带式运输机传动装置

《带式运输机传动装置》由会员分享，可在线阅读，更多相关《带式运输机传动装置（28页珍藏版）》请在装配图网上搜索。

1、页眉重庆交通大学带式运输机传动装置说明书20132014 学年第二学期学院：机电与汽车工程学院专业：机械电子工程班级：机电子 3班姓名：学号：指导老师：孙鹏飞1/281页眉前言在 21 世纪的今天，对现代带学生的能力要求越来越高了，为了能够熟练的掌握书本知识并用于实践中去，学校在我们学习机械设计的同时进行一次设计，以便提高我们在这方面的结合能力。本说明书根据我们机械设计的老师的指导和书本的知识所设计的。在设计过层中，邢老师给了一些宝贵意见，使我在设计过程和编写说明书是有了不少的改进。本说明书把卷扬机的一些数据进行了简单的处理，使读者能够比较清楚的了解卷扬机的内部结构和工作原理。在设计过程中老师

2、给了许多宝贵的意见在此表示感谢。书中存在着一定的错误和缺点，希望老师能给予指出改正。设计者2014年5月2/282页眉目录一、课程设计的目的4二、课程设计的内容4三、课程设计的要求5四、 设计计算61、电动机的选择62、传动装置的数据处理73、带的设计84、涡轮蜗杆的设计 105、轴的设计计算146、轴承的校核247、联轴器的选择258、箱体的结构26五、 总结283/283页眉一、课程设计的目的机械设计课程教学基本要求规定，每个学生必须完成的一个课程设计。它是机械设计课程的最后一个重要环节，也是高等工科院校大多数专业学生第一次较全面的设计能力训练，其基本目的是：a) 培养理论联系实践的设计思

3、想，训练综合运用机械设计和有关先休课程的理论，结合生产实践分析和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识；b) 通过制订设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正确计算零件工作能力、确定尺寸和选择材料，以及较全面地考虑制造工艺和维护要求，之后进行结构设计，达到了解和掌握机械零件、 机械传动装置或简单机械的设计过程和方法；c) 进行设计基本技能的训练。例如计算 .绘图 .熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据 .进行经验估算和处理数据的能力。二、课程设计的内容课程设计通常选择一般用途的机械传动装置或简单机械为题，如设计图1 所示卷扬机的减速器或整机。课

4、程设计通常包括以下内容：决定传动装置的总体设计方案；选择电动机：计算传动装置的运动和动力参数；传动零件、轴的设计计算；轴承、联结件、润滑密封和联轴器的选择及校验计算；机体结构及其附件的设计；绘制装配图及零件工作图；编写计算说明书。4/284页眉三、课程设计的要求一、原始数据题号D1参数运输带工作拉力F/N2400运输带工作速度v/(m/s)1.0卷筒直径 D/mm380二、工作条件与计算要求连续单向运转，载荷有轻微振动。运输带速度允许误差5%；两班制工作，3 年大修，使用期限 15 年。( 卷筒支承及卷筒与运输带间的摩擦影响在运输带工作拉力 F 中已考虑。 )三、设计任务量1）减速器装配图1

5、张（ 0 号或 1 号）；2）零件工作图13 张；3）设计说明书1 份。1电动机2蜗杆减速器3联轴器4卷筒5运输带5/285页眉四设计计算1. 电动机的选择(1). 按工作要求和条件，选用三相异步电动机，电压380V，Y 型。(2).选择电动机容量电动机所需的工作功由a =式中：1 、 2 、3 、4 、 5分别为带传动、轴承、单级蜗杆、联轴器和卷筒的传动效率。取 1 =0.96 ， 2 =0.98（滚子轴承）， 3 =0.90（蜗杆，不包括轴承效率）， 4 =0.99（滑块联轴器），5 =0.96 ，则a =0.80所以Fv= =3kWpd =1000a(3). 确定电动机转速卷筒轴工作转速

