機械設計課程設計-帶式運輸機的傳動裝置設計

1、機械設計課程設計計算說明書一、傳動方案擬定2二、電動機的選擇2三、計算總傳動比及分配各級的傳動比4四、運動參數及動力參數計算5五、傳動零件的設計計算6六、軸的設計計算12七、滾動軸承的選擇及校核計算19八、鍵聯(lián)接的選擇及計算22設計題目：帶式運輸機的傳動裝置設計06機械班設計者：學號：指導教師：2008年12月2009年1月計算過程及計算說明一、傳動方案擬定(1) 工作條件：連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，空載起動，兩班制，使用期限為10年，運輸帶速度允許誤差為土5%，室內工作。(2) 原始數據：運輸帶有效拉力F=1800N運輸帶工作速度V=1.75m/s卷筒直徑D=280mm。二、電動機選擇1、電動

2、機類型的選擇：選用Y型三相籠式異步電動機，封閉式結構，電壓380V。2、電動機功率選擇：(1)傳動裝置的總功率：n=nxn3xnxnxn'總'帶1軸承1齒輪1聯(lián)軸器'滾筒=0.96X0.993X0.97X0.99X0.96=0.859(2)電機所需的工作功率：p=Fv/1000n工作'總=1800X1.75/(1000X0.859)=3.671KW3、確定電動機轉速：計算滾筒工作轉速：n=60X1000V/nD筒=60X1000X1.75/(nX280)r/min=119.42r/min按1表1推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I'

3、=36。取V帶傳動比1'1=24，貝V總傳動比理時范圍為I'=624。故電動機轉速的可選范圍為n'd=I'Xn=(624)ada筒X119.42r/min7172867r/min符合這一范圍的同步轉速有750、1000、和1500r/min。根據容量和轉速，由】2可知有三種適用方案，如下表所示：F=1800NV=1.75m/sD=280mmn滾筒=119.409r/minn=0.858|總P=3.671KW工作電動機型號Y112M-4方案電機型號額定功率電機轉速傳動裝置的傳動比同步>44-+T、.滿載總傳動V帶傳動減速器型號額定功率(KW)滿載時轉速功率功

4、率因數Y112M44144084.5%0.82第一個方案，因此選定電動機型號Y112M4,其主要性能如下表：i=12.058總i=3.859齒輪i=3.125帶nI=460.8r/minnII=nIII=119.409r/minPI=3.524KWPII=3.384KWPIII=3.317KWTI=24346.868NmmTII=270700NmmTIII=265300Nmm1Y112M441500144012.56634.1892Y132M6410009608.37732.7923Y160M1847507206.28332.094綜合考慮，電動機和傳動裝置的尺寸和帶傳動、減速器的傳動比選擇4

5、、確定電動機型號根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為Y112M4。三、計算總傳動比及分配各級的偉動比1、總傳動比：i=n/n=1140/119.42=12.058總電動筒2、分配各級傳動比為使V帶傳動外廓尺寸不致于過大，所以取帶傳動比為3.12,而減速器為一級傳動，故圓柱齒輪傳動比i=3.859。四、運動參數及動力參數計算1、計算各軸轉速(r/min)n=n/i=1440/3.125=460.8(r/min)Im帶n=n/i*=460.8/3.859=119.409(r/min)niii=nii計算各軸的功率(KW)Pi=PdXn帶=3.671X0.96=3.5

6、24KWPii=PiXn軸承Xn齒輪=3.524X0.97X0.99=3.384KWP卷筒=PiiXn軸承Xn聯(lián)軸器=33.384X0.99X0.99=3.317KW2、計算各軸扭矩(Nmm)電機輸出轉距：T=9.55X103P/nddm=9.55X103X3.671/1440=24346.868NmmT=TXiXnid帶|帶=24346.868X3.125X0.96Nmm=73040.604NmmT=TXiXnnIII齒輪'軸承X1齒輪=270700NmmT=TXnXniiiii'齒輪聯(lián)軸器=265300Nmm五、傳動零件的設計計算1、皮帶輪傳動的設計計算(1)選擇普通V帶截

7、型由3查表8-7可知工作情況系數：kA=1.1P=KP=1.1X3.671=4.038KWCAA根據計算功率P和小帶輪的轉速n，由】3圖8-11選取普CA1通V帶：A型帶。再根據V帶帶型，由3表8-6和表8-8確定小帶輪的基準直徑d=80mm。d1帶速：V=(nXdXn)/(60X1000)=6.029m/sd11d=80mmd1d”=250mmd2V=6.029m/sL=1532.550mmda=533.725mm234.5mmWa0W670mm取a0=533因為5m/s<V<25m/s,所以帶速合適。(2) 計算大帶輪的基準直徑由d»=id=3.125X80=250m

