p><b>　　確定計算功率</b></p><p>　　由表8-7查得工作情況系數故</p><p

14、><b>　　確定V帶型號</b></p><p>　　根據、由機械設計書圖8-11選用啊型帶</p><p>　　確定帶輪的基準直徑并驗算帶速</p><p>　　初選小帶輪的基準直徑</p><p>　　驗算帶速：=6.78m/s</p><p>　　因為5m/s<V<30m

15、/s故帶速合適</p><p>　　計算大帶輪的基準直徑</p><p>　　根據表8-8圓整為=280 mm</p><p>　　確定帶的基準長度：0.7 </p><p><b>　　取=500mm</b></p><p>　　+,由表13-2選取=1600mm</p><

16、p><b>　　確定實際中心距a</b></p><p><b>　　=501mm</b></p><p><b>　　驗算小帶輪包角</b></p><p><b>　　計算V帶的根數Z：</b></p><p>　　計算單根V帶的額定功率<

17、/p><p><b>　　由查表8-4a得</b></p><p>　　根據n=1440r/min i=3和A型帶輪，</p><p><b>　　查表8-5得于是</b></p><p><b>　　=kw</b></p><p><b>　

18、　計算V帶的根數</b></p><p>　　Z==4.17故取5根</p><p>　　計算作用在帶輪軸上的載荷</p><p>　　由表8-3查得A型V帶單位長度質量q=0.10Kg/m,所以單根V帶張緊力</p><p><b>　　應使帶的實際初拉力</b></p><p>&

19、lt;b>　　故作用在軸上載荷</b></p><p><b>　　=1190N</b></p><p><b>　　齒輪的設計：</b></p><p>　　高速級大小齒輪的設計</p><p>　　選擇齒輪材料：小齒輪都選用40cr，小齒輪調質處理，硬度280HBS，大齒輪45

20、鋼（調質），硬度240HBS，二者材料的硬度差為40HBS。</p><p>　　選取小齒輪的齒數，則大齒輪的齒數</p><p><b>　　按齒面接觸強度設計</b></p><p><b>　　由設計公式</b></p><p>　　確定公式中的各計算數值</p><p&g

21、t;<b>　　選擇載荷系數</b></p><p>　　計算小齒輪傳遞的轉矩</p><p><b>　　選取齒寬系數</b></p><p>　　查表可得，材料的彈性影響系數</p><p>　　查表可得齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 大齒輪的接觸疲勞強度極限</p><

22、;p><b>　　計算應力循環(huán)系數</b></p><p>　　由圖10-19取接觸疲勞壽命系數 </p><p>　　計算接觸疲勞許用應力（取失效概率為，安全系數S=1）</p><p><b>　　計算</b></p><p>　　計算小齒輪分度圓直徑代入中的最小值</p

23、><p><b>　　=57.11mm</b></p><p><b>　　計算圓周速度V</b></p><p><b>　　計算齒寬b</b></p><p><b>　　b=mm</b></p><p><b>　　計算

24、齒寬和齒高之比</b></p><p><b>　　模數 </b></p><p>　　齒高 h=2.25=6.53</p><p><b>　　計算載荷系數</b></p><p>　　根據V=1.46m/s 8精度 </p><p><b

25、>　　直齒輪</b></p><p><b>　　使用系數</b></p><p>　　小齒輪相對支承非對稱布置時 </p><p><b>　　由</b></p><p><b>　　故載荷系數K=</b></p><p>　　按實

26、際的載荷系數校正所得分度圓直徑，由</p><p><b>　　計算模數</b></p><p><b>　　m=</b></p><p>　　按齒根彎曲強度的設計公式可得</p><p>　　確定公式內的各種計算數值</p><p>　　查表可得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大

27、齒輪的彎曲疲勞強度極限</p><p>　　查表可取彎曲疲勞壽命系數，</p><p>　　計算彎曲疲勞許用應力</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數S=1.4</p><p><b>　　由</b></p><p><b>　　計算載荷系數K</b></p>

28、<p><b>　　K=</b></p><p>　　查取應力校正系數 </p><p>　　查取齒形系數 </p><p><b>　　計算大小齒輪的</b></p><p><b>　　大齒輪數值大</b></p><p>&l

29、t;b>　　設計計算</b></p><p>　　對此計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，僅于齒輪直徑有關，可取標準值m=2.5，按接觸強度計算得的分度圓直徑，則小齒輪的齒數</p><p><b>　　大齒輪的齒數</b></p><p

30、><b>　　幾何尺寸計算</b></p><p><b>　　計算分度圓直徑</b></p><p><b>　　計算中心距</b></p><p><b>　　計算齒輪齒寬</b></p><p>　　低速級大小齒輪的設計</p>