6、为n=1000v =51r minD按机械设计课程设计指导手册推荐的传动比合理范围，去V 带传动比的传动比 i1 =2 4，单级蜗杆传动比 i2 =1040，则总传动比 i a =20 160，故电动机转速的可选范围为n=ia n=(20 160) 96=192015360r min 符合这一范围的同步转速是 3000r/min 。查机械设计课程设计手册表2.2 可得如下表的 1 种传动方案额定电动机转速电动方案电动机型pedr min机重号kW同 步 转满 在 转量速速N1Y112M-243000289045由各因素考虑而选择1 号方案。6/286页眉2 传动装置的数据处理由前面的传动计算可

7、得传动装置的总传动比ia = nm =2890/51=57 。n由式 i a =i 0 i 来分配传动装置的传动比，式中i0 、 i 分别为带传动和减速器的传动比。由机械设计课程设计指导书表（常用传动机构的性能及使用范围）V 带的传动比 i 0 =3，则减速器的传动比为i= i a=57/3=19i 0（1） . 确定各轴转速轴n= nm =2890/3=963rmini0n=963/19=50.7rmin 轴n2 =i1卷筒轴n4 = n2 =50.7 rmin（2） . 确定各轴输入功率 轴p1 = pd 01 = pd 1 =3 0.96=2.88kw 轴p2 = p1 12 = p1

8、2 3 =2.88 0.98 0.90=2.54kw卷筒轴p4 = p2 34 = p3 2 4 =2.54 0.98 0.99=2.46kw式中 01 、 12 、 34 分别为相邻两轴间的传动效率;(3). 确定各轴的转距电动机的转距Td =9550 pd=9550 3.9/2890=9.91N mnm 轴T1= T01=T 1di0d i 0=9.91 3 0.96=28.54N m 轴T2 = T1 i12 = T1 i 2 3=28.54 19 0.98 0.90=478.29N m7/287页眉卷筒轴T4 = T2 2 4 =478.29 0.98 0.99=460.03N m效率

9、 P转距 T转速 n传动比效 率轴 名KWN mr mini输 入输 出输 入输 出电动机轴3 03 82289030.98轴2.882.8228.5436.35963轴2.542.49478.29320.6750.7190.98卷筒轴2, 。462 44460.03314.2950.71.000.993、带的设计根据机械设计查的工作情况系数K A =1.2普通 v 带的计算功pca =4.8 KW则 Pca ka p =1.2 4=4.8 KW率选择 SPZ选择带型根据 pca 和 n1 由机械设计 选择 SPZd d1 =63100 型窄 V带根据机械设计 选择小带轮基准直径dd1 =90

10、mmd d1 =90mm确定主动齿轮的根据公式从动齿轮的基准直径d d 2基准直径 dd 1=i dd1 =3*90=270mm确定从动齿轮的根据表选择，取dd 2 =280mm8/288基准直径 dd 2验算带的速度v带的基准长度Ld确定中心距a实际中心距a验算主动轮上的包角确定带的跟数页眉根据公式带的速度v= dd 1 N1/ （60 1000）= 90 2890/（ 60 100） =13.619 m/sd d 22Ld2 a0 +d d1（ d d 1 + d d 2 ） +4a02=2500+ （ 28090） 28090 224500=1583 由表8-2 选带的基准长度为1640

11、mm根据 0.7 （ d d 1 + dd 2 ）u02（ dd 1 + dd 2 ）0.7 （90+270）u02（ 90+270）252a0720取 a0 =500 aa0 + l dl d =500+29.5=529.5 2d d 2d d157.5 =159.3 1201 =180a所以符合要求PcaZ=ppk kl查 机 械 设 计 表 得 k=0.95查 同 页 表 得d d 2 =270mmv1 = =13.619 m/sLd =1640mma0 =500 a=529.5mm1 =159.3 Z=39/289页眉kl =0.99由 N1=2890r/min ， dd1 =90mm