8、m,取250mm。d2dld2(3) 確定中心距a,并選擇V帶的其準長度Ld由3式820得0.7(ddi+dd2)WaoW2(ddi+dd2)0.7(80+250)Wa0W2X(80+250)所以有：231mmWa0W660mm初定中心距為a=500mm。則相應的帶長L=2a+n/2(d+d)+0d00dld2(d-d)2/4ad2dl0=2X500+n/2(85+250)+(250-80)2/4=1532.550mm根據】3表8-2取L=1600mmd帶長修正系數KL=0.99傳動的實際中心距近似為a=a+(L-L)/2=533.725mm。0d0(4)驗算小帶輪包角a=1800-(d-d)

9、/aX57.3。1d2dl=180。-(250-80)X57.30/500=161.749>90。(適用)(5)確定帶的根數根據】3表(8-4a)P=0.68KW0根據3表(8-4b)AP=0.17KW0根據3表(8-5)Ka=0.95根據】3表(8-2)K=0.99LZ=P/(P+AP)KaKCA00L-4.038/(0.68+0.17)X0.95X0.99=5.054Z=5根F0=112.912NF=1114.829NpZ取5。(6) 計算帶的初拉力由3表8-3查得q=O.lkg/m,單根V帶的最小初拉力:Z=23Z2=89(F)=500P(2.5-Ka)/(ZVKa)+qV20mi

10、nCA=112.912KN(7) 計算帶傳動的壓軸力FpF=2ZFsina/2=2X5X112.912X0.987=1114.829Np01齒輪傳動的設計計算1. 選擇齒輪類型、齒數、材料及精度等級1) 按任務書的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動；2) 考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為280HBS。大齒輪選用45鋼，調質,齒面硬度240HBS，二者材料硬度差為40HBS；3) 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選8級精度。2. 齒面接觸疲勞強度設計，即°HlimZ1=600Mpa°HlimZ2=550MpaN=1.327x109N

11、2=3.429x108d1t2kTt1esda*凹*()2uQ確定公式內的各計算數值；1) 由任務書選取區(qū)域系數Z=2.425；H2) 試選載荷系數kt=1.6；3) 由2圖10-26查得£«1=0.78,=0.92，a珂1=552.6MpaaH2=539.5Mpa"h=545.8MpaSa"a1+Sa2二0.78+0.92=1.704) 取小齒輪齒數Z1=23o傳動比i=3.859則大齒輪齒數:1齒Z2=iZ1=3.859x23=88.757取Z2=89；理論傳動比【0=89/23=3.8705) 選取螺旋角，初選為P=15。6) 由2表10-7選取齒

12、寬系數ed=1；7) 由2表10-6查得材料的彈性影響系數Z=189.8Mpa；E8)由2圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強v=1.200m/sb=49.739mm度極限Chiim1=600Mpa，大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2=550MPa；mnt=2.0899)由2式10-13計算應力循環(huán)次數化=60n1jLh二60*460.8*(2*8*300*10)=1.327*1091.327*109_N2=38593.429*108；10)由2圖10-19取接觸疲勞壽命系數Khn廣0.921,h=4.700mmb/h=10.583=1.96Kv=1.08Kh0=1.349Khn20

13、.98；11)計算接觸疲勞許用應力K二Kf01.39取失效概率為1%,安全系數5=1，由式10-12得rnKc0.921*600Q=HNi_lim1=H1S=552.6MparnKc0.980*550Q=HN2_lim2:H2S=539.5Mpa12)許用接觸應力K二K二1.4HaFaK=2.040d1=53.9362=545.8Mpamn=2.265rc+c552.6+539.5C=H-1-H3.計算1）試算小齒輪分度圓直徑d1t，由計算公式得d：2*1.6*7.305*104*4.870*(2.454*189.8)21t1*1.703.870545.82）計算圓周速度兀dnn*49.739

14、*460.860*1000=1.200m/sV=-60*10003）計算齒寬b及模數mntb="dd1t二1*49.739=49.739mmdcos049.739*cosl5°cccm一一一2.089ntZ23h=2.25mnt=2.25*2.089=4.700mmb/h=49.739/4.700=10.5834）計算縱向重合度&0-0.318恰tan0=0.318*1*23*tan15°=1.96°5）計算載荷系數K已知使用系數Ka=1根據v=1.200m/s,8級精度，由圖10-8查得動載系數Kv一1.08,由表10-4查得Kh0的值與直齒輪

