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毕业设计论文
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带式运输机的传动装置,毕业设计论文
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1 目录 1. 选择电动机 4 2. 分配传动比 5 3. 传动装置 的运动和动力参数 的 计算 6 4. 蜗杆传动的设计 7 5. 轴的设计计算 10 6. 键的选择与强度校核 20 7. 轴承的选择与校核 21 8. 联轴器的选择 26 9. 减速箱的润滑与密封 27 10. 减速箱的结构尺寸 27 11. 设计总结 29 12. 参考文献 29 nts 2 课程设计题目：带式运输机的传动装置 如图为带式输送机传动简图，已知滚筒直径为 200mm，输送带速 1.1m/s,传动速度误差 5%，运输带工作压力为 2600N。工作 8小时，连续单向运转，载荷平稳，有粉尘，使用年限 10 年， 3 年大修，生产 10 台，中等规模企业，加工 7， 8 级精度齿轮 。 1 电动机 2、 5 联轴器 3 蜗 轮 4 蜗杆 6 减速箱 7 卷筒 nts 3 蜗杆减速器传动装置的总体设计 一 . 选择电动机 设计步骤 设计结果 说明 1. 选择电动机的类型 2. 电动机的容量 按照工作要求选择全封闭自扇冷式鼠笼型三相异步电动机，电压380，系列。 电动机所需工作功 率：wd pp 式中wp-工作所需功率 -从电动机到传送带之间的传动总效率 工作机所需要功率为： kwFVp w 86.21 00 0 1.12 60 01 00 0 式中 F 是工作机所受在牵引力， V 是皮带运动速度 传动装置的总效率为： 21 3243 按表 2-3确定各部分效率：联轴器效率（两个） 1 0.99， 滚动轴承效率（ 3对） 2 0.99 蜗杆传动效率（ 4头）3 0.9 传动滚筒效率 4 0.96 于是 96.090.099.099.0 32 0.822 则求得电动机所需工作功率： kwpd 48.382 2.0 86.2 因载荷平稳，电动机额定功率edp略大于dp即可，由 Y 系列电动机技术数据，并 根据以上所算： 选 kwped 4工作于有粉尘污染的环境，作动力用 nts 4 3 确定电动机转速 滚筒轴转速： wn= 10.10520014.3 1.1100060100060 D vr/min 通常 ，蜗杆头数为 4 时的 传动比 i =715 于是电动机的转速可选范围为： wn=(715) 105.10=735.71576.5 r/min 符合这一范围的同步转速有： 750,1000， 1500， 3000 综合考虑各方面的因素查表后选择的电动机为 选用同 步转速 1500r/min，满载 转速 1 4 4 0 / m i nmnr的 Y112M-4 型电动机。其主要参数 : 额定功率P（ KW） 同步转速（ r/min） 满载转速（ r/min） 额定转矩堵转转矩额定转矩最大转矩4 1500 1440 2.2 2.2 电动机的相关尺寸： 中心高 H 外形尺寸 HDADACL )21( 底角安 装尺寸 A B 地脚螺 栓孔直 径 K 轴 伸 尺 寸 D E 键公称 尺 寸 F h 112 400 3.05 265 190 140 12 28 60 8 7 二 分配 传动比 1. 由选定的电动机满载的转速mn和 工作机的转速wn可以传动装置总传动比为： 7.1304.1051440 wma nni2. 分配传动装置各级传动比 减速器的传动比 i 为 i =ai =13.7 因为这是个单级传动，只有蜗杆传动，所以不用再分配。 