12、 ，i=3.0 查表 8-5c和表 8-5d 得 p0 =1.64kwp0 =0.34kw所以 Z=4.8/ （ 1.64+0.34）取 z=3 根F0pca2.52查机械设计表= 5001qv确定预紧力F0zvkF0 =115.32N得 q=0.07F0 = 5009.222.51 0.1 19.17 2519.170.95=115.32N作用在轴上的压F p =2Z F0Sin1=681.41N2力 F pFp =681.41N4 蜗杆蜗轮的设计1）选择蜗杆传动类型根据 GB/T10085-1988 的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI ）。2）选择材料考虑到蜗杆的传动传递的功效率不大，速度只是中

13、等，鼓蜗杆用45 钢，因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555HRC。蜗杆用铸锡磷青铜ZCuSn10P1,金属模铸造。为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100制造。3）设计计算计算项目计算内容计算结果10 / 2810页眉齿面接触疲劳强度设计计算初步计算使用系数 kA相关公式来源于机械设计查机械设计得：k A =1.15动载荷系数kv转速不高选； kv =1.05kv =1.05齿向载荷系数K载荷平稳选 K =1；K=1载荷系数K弹性影响系数Z E接触系数Z基本许用应力 H选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配；选蜗杆分度圆直径和传动中心距的比为

14、0.35 ；查机械设计图；蜗轮材料为铸锡磷青铜，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC；查机械设计表；K=1.7Z E =160MPaZ=2.9 H=158MPaN=60jn2Lh 其中 j 为蜗轮每转一转每个轮齿啮合的次数；n2 为蜗轮转速； Lh 为工作寿命；N=60应力循环次数N寿命设计计算KHN1963 120010=6900000根据机械设计公式N=6900000KHN=0.5911 / 2811页眉许用应力载荷根据机械设计公式 H =268MPa H中心距 a根据机械设计公式a275mm校核计算 :a275mm取 a=275mm，因 i=10 ，故从机械设计表11-2 中取模数m=8mm，蜗杆

15、分度圆直径d1=110mm。计算项目计算内容蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸模数 m根据机械设计查表蜗杆分度圆直径根据机械设计查表d1根据机械设计查表蜗杆头数 z1q根据机械设计查表蜗杆直径系数根据机械设计查表分度圆倒程角 蜗杆轴向齿距pa根据机械设计查表得pa= m计算结果M=8d1=110mmz1=2q=13.75=11 18 36pa=25.12mm=3.14*812 / 2812页眉蜗杆齿顶圆直径da1蜗杆齿根圆直径df1蜗杆轴向齿厚sa蜗轮齿数 z2蜗轮变位系数x2蜗轮分度圆直径d2蜗轮喉圆直径 da2蜗轮齿根圆直径df2蜗轮咽喉母圆半径 r g根据机械设计 查表得 da1= d1+2

16、ha1=80+2*1*8da1=126mm根据机械设计查表得df1= d 1- hf1=80-2*(8+0.25)= 90.8mm根据机械设计表得sa=1/2m =1/2*3.14*8df1=90.8mmsa=12.56mm根据机械设计查表z2=20根据机械设计查表x2=-0.375根据机械设计查表得dz2d2=m2=160mm=8*20da2=176mm根据机械设计查表得da2= d 2+2ha2=176mm根据机械设计查表得df2=d2-2hf2=140.8mmdf2=140.8mm根据机械设计第245 页表 11-3 得 r g2r g2=187mma-1/2 da213 / 2813页

17、眉验算传动比i= z 1/ z 2=20/2=10这时传动比误差为（11。 7-11 ）/11=0 。 063=6.3 ，是允许的。计算项目计算内容计算结果计算项目计算内容计算结果精度等级公差和表考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机8 级精度面粗糙度的确定械减速器， 从 GB/T10089-1988 圆住蜗杆， 蜗轮精度中的选择 8 级精度，侧隙种类为f ，标注为 8f8fGB/T10089-1988 。5轴的设计计算一输出轴的设计材料选择45 钢已知条件：nmin 轴n2 = =963/10=50.7 ri1 轴p2= p1 12= p1 2 3 =2.54kw 轴T2 = T1 i