31、<p>　　選擇齒輪材料：小齒輪都選用40cr，小齒輪調質處理，硬度280HBS，大齒輪45鋼（調質），硬度240HBS，二者材料的硬度差為40HBS。</p><p>　　選取小齒輪的齒數，則大齒輪的齒數</p><p><b>　　按齒面接觸強度設計</b></p><p><b>　　由設計公式</b>&l

32、t;/p><p>　　確定公式中的各計算數值</p><p><b>　　選擇載荷系數</b></p><p>　　計算小齒輪傳遞的轉矩</p><p><b>　　選取齒寬系數</b></p><p>　　查表可得，材料的彈性影響系數</p><p>　

33、　查表可得齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 大齒輪的接觸疲勞強度極限</p><p><b>　　計算應力循環(huán)系數</b></p><p>　　由圖10-19取接觸疲勞壽命系數 </p><p>　　計算接觸疲勞許用應力（取失效概率為，安全系數S=1）</p><p><b>　　計算</b&g

34、t;</p><p>　　計算小齒輪分度圓直徑代入中的最小值</p><p><b>　　=95.58mm</b></p><p><b>　　計算圓周速度V</b></p><p><b>　　計算齒寬b</b></p><p><b>　　

35、b=mm</b></p><p><b>　　計算齒寬和齒高之比</b></p><p><b>　　模數 </b></p><p>　　齒高 h=2.25=10.75mm</p><p><b>　　計算載荷系數</b></p><p&

36、gt;　　根據V=0.52/s 8精度 </p><p><b>　　直齒輪</b></p><p><b>　　使用系數</b></p><p>　　小齒輪相對支承非對稱布置時 </p><p><b>　　由</b></p><p><

37、;b>　　故載荷系數K=</b></p><p>　　按實際的載荷系數校正所得分度圓直徑，由</p><p><b>　　計算模數</b></p><p><b>　　m=</b></p><p>　　按齒根彎曲強度的設計公式可得</p><p>　　確定公

38、式內的各種計算數值</p><p>　　查表可得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限</p><p>　　查表可取彎曲疲勞壽命系數，</p><p>　　計算彎曲疲勞許用應力</p><p>　　取彎曲疲勞安全系數S=1.4</p><p><b>　　由</b></p>

39、<p><b>　　計算載荷系數K</b></p><p><b>　　K=</b></p><p>　　查取應力校正系數 </p><p><b>　　查取齒形系數 </b></p><p><b>　　計算大小齒輪的</b><

40、/p><p><b>　　大齒輪數值大</b></p><p><b>　　設計計算</b></p><p>　　對此計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，僅于齒輪直徑有關，可取標準值m=4，按接觸強度計算得的分度圓直徑，則小齒輪的齒數

41、</p><p><b>　　大齒輪的齒數</b></p><p><b>　　幾何尺寸計算</b></p><p><b>　　計算分度圓直徑</b></p><p><b>　　計算中心距</b></p><p><b&g

42、t;　　計算齒輪齒寬</b></p><p>　　減速器機體結構尺寸如下：</p><p><b>　　軸的設計：</b></p><p><b>　　高速軸的設計：</b></p><p>　　軸上功率 轉速 轉矩</p><p>&

43、lt;b>　　求作用在齒輪上的力</b></p><p>　　用已知高速級齒輪的分度圓直徑為</p><p><b>　　N</b></p><p>　　初步確定軸的最小直徑</p><p>　　先按式，選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據表取</p><p><b>

44、　　軸的結構設計</b></p><p>　　擬定軸上零件的裝配方案</p><p>　　根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p><p>　　為了滿足V帶的連接，則取V帶上的孔的直徑為40mm </p><p>　　L=（1.5-2）=80mm，軸肩的高度h=（0.07-0.1）=5.6mm，則，左端用軸端擋圈定位，按軸

45、承直徑取擋圈直徑</p><p>　　初步選取深溝球軸承，根據要求查表可得單列深溝球軸承軸承6210其尺寸而右端滾動軸承采用軸肩進行定位h=3mm取</p><p>　　取安裝齒輪出的軸段Ⅳ-Ⅴ的直徑齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位,已知齒輪輪轂的寬度為80mm,為使套筒端面可靠地壓緊齒輪,故取,齒輪的左肩采用軸肩定位,軸肩高度h=3mm,則軸環(huán)出的直徑軸環(huán)寬度</p>&

46、lt;p>　　軸承端蓋的總寬度為20mm,取端蓋的外端面與右邊V帶輪右端面距為30mm,故取</p><p>　　取齒輪與箱壁的距離為8mm,與中間軸主動輪之間的距離為C=20mm,在確定滾動軸承位置時應距箱體內壁一段距離S=8mm,已知滾動軸承的寬度為20mm，中間軸主動輪長L=120mm則</p><p><b>　　mm</b></p>&l