nts 5 三 、 传动装置的运动和动力参数的计算 设计步骤 设计结果 说明 电 动机轴 输入轴（ 蜗杆轴 ） 输出 轴（蜗轮轴） 滚筒轴 k w opp d 48.382 2.0 86.20 mi n/14400 rnn m mNnpT 08.231 4 4 048.39 5 5 09 5 5 0000kwppp 45.399.048.3100101 mi n/1 44 001 rnn mNnpT 88.221 4 4 045.39 5 5 09 5 5 0111kwppp 07.39.099.045.33211212 m in/10.1 0 57.131 4 4 012 rinna mNnpT 00.2 7 910.1 0 5 07.39 5 5 09 5 5 0222kwppp 01.399.099.007.32122323 mi n/10.1 0523 rnn mNnpT 50.27310.105 01.39 5 5 09 5 5 0233将上述 运动和动力参数计算结果整理如下： 轴 名 参数 电 动 机轴 输入轴（蜗杆轴） 输 出 轴（蜗 轮 轴） 滚 筒 轴 转速n(r/min) 1440 1440 105.1 105.1 功率 P（ kw） 3.48 3.45 3.07 3.01 nts 6 转矩T(N.m) 23.08 22.88 279.00 273.50 四蜗杆传动的设计 设计步骤 设计结果 说明 1 选择蜗杆传动类型 2 选择材料 3 按齿面接触疲劳强度 求中心距 根据 GB/T100851988 推荐，采用渐开线蜗杆（ ZI）传动 根据库存材料的情况，同时考虑到蜗杆传动传递的功 率不大，速度中等，故蜗杆用 45 钢，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 45 55HRC； 蜗轮选铸锡磷青铜 110PZCuSn 砂 模铸造，为了节约贵重有 色金属，仅齿圈用青铜制造 ，而 轮芯可用灰铸铁 HT100 制 造。 根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度设计求中心距： 322 HE ZZKTa 1) 已知 作用在蜗轮上转距 T2=279000N.mm 2) 确定载荷系数 K 因为工作载荷平稳，故取载荷分布不均匀系数 1K , 选取使用系数 0.1AK ,由于转速不高，冲击不大，取动载系数 1.1VK,则： 1.11.111 VA KKKK 3) 确定弹性影响系数 EZ 因选用的是铸锡磷青铜蜗轮与钢蜗杆相配，故2/1160 MPaZ E 4) 确定接触系数Znts 7 4 蜗杆蜗轮的主要参数与几何尺寸 先假设蜗杆分度圆 d1 和 传动中心距 a 的比值 d1/a0.31，从而查得Z 3.1 5) 确定许用接触应力 H根据蜗轮材料为铸锡磷青铜，砂 模铸造；蜗杆为螺旋 齿面硬度 45HRC 于是可从表 11 7 查得蜗轮得基本 需许用应力 MPaH 150 应力循环系数 ： N=60 72 1008.1583001073.104160 hLjn寿命系数 7124.01008.151010 87787 NK HN则 H HNK H0.7124 150 =106.86MPa 6) 确定中心距 mma 69.18786.106 1.31601079.21.1325 取中心距 ;200 mma ,因 75.13ai从表 11 2 中取模数 ;3.6 mmm ,蜗杆分度圆 ;631 mmd 这时 ;315.0/1 ad 从图 11 18 中可查得接触系数 0.3Z，因为, ZZ 所以以上计算结果可用 1） 蜗杆： 轴向齿距 ;79.17 mmpa 直径系数 10q ；齿顶圆直径;60.751 mmd a 齿根圆直径 mmmdd f 88.474.211 ；分度圆导程角 801.21 ；蜗杆轴向齿厚 mmsa 85.92） 蜗轮 蜗杆齿数 41z ； 蜗轮齿数 552 z ；变位系数75.02 x ； 验算传动比 75.1345512 zzi，这时传动比误差为0036.07.13 7.1375.13 ， 是允许的。 nts 8 5 校核齿根圆弯曲疲劳强度 6 精度等级公差 和表面粗蜗轮分度圆直径 ;50.3462 mmd 蜗轮喉圆直径 ;60.3492 mmd a 蜗轮齿根圆直径 ;88.3212 mmd f 蜗轮喉母圆半径 ;2.2560.3492120021 22 mmdar ag FFaF YYmddKT 221 253.1 当量齿数： 71.6880.21co s55co s3332 ZZv根据 75.02 X , ,71.682 VZ从图 11 19 中可查得齿数系数 90.22 FaY螺旋角系数 83.01 4 080.2111 4 01 Y 许用弯应力 FNFF K 从 表 11 8 中查得由铸锡磷青铜制造得蜗轮得基本许用 弯曲应力 MPa40 ， 寿命系数 5 73.01008.1510976 FNK M P a91.22573.040 ，MPaF 23.883.090.23.65.3 4 663 1079.21.153.1 5 FF 可见弯曲强度是满足的。 