18、12= T1 i 2 3 =478.92N m计算项目计算内容计算结果初步确定轴的最小按机械设计公式dmin= A0 3p2 ，根据表取直径 dminn214 / 2814页眉A0 =112，dmin =41.3mmdmin= A0 3 p2 =41.3mmn2输出轴的最小直径显然上安装联轴器的直径d1-2与联轴器的孔径相适应，故需要同时选择联轴器的型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT2，查表，考虑到转矩d1=50mm很小故取 KA=1.3 则：d1-2=50mm；Tca=KAT2=1。 3478290=621777 N mm联轴器的选择按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机L=122m

19、m械设计课程设计手册滑块联轴器（ JB/ZQ4384-1997 ）选择 WH7型滑块联轴器其公称转矩为9000000 Nmm。半联轴器的孔径d1=50mm，故取 d1-2=50mm；半联轴器的长度L=122mm半联轴器与轴配合的彀孔长度 L1=85mm2. 轴的结构设计计算项目计算内容计算结果轴的结构设计根据轴向定位的要求确定轴的各段长度；d1-2=50mm；1） 为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2 轴段右l端需制出一轴肩，故取 2-3段的直径1-2=82mm。d2-3=48mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径d2-3=58mm取挡圈直径 D=52mm。半联轴器与轴配合的彀孔l2-3=82

20、mm长度Ld3-4=60mm1=85mm，为了保证轴端挡圈只压在半联15 / 2815页眉轴器上而不压在轴的端面上，故1-2 段的长度比 L1 略短一些，现取 l 1-2=82mm。2） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作 要求并根据 d2-3=58mm，由机械设计课程设计手册 第 75 页表 6-7 选择 0 基本游戏组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30210，其尺寸为d D T=50mm 90mm 21.75mm，故d3-4= d7-8=50mm；而 l 7-8=23mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。，由机械设计课程设计手册查得30

21、212 安装尺寸为d6-7=60mm。3） 取安装蜗轮处的轴段4-5 的直径d4-5=64mm；蜗轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知蜗轮轮彀的宽度为80mm，为了使套筒端面可靠地压紧蜗轮，此轴段应略短于轮彀宽度，故取l 3-4=55mmd4-5=64mml 4-5=76mmd5-6=76mml 5-6=10mmd6-7=60mm。l 6-7=12mmd7-8=60mml 7-8=23mml 4-5=76mm。蜗轮的右端采用轴肩定位，轴肩的高度 h0.07d ，取 h=6mm，则轴环处的直径d5-6=76mm。轴环宽度 b1.4h ，取 l 5-6=12mm。4） 轴承端盖的总宽度为20mm

22、（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 2-3=50mm5） 取蜗轮距箱体内壁之距离a=16mm，考虑到箱体16 / 2816页眉的铸造误差，在确定滚动轴承位置时应该距离箱体内壁一段距离s，取 s=8mm，则l 3-4=T+s+a+(80-76)=22+8+16+4=55mml 6-7=a+s- l 5-6=16+8-12=12mm3. 轴上零件的周向定位计算项目计算内容计算结果轴上零件的周向定蜗轮，半联轴器的周向定位均采用平键连接。按蜗轮与轴位d4-5 查机械设计课程设计手册第

23、 53页表 4-1得bh=14mm 9mmbh=14mm 9mm，键槽铣刀加工，长为63mm（标准H7/n6键长）， 同时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，故选择蜗轮轮彀与轴的配合H7/n6 ；同样，半半联轴器与轴联轴器与轴的联结，选用平键为16mm 10mm16mm 10mm70mm70mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6 。滚动轴承与H7/k6轴的周向定位是借过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4. 确定轴上圆角和倒角尺寸计算项目计算内容计算结果确定轴上圆角和倒查机械设计第 357 页表 15-2 ，取轴端倒角为角尺寸245，各轴肩的圆角半径见图17 / 2817页眉轴的受力