47、t;p>　　至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度</p><p><b>　　求軸上的載荷</b></p><p>　　由手冊查得a=20mm，因此，作為簡支梁的軸的支承跨距246mm</p><p><b>　　水平面的支座反力</b></p><p><b>　　N</b&

48、gt;</p><p><b>　　垂直面的支座反力</b></p><p><b>　　水平面的彎矩M</b></p><p><b>　　垂直面上的的彎矩M</b></p><p><b>　　N.m</b></p><p>&

49、lt;b>　　N.m</b></p><p><b>　　總彎矩</b></p><p>　　=203447.6N.m</p><p><b>　　扭矩</b></p><p>　　按彎矩合成應力校核軸的強度</p><p>　　前面選的45鋼，調質處理，

50、 ,故安全</p><p><b>　　低速軸的設計：</b></p><p>　　軸上功率 轉速 轉矩</p><p><b>　　求作用在齒輪上的力</b></p><p>　　用已知低速級齒輪的分度圓直徑為</p><p><b>

51、　　N</b></p><p>　　初步確定軸的最小直徑</p><p>　　先按式，選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據表取</p><p>　　輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑，為了使所選的軸直徑與聯軸器的孔直徑相適應</p><p><b>　　聯軸器的轉矩 </b></p>

52、<p>　　按照公稱轉矩的條件，選用滾子鏈聯軸器，其公稱轉矩為2500000N.mm，半聯軸器的孔直徑半聯軸器長度L=112，半聯軸器與軸配合的轂孔配合的轂孔長度</p><p><b>　　軸的結構設計</b></p><p>　　擬定軸上零件的設計方案</p><p>　　根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度</p>

53、;<p>　　為了滿足半聯軸器的軸向定位，Ⅰ-Ⅱ軸右端需制一個軸肩故65mm </p><p>　　左端用軸端擋圈定位，按軸承直徑取擋圈直徑，半聯軸器與軸的配合的輪轂孔長度=107mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故取</p><p>　　初步選取單列圓錐滾動軸承，根據要求查表可得深溝球軸承其尺寸而右端滾動軸承采用軸肩進行定位h=5mm取</p&

54、gt;<p>　　取安裝齒輪出的軸段Ⅳ-Ⅴ的直徑齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位,已知齒輪輪轂的寬度為114mm,為使套筒端面可靠地壓緊齒輪,故取,齒輪的左肩采用軸肩定位,軸肩高度h=6mm,則軸環(huán)出的直徑軸環(huán)寬度，取</p><p>　　軸承端蓋的總寬度為20mm,取端蓋的外端面與右邊V帶輪右端面距為30mm,故取</p><p>　　取齒輪與箱壁的距離為8mm,與中間軸

55、主動輪之間的距離為C=20mm,在確定滾動軸承位置時應距箱體內壁一段距離S=8mm,已知滾動軸承的寬度為24mm，中間軸主動輪長L=120mm則</p><p><b>　　mm</b></p><p>　　至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度</p><p><b>　　求軸上的載荷</b></p><

56、;p>　　由手冊查得a=20mm，因此，作為簡支梁的軸的支承跨距246mm</p><p><b>　　水平面的支座反力</b></p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　垂直面的支座反力</b></p><p><b>　　水平面的彎

57、矩M</b></p><p><b>　　垂直面上的的彎矩M</b></p><p><b>　　N.mm</b></p><p><b>　　N.mm</b></p><p><b>　　總彎矩</b></p><p>

58、;　　=383836.27N.mm</p><p><b>　　扭矩</b></p><p>　　按彎矩合成應力校核軸的強度</p><p>　　前面選的45鋼，調質處理， ,故安全</p><p><b>　　中間軸的設計：</b></p><p>　　軸上功率

59、轉速 轉矩</p><p><b>　　求作用在齒輪上的力</b></p><p>　　用已知與高速級齒輪接觸的齒輪的分度圓直徑為，與低速級齒輪接觸的分度圓直徑</p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　N</b></p&g

60、t;<p>　　初步確定軸的最小直徑</p><p>　　先按式，選取軸的材料為45鋼，調質處理，根據表取</p><p><b>　　軸的結構設</b></p><p>　　取則則選用的深溝球軸承為6211，mm，套筒長為15mm，又因與高速齒輪接觸的齒輪寬度為75mm，取其軸長為取故</p><p>　