15、的相同。故Kh0=1.349由圖10-13查得Kf0一1.39由2表10-3查得KHa一KFa一的載荷系數KKKKccmK=AvHaH0=2.0406）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式10-10a得d一d胚一匡01叫Kt49.739*勺L6=53.9367）計算模數mndcos053.936*cos15°-_m一一一2.265nZ234.按齒根彎曲強度設計由2式10-17|2KTYcos20YYm>3*FaSan3©Z28QTd1aF（1）確定計算參數1）計算載荷系數KKKKK=AvFaF02）根據縱向重合度80一1.960，從2圖10-28查得螺旋角Y影

16、響系數勺一0.875；8一01.960Y 一Y 0.875；Zv125.521Zv298.7551=2.61YFa2=2.19YSa1=1.593YSa2=1.785bFE1=500Mpabfe2=380MpaKfn1=0.86Kfn2=0.91bf1一307.143bf2一247m=2Z1=263)計算當量齒數Zv1Z=1COS3B23二二3=25.521COS315°89=98.755COS3BCOS315°4）查取齒形系數有表10-5查得YFa1=2.61,YFa2=2.195）查取應力校正系數Z2=101a=131mmB=14.195°d1=53.638d

17、2=208.362代=60mm"2=55mmYSa2=1.785由2表10-5查得Ysai6）由2圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=1.593,bFE1=500Mpa，bFE2=380Mpa；7）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數Kfn1=0.86,KFN2=091;8)計算彎曲疲勞許用應力，取彎曲疲勞安全系數S=1.4,由2式10-12得Kb0.86*500b=FN1FE1=307.143F1S1.4Kb0.91*380“rlbI=FN2FE2=247F2S1.4YYFaSa9）計算大小齒輪的b并加以比較sabF1261*1593=丄6注=0.013537307.143YY

18、Fa2Sa2bF2大齒輪數值大;（2）設計計算219*1785=0.0158272472*2.040*7.305*104*0.875*cos15。m>3.'-1*232*1.70=1.643對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取mn=2即可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度算得的分度圓直徑4=53.936來計算應有的齒數，于是由_dcosB53.936*cosl5°»Z二二二26.049m2n取Zi=26，則Z2"uZi二3.870*26二101。5.幾何尺寸計算1) 計算中心距(Z+Z)m(

19、26+101)*2131480a=12n=131.4802cosP2*cos15°將中心距圓整為131mm。2) 按圓整后的中心距修正螺旋角c(Z+Z)m(26+101)*2”“U。P=arccos(2n)=arccos=14.195°2a2*131因P值改變不多，故參數寫、KP、ZH等不必修正；3) 計算大小齒輪的分度圓直徑d=26*2=53.6381 cospcos14.195°d-101*2-208.3622 cospcos14.195°4) 計算齒輪寬度b=Qd=1*53.638=53.638d1*2=55mm，件=60mm六、軸的設計計算輸出軸

20、的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用45#調質，硬度217255HBS根據【3】查表15-3，取A0=110d三A0(PI/NI)1/3=110(3.524/460.8)1/3mm=21.672mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%,則d=21.672X(1+5%)mm=22.156°選d=22mm2、軸的結構設計(1)軸上零件的定位，固定和裝配單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定(2)確定軸各段直徑和長度根據設計內容，選擇深溝球軸承，軸d=22mm22mm，初選軸

21、承代號6205，內徑為25mm，寬度為15mm，查軸承基本尺寸得，工段：d=22mm長度取L=36mm°°h=2cc=1.5mmII 段:d2=d+2h=22+2X2=26mm通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取長為30mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：L2=63mmIII 段直徑d3=30mm考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取擋油板為19mm，L3=19+16=35mmW段直徑d4=34mm，長度比齒輪寬略短，取L4=55由于軸肩高度h大于0.07d，所以取d5=40mm,L5=6

22、mm第六段長度由軸承和擋油板確定，即d6=30mm，L6=27mm6輸入軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用45#調質鋼，硬度(217255HBS)根據【3】查表15-3，取Ao=110d三c(P3/n3)1/3=110(3.384/119.409)1/3=33.537mm取d=34mm2、軸的結構設計(1) 軸的零件定位，固定和裝配單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。(2) 確