考虑到所设计的蜗杆是动力传动属于通用机械减速器，从 GB/T1008 圆柱 3 蜗杆，蜗轮精度中选择 8 级精度，侧隙种 类为 f标注为 8f ，查表得蜗杆，蜗轮齿面精度均为 1.6 而 nts 9 糙度的确定 7 热平衡核算 蜗杆顶圆为 1.6，蜗轮顶圆为 3.2。 由于摩擦损耗，则产生的热流量为 wP 3 1 49.0145.31 0 0 011 0 0 01 以 自冷却方式，从箱体外壁散发到空气中的热流量为 aod ttS 2 按 热平衡条件 21 ，可求得在既定工作条件下，保持正常工 作温度所需要的散热面积 S 为 2058.0206512 3 1 411 0 0 0 mttPSad 五 .轴的设计计算 1 高速轴 (输入 轴 )的设计计算 设计 步 骤 计 算 过程 说明 1. 轴的材料的选择 2. 该轴的转速n、 功率P 和转矩 T 3. 蜗杆的受力分析 4. 初步确定轴的该轴就是蜗杆轴，其所选材料是 45 号钢，调质处理。 min/14401 rn kwp 45.31 mNT 88.221 各力的大小为： NdTF t 35.72663 1088.2222 3111 , NdTF a 62.165050.346 1097.28522 3221 NFF ar 03.6 4 74 0 5.21t a n62.1 6 5 0t a n11 根据 3110min npAd ， 1100 A ， 前面已求 nts 10 最小值径 5. 轴的结构设计 于 是得 mmd 70.14m in ，输出轴的最小直径显然是安装联轴器，为 了使选的轴直径 d 与联轴器的孔径相适应，故需同时 选取 联轴 器的型号，联轴器的计算转矩 ： mNmNTKT Aca 335.3488.225.11 按照计算转矩caT应小于联轴器的公称转矩，查标 GB/T5843-86 选用凸缘联轴器 YL4,其公称转矩 T=40 mN ，选用半联轴器的孔 径 , d =20mm,取 d =20mm,半联轴器的长度 L=53mm，半联轴器 与轴的配合的毂 孔 长度 L1=38mm, 1) 拟定轴上零件的装配方案 2) 根据轴向定位的要求确定轴各段直径和长度 . 为满足联轴器的轴向定位要求， 段的左端制出轴肩，故 取 d =24mm；左 端用轴端挡圈定位，取档圈直径 D 28mm,半联 轴器与轴配合毂长度 L =38mm, 为保证轴端挡圈只压在半联轴器 h=（ 0.070.1d） 现取h=0.1d D/d0.07d,取 h=5mm，则 d - =78 （ 3） 轴上零件地周向定位 蜗轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接，按 段直径由手册查得平键为 mmmmmm 701220 ，同时保证蜗 轮与轴配合有良好对中性故两者的配合为 H7/K6，半联轴器与 轴联接， 选用平键 mmmmmm 63914 ，两者的配合为 H7/K6， 滚动轴承与轴的轴的周向定位是借过渡配合来报证的，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 参考表 15 2取轴端倒角为 2 45， a.轴的受力分析及弯矩扭矩图。 由水平面受力平衡 ， NFFF tNHNH 3.8252 221 D 截面弯矩 mNBDFMNHDH 53.821由垂直面受力平衡， NBDdFDCFF trNV 02.95322221 76.4 6807.0 hnts 17 NFFFNVrNV 99.3 0 5122 D 截面弯矩 mNBDFM NVDV 3 0 2.9511 mNDCFM NVDV 5 9 9.3022 负号表示力的方向与图示相反 合成弯矩 ,07.12622 11 mNMMM DHDVDW mNMMM DHDVDW 02.8822 22 nts 18 7. 