24、简图18 / 2818页眉5. 轴上的载荷计算项目计算内容作用在蜗轮上的力蜗轮分度圆直径d2=160mmd2圆周力FtFT d2=2 478290/160N=5741Nt=2 2/径向力 FrFr=2 T1/ d1=2 621777/110=7928 N轴向力FaFFa=t tan =5741 tan11.8 =1168N支反力F水平面FNH1=985NFNH2=756N垂直面FNV1=948NFNV2=-20N水平面MH=124047 N mm弯矩 M垂直面V1=60984 N mmMMV2=-1640 N mmM1=138227 N mmM2=124057 N mm计算结果d2=160mm

25、Ft=5741NFr=7928 NFa=1168NFNH1=985NFNH2=756NFNV1=948NFNV2=-20NMH=124047 N mmMV1=60984 N mmMV2=-1640 N mmM1=138227 N mmM2=124057 N mm19 / 2819页眉总弯矩M MT2 =478290 N mmT2 =478290 N mm1 2扭矩 T6. 校核轴的强度计算项目计算内容计算结果按弯扭合成应力校进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩核轴的强度 ca的截面（即危险截面C）的强度。根据公式（15-5 ） ca=14.75MPa及轴上的载荷，并取=0.6轴的计算应

26、力 ca=14.75MPa前面选顶的材料为45 钢，调质处理， 由机械设计表 15-1 查得 -1=60MPa 。因此 ca -1故安全。一输入轴的设计材料选择45 钢已知条件：轴n = nm =2890/3=963 rmini 0 轴p1 = pd 01 = pd 1 =2.98kw 轴T01 =Td 1 =28.54NmT1 = di0i 020 / 2820页眉计算项目初步确定轴的最小直径 dmin联轴器的选择2. 轴的结构设计计算项目轴的结构设计计算内容计算结果按机械设计dmin= A0 3p2，根据表，取A0 =112，n2dmin =16.1mmdmin= A0 3p2=16.1m

27、mn2输出轴的最小直径显然上安装联轴器的直径d1-2与联轴器的孔径相适应， 故需要同时 选择联轴器的型号。联轴器的计算转矩TK T，考虑到ca=A2，查表 14-1转矩很小故取KA=1.3 则：d1=18mmTca=KAT2=1。 328540=37102N mm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机d1-2=18mm；械设计课程设计手册第101 页表 8-9 滑块联轴器（ JB/ZQ4384-1997 ）L=23mm选择 WH3型滑块联轴器其公称转矩为63N m。半联轴器的孔径d1=18mm，故取 d1-2=18mm；半联轴器的长度L=42mm半联轴器与轴配合的彀孔长度 L1=23mm

28、计算内容计算结果根据轴向定位的要求确定轴的各段长度；d1-2=18mm；6） 为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2 轴段右21 / 2821页眉端需制出一轴肩，故取2-3段的直径d2-3=24mm；左端用轴端挡圈定位， 按轴端直径取挡圈直径D=28mm。半联轴器与轴配合的彀孔长度 L1=23mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2 段的长度比 L1 略短一些，现取l 1-2=20mm。7） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作 要求并根据 d2-3=24mm，由机械设计课程设计手册选择0 基本游戏组，标准精度级的单列

29、圆锥滚子轴承30205，其尺寸为d D T=25mm 52mm 16.25mm ， 故d3-4= d6-7=25mm；而 l 6-7=17mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。，由机械设计课程设计手册 第 67 页表 6-7 查得 30210l 1-2=20mm。d2-3=24mml 2-3=60mmd3-4=25mml 3-4=47mmd4-5=80mml 1-4=325mmd5-6=31mml 5-6=12mmd6-7=25mml 6-7=17mm安装尺寸为 d5-6=31mm。8） 取蜗杆的轴段4-5 的直径d4-5=80mm；长度比蜗轮的分度圆直径略长一些l 4-5=380mm9）