23、定軸的各段直徑和長度初選6206型角接球軸承，其內徑為35mm，寬度為19mm。查軸承基本尺寸得，工段：d=35mm長度取L1=58mmII段:d2=42mm輸出軸結構:d=22mmd2=26mmd3=30mmd4=34mmd5=40mmd6=30mmL1=36mmL2=63mmL3=35mmL4=55mmL5=6mmL6=27mm輸入軸結構:d=35mmd2=42mmd3=45mmd”=48mmd5=56mmd6=45mmL=58mmL2=65mmL3=44mmL”=50mmL5=10mmL6=30mm通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應有定矩離而定，為此，取長為30

24、mm,安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小4mm,故II段長：L2=65mmIII段直徑d3=45mm考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離4mm。取擋油板為21mm,L3=21+19+4=44mmW段直徑d4=48mm，長度比齒輪寬略短，取L4=50mm由于軸肩高度h大于0.07d，所以取d5=56mm,L5=10mm第六段長度由軸承和擋油板確定，即d6=45,L6=19+11=30mm6七.輸出軸和軸承的校核：軸的校核：1按彎扭合成應力校核軸的強度。(危險截面C)取a=0.6則Jm2+QT)2J(79794.061)2+(0.6x2.707*105)2仃“co二二二16.363MP

25、caW0.1X483a45鋼調質處理，由表15-1得60MPa，oca<°-1故安全。1.精確校核該軸的疲勞強度通過分析，該軸只需校核截面IV兩側即可。(1).截面IV左側抗彎截面系數：W=°.1d3=°x483=110592mm3抗扭截面系數：WT二0.2d20.2X483=22118.4mm3截面IV左側的彎矩為：575255M=79794.061x''=44407.130Nmm57.5扭矩為：T3二2707*105N-mmM44407.130,o-4.015MP截面上的彎曲應力為：bW11059.2°T2.707*105“心”

26、t-12.239MP扭轉切應力為：tWr22118.4a45鋼調質處理，由表15-1得oB-640MPa，°1-275MPa，o-16.363MPcaaW-11059.2mm3W22118.4mm3TM-44407.130N-mmo-4.015MPbt-12.239MPtaa1.94oa1.31tk二1.771ak二1.264TK二2.730aK二1.628Tk1r1.7711K&-+-1=+12.730a80.670.92aak111.2641K=-+-1=-+11.628T8TBT0.820.92屮二0.1a屮二0.05TT廣155MPa，軸肩應力集中系數%及化按附表3-

27、2查取，取r=1.6,-=16=0.036=48=1.07194a二1.31，T因d45,d45得池=L94由附圖3-1可得走的材料的敏性系數為：q廣0.82,q廣0.85故有效應力集中系數按式為：k二1+q(a-1)二1+0.82*(0.94-1)二1.771aaak二1+q(a-1)二1+0.85x(1.31-1)二1.264TTT由附圖3-2查得尺寸系數二0.67，由3-3查得扭轉尺寸系數3二0.82，軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數為：B二0.92at軸未經表面強化處理，即Bq二1，按式3-12及3-12a得綜合系數為:又由§3-1及§3-2得碳鋼的特征系數

28、為:屮=0.10.2取屮0.1=0.50.1取屮0.05于是,計算安全系數值，按式15-615-8得:275aT=25.089Ka+屮a2.730+0.1x0aaam-1=14.904Kt+屮ti62812.23917.48TaYtm1.628X+0.05X2225.085*14.904SSatV'S2+S2耳at故可知其安全(2).截面IV右側Sca12.813門S=1.5(25.085)2+(14.904)2u抗彎截面系數：W=°.1d3=°x483=11059-2mm3抗扭截面系數：Wt=0.2d3二°.2483二22118.4mm3截面IV左側的彎

29、矩為：575255M=79794.061x-=44407.130N-mm57.5扭矩為：T3二2-707*105n-mma截面上的彎曲應力為：b=M=44407.130=4.015MPW11059.2a2.707*105扭轉應切應力為:W22118.4T二12.239MPa過盈配合處的e由附表3-8求出,2-0.8k并取£t二2.8£akk"0.8f0.8x2.82.24則£t£a軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數為:二0.92，故綜合系數為:k11K+1=2.8+1=2.887a£卩0.92aak11K+1=2.24+1=2.327t£卩0.92TT所以軸在截面IV右側的安全系數為：a 123.725Ka+屮a2.887x4.015+0.1x0aaam- T-15510611Kt+$t232712.23900512.239.TaYtm2.327x+0.05x2223.725x1