61、　取=50mm，取軸肩高度h=5mm，則， </p><p>　　取軸環(huán)直徑為，軸環(huán)寬度根據安裝可得，根據安裝可得取</p><p><b>　　求軸上的載荷</b></p><p>　　由手冊查得a=20mm，因此，作為簡支梁的軸的支承跨距246mm</p><p><b>　　水平面的支座反力&l

62、t;/b></p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　垂直面的支座反力</b></p><p><b>　　水平面的彎矩M</b></p><p><b>　　垂直面上的的彎矩M</b></p><p&g

63、t;<b>　　扭矩</b></p><p>　　按彎矩合成應力校核軸的強度</p><p>　　前面選的45鋼，調質處理， ,故安全</p><p>　　精確校核軸的疲勞強度</p><p>　　在高速級大齒輪和低速級小齒輪的中間軸面為危險截面</p><p>　　高速級大齒輪中間截面<

64、;/p><p><b>　　抗彎截面系數 </b></p><p><b>　　抗扭截面系數</b></p><p>　　截面所受彎矩M=120551.46N.mm</p><p>　　截面上的扭轉切應力</p><p><b>　　截面上的彎曲應力</b&g

65、t;</p><p>　　軸的材料為45鋼，調質處理。由表15-1查得按附表3-2查取。因=1.1</p><p>　　截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及</p><p>　　又由附圖3-1可得軸材料的敏性系數為</p><p>　　故有效應力集中系數為</p><p><b>　　1.82</b

66、></p><p>　　由附圖3-2的尺寸系數；由附圖3-3的扭轉尺寸系數</p><p>　　軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數為</p><p>　　軸未經表面強化處理，即則綜合系數為</p><p>　　又由3-1及3-2得碳鋼的特性系數</p><p>　　于是，計算安全系數，則得</p>

67、;<p><b>　　故可知其安全</b></p><p><b>　　軸承的校核</b></p><p><b>　　對高速軸軸承的校核</b></p><p>　　選取深溝球軸承，根據要求查表可得深溝球軸承6210其尺寸其基本額定動載荷</p><p><

68、;b>　　N</b></p><p>　　由上式可知軸承1所受的載荷大于軸承2，所以只需對軸承1進行校核</p><p><b>　　求比值</b></p><p><b>　　所受的軸向力：</b></p><p><b>　　計算當量動載荷P</b><

69、;/p><p>　　根據，X=1，Y=0，則</p><p><b>　　N</b></p><p><b>　　驗算軸承的壽命</b></p><p>　　按要求軸承的最短壽命</p><p>　　所選單列圓錐滾動軸承30210的基本壽命</p><p>

70、;　　則,故所選的軸承滿足要求</p><p><b>　　對低速軸軸承的校核</b></p><p>　　選取深溝球軸承，根據要求查表可得深溝球軸承30214,其尺寸為其基本額定動載荷</p><p><b>　　N</b></p><p>　　由上式可知軸承1所受的載荷大于軸承2，所以只需對軸承

71、1進行校核</p><p><b>　　求比值</b></p><p><b>　　所受的軸向力：</b></p><p><b>　　計算當量動載荷P</b></p><p>　　根據，X=1，Y=0，則</p><p><b>　　驗算軸承

72、的壽命</b></p><p>　　按要求軸承的最短壽命</p><p>　　所選單列圓錐滾動軸承30210的基本壽命</p><p>　　則,故所選的軸承滿足要求</p><p>　　對中間軸的軸承的校核</p><p>　　選取單列圓錐滾動軸承，根據要求查表可得單列圓錐滾動軸承30211,其尺寸為其基本

73、額定動載荷</p><p><b>　　N</b></p><p>　　由上式可知軸承1所受的載荷大于軸承2，所以只需對軸承1進行校核</p><p><b>　　求比值</b></p><p><b>　　所受的軸向力：</b></p><p><

74、;b>　　計算當量動載荷P</b></p><p>　　根據，X=1，Y=0，則</p><p><b>　　驗算軸承的壽命</b></p><p>　　按要求軸承的最短壽命</p><p>　　所選單列圓錐滾動軸承30210的基本壽命</p><p>　　則,故所選的軸承滿足要

75、求</p><p><b>　　連接設計</b></p><p>　　選擇鍵連接的類型和尺寸</p><p>　　半聯軸器與高速軸的定位采用圓頭普通平鍵（A型）連接。按，由機械設計手冊可得平鍵的截面尺寸，L=80mm</p><p><b>　　校核鍵連接的強度</b></p><

76、;p>　　有擠壓強度條件，有機械設計書上表6-2可得，鍵的工作長度l=63mm</p><p>　　故所選的平鍵滿足強度條件</p><p><b>　　減速器潤滑及密封</b></p><p><b>　　齒輪的潤滑</b></p><p>　　由于兩對齒輪中的大齒輪的直徑相差不大，計算它們