30、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 2-3=60mm10）取蜗杆距箱体内壁之距离a=16mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时应该22 / 2822页眉距离箱体内壁一段距离s，取 s=8mm，则ll3-4=T+s+a=23+8+16=47mm6-7=a+s=16+8=24mm弯扭合成应力校核强度和输出轴相近；这里从略刚度的校核由于蜗杆变形对其撮合精度影响很大，而蜗杆轴又比较细，所以一般对蜗杆轴进行强度校核蜗杆轴的弯曲刚度C 点的饶度最大校核计算y

31、=- （ Fl2 ）/(48EI)=1 =0.015根据机械设计第367页表 15-5y=1y= （ 0.02-0.05） ma =0.94- 2.35 =0.015 =0.016所以符合弯曲刚度的要求。根据公式 =5.37 10（ T/ GIP）蜗杆轴的扭转刚度G=8.1 10MPa校核I P= d/32=4019200 =5.37 10（ T/ GIP）=5.37 10（ 37100/8.1 10 4019200） =0.51 0.51( )/m=3419.56N= S轴承 II 被压紧，故Fa = S =2528.4NFa = FA + S =3545.46NI 轴承， Fa / C 0

32、r =2528.4/33400=0.0757e=0.405Fa / Fr =2528.4/6321.02=0.4eX2 =0.44,Y2 =1.124 / 2824页眉当量动载荷 prII= f d （ X 2Fr +Y2Fa ） =9207.6N因 prI7200h符合使用要求prII =9207.6N验算轴承寿命7 联轴器的选择1. 减速器与卷筒之间的联轴器联轴器的计算转矩Tca=KAT2，查表 14-1 ，考虑到转矩很小故取KA=1.3 则：Tca=KAT2=1。 3 478290=621777 N mm按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计课程设计手册滑块联轴器（ JB/Z

33、Q4384-1997 ）选择 WH7型滑块联轴器其公称转矩为9000000 N mm2.同理选取电动机与减速器的联轴器为WH3型滑块联轴器其公称转矩为63000 N mm25 / 2825页眉8 箱体的结构8、箱体的结构尺寸所用公式（选自机械设计课程设计）箱体的厚度（ 0.0250.03 ） a+8箱盖壁厚度1（ 0.8 0.85 ）8箱座盖底座凸缘的结果=10 1=9 b=13.5 厚度b=1.5b1 =1.51b2 =2.5b1 =12 b2 =20 地脚螺钉直径d fd f =0.036a+12=地脚螺钉数目NN= 4底座凸缘尺寸C1 min =22C 2 min =20轴承旁连接螺栓直

34、径d1 =0.75 d fd 2 =（ 0.5 0.6 ） d f箱座箱盖连接螺栓直径d f =1 6 N= 4C1min =22 C 2 min =20 d1 =12 d 2 =8. 8 d=11 连接螺栓直径d=1126 / 2826通孔直径沉头座直径凸缘尺寸定位销直径轴承盖螺钉直径吊环螺钉直径箱体外壁到轴承座端面的距离大齿轮齿顶圆与箱体内壁的距离齿轮端面与内壁距离页眉d =12D=18C1 min =13C 2 min =24D= （0.7 0.8 ） d 2d3 =（ 0.40.5 ） d fd5 =2.5l 1 = C1 + C 2 +（ 5 8）1 1.22 =15d =12 D=18C1min =13 C 2 min =24 D=20 d3 =7. 2 d5 =3 l1 =40 1=132=15 27 / 2827页眉五、总结经过一周的设计，带式运输机传动装置的设计已经全部结束，通过这一周的时间，完成了传动装置的的结构设计与具体数据的计算和相关的强度校核