按弯矩合成应力校核轴的强度 进行校核时通常只校核承受最大弯矩和扭拒的截面 （从图上看即 为 D 截面）的强度，一般的轴可视为脉动循环性质 ，取 6.0 ， 根据式（ 15 5） 计算应力 aDwcaMpWTM77.6681.0)1097.2856.0()1007.126()(323232212 由于轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 15 1 查得 MPa601 nts 19 于是 1 ca，故安全 六 键的选择与 强度 校核 设计步骤 计算内容 结果计算 1. 高速轴联轴器的键联接校核 键的选择要依据轴的结构，直径和轴的转矩由于键的 主要失效形式是工作面的压溃，所以用挤压应力来校核 强度条件为： pp kldT 3102 其中： k 键与键槽的接触高度， k=h/2， mm; d 轴的直径 ,mm;l 键的工作长度， mm;T为转矩， N.m. 对于蜗杆轴， 因为所选用的键，轴和联轴器都是用钢铸 造的 ， 所以 其在静载荷情况下的许用应力为： p 100 120MPa 因而取 p =110MPa 这个键用于连接输入轴和第一个联轴器，由于第 一轴的轴径为 20mm,现选 平键 A GB/T1096-79 尺寸为： mmmmmm 2566 由于输入轴转矩 mNT 88.221 所以： M P ak ldTp 35.29206253 2 2 8 8 0210231 ）（因为 p,所以该键符合要求 k=h/2=6/2=3 k=h/2=12/2=6 nts 20 2 低 速轴 蜗轮键和 联轴器的键联接校核 A. 蜗轮键的校核联接 这个键用于联接蜗轮与轴，由于轴的直径为 68mm， 现 选 平键 A GB/T1096-79 尺寸为： mmmmmm 701220 由于输入轴转矩 mNT 97.2852所以： M P ak ldTp 04.28)2070(6862 8 5 9 7 02102 32 因为 蜗轮的轮心是铸铁轮心 ，则 其 MPap 55，而 Pp ， 所以该键符合要求 B. 联轴器键的校核 这个键用于联接低速轴和联轴器 ，由于轴的直径为 45mm， 现选 平键 AGB/T1096-79 尺寸为： mmmmmm 70914 由 于输出 轴转矩 mNT 97.2852 所以： M P ak ldTp 44.5045)1470(5.42 8 5 9 7 02102 32 因为 p=110MP 所以该键符合要求 nts 21 七 . 轴承的选择 与校核 1. 高速轴承的选用 1、高速轴轴承的选择与校核 1 轴承的选择 有轴向和径向载荷，选用一对单列圆锥滚子轴承，轴承代 号是 32912 其尺寸： mmmmmmTDd 175530 基本 额定动载荷 kNCr 8.35 2 校核圆锥滚 子轴承 1) 圆锥滚子轴承 的工作状况 根据对轴的校核可知 ,轴所受到的径向载 荷 为 : NFFF NHNVr 35.58535.36392.458 2212121 NFFF NHNVr 16.40935.36311.188 2222222 轴向载荷 为： NYFS r .05.2 094.12 35.5 852 11 NYFS r 03.1464.12 16.4092 22 又知 NFa 62.1650知 2S aF 1S ,因此 1aF NS 03.1462 NFSF aa 65.179622 （ 2） 轴的当量载荷 21 PP和 , 33.040.412.40965.179643.025.035.58503.1462211eFFeFFrara11 rFP nts 22 )( 22222 arp FYFXfP 查表可知径向载荷系数和轴向载荷系数分别为 4.02 X， 4.12 Y ， 2.1pf 所以： NFPr 35.58511 NFFP ar77.3214)65.17964.116.4094.0(2.1)4.14.0(2.1 222（ 3） 计算寿命 滚子 轴承的寿命指数 =310,按表 13 6 取载荷系数pf 1.2 温度系数 ft=1.0 按式（ 13 5）计算寿命： 25.35 69 177.3214 108.35144060 106010 310366 pCnLrnh 而由该减速器的三年大修计算轴承的预期寿命 720083003 hL 小时 hh LL 所选轴承满足寿命要求 nts 23 2.低速轴 承的选用 1、低 速轴轴承的选择与 校核 1 轴承的选择 有轴向和径向载荷，选用一对单列圆锥滚子轴承，轴承代号 是 32912 其尺寸： mmmmmmTDd 178560 基本额定动载荷 kNCr 0.462 校核圆锥滚子轴承 1) 圆锥滚子轴承 的工作状况 根据对轴的校核可知 ,轴所受到的径向载 荷 为 : NFFF NHNVr 70.12603.82502.953 2212121 NFFF NHNVr 00.8813.82599.305 2222222 轴向载荷 为： NYFS r .19.3 508.12 70.1 26 02 11 NYFS r 7.2 4 48.12 00.8 8 12 22 又知 NFa 35.726知 12 SFS a , 因此 1aF NS 7.2442 NFSF aa 05.9 7 122 （ 2） 轴的当量载荷 21 PP和 , 33.010.100.88105.97133.019.070.12607.2442211eFFeFFrara11 rFP )( 22222 arp FYFXfP nts 24 查表可知径向载荷系数和轴向载荷系数分别为 4.02 X， 8.12 Y ， 2.1pf 所以：1P1rF 1260.70N NFFP ar35.2520)05.9718.100.8814.0(2.1)44.14.0(2.1 222 （ 3） 计算寿命 滚子 轴承的寿命指数 =310,按表 13 6取载荷系数 pf1.2 ,温度系数 ft=1.0 按式（ 13 5）计算寿命： 6310366 1031.235.2520100.4673.10460106010 pCnLrn小时 而由该减速器的三年大修计算轴承的预期寿命 720083003 hL 小时 hh LL 所选轴承满足寿命要求 nts 25 八 .联轴器的选择 设计步骤 计算内容 结果 1. 联轴 器的选择 2. 联轴 器的校核 本设计用到两个联轴器，其中联轴器 1 用来连接 输入轴和电动机，联轴器 2 用来连接输出轴和滚筒。 联轴器的选择主要考滤它的孔径和它受的转矩 而且载荷 平稳无冲击，同时构造简单，轴的刚性大，对中性也较好 根据所选的电动机的传动轴轴径和输入轴的轴径，选择凸 缘联轴器（ GB/T5843-86） 联轴器 1和 2的型号分别为 YL6和 YL12 对所选的联轴器 1， 其公称转矩 T =100 mmNmmN 100000 联轴器的计算转矩，查表的 3.1AK mmNmmNTKT dAca 7 3 8 2 75 6 7 9 03.1 可见 caT T,联轴器 1 的强度是合要求的 对所选的联轴器 2， 其公称转矩 T =1600 mmNmN 1600000 mmNmmNTKT Aca 1 1 1 6 7 9 18 5 9 0 7 03.13 可见 caT T,联轴器 2 的强度是合要求的 nts 26 九 减速器的润滑 与密封的选择 1润滑方式的选择 蜗轮圆周速度： smndV /22.1601000 73.045.346601000 22 蜗杆圆周速度 smndV /8.4601 0 0 0 11 由于 V 较小 ， 采用 浸油润滑， 蜗杆浸油深度约为一个齿高，但不应超过滚动轴承最下面滚动体的中心线，否则容易漏油 ，为防止运转时过多的润滑油流入轴承，在轴承内侧加挡油板。对于轴承的润承， 由于 蜗轮 V1.5m/s，不宜采用飞溅润滑，宜采用润滑脂润滑， 为了防止在运转时润滑脂被飞溅起来的油稀释应在轴承内侧设挡油环。 2 润滑油 和润滑脂 的选择： 因为该减速器为蜗轮蜗杆减速器，查机械手册可选蜗轮蜗杆润滑油代号 320，轴承选用 ZGN 2 润滑脂 。 3密封方式的选择： 计算可得，各轴与轴承接触处的线速度 smv 10 ， 且根据润滑要求， 所以采用毡圈密封 十 .减速器箱体结构尺寸 名称 计算数据 说明 1 底座壁厚 8304.0 a mm10取 a=200 蜗杆下置 2 箱盖壁厚 mm101 3 箱座凸缘厚度 mmb 155.1 4 底座上部和箱盖凸缘厚度 B=(1.5 1.75) ,取 15mm 5 底 座下部凸缘厚度 P=(2.25 2.75) ,取
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