带式运输机传动装置的课程设计

带式运输机传动装置的课程设计机械设计课程设计说明书装置的设计院(系)化及自动化专业年月日宁夏大学带式运输机传动装置的课程设计 7 5、5验算小带轮包角 8 6、高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 9 6、3确定传动尺寸 10 带式运输机传动装置的课程设计 减速器附件的设计选择 35 附:装配图与零件图带式运输机传动装置的课程设计设计任务带式运输机传动装置的设计。5.工作情况:两班制,连续单向运转,载荷较平稳;9.检修间隔期:4年一次大修,2年一次中修,半年一次小修;生产批量:一般机械厂制造,小批量生产。DDFv动力及传动装置带式运输机传动装置的课程设计设计计算及说明1、传动方案的分析论证机器通常就是由原动机、传动装置与工作机三部分组成。其中传动装置就是将原动机的运动与动力传递给工作机的中间装置。它通常具备减速(或增速)、改变运动形式或运动方向以及将动力与运动进行传递与分配的作用。传动装置由电机、减速器、工作机组成。齿轮相对于轴承的位置不对称,故沿轴向载荷分布不均匀,要求轴有较大的1、3确定传动方案:时,还要求工作可靠、结构简单、尺寸紧凑、传动效率高、使用维护方便、工艺性与经济性好。若要同时满足上述各方面要求就是比较困难的。因此,要分清主次,首先满足重要要求,同时要分析比较多种传动方案,选择其中既能保证重点,又能兼顾其她要求的合理传动方案作为最终确定的传动方案。初步确定传动系统总体方案为二级展开式圆柱齿轮减速器,设计图如下:Iwdη4图一:传动系统总体方案设计图动方案的分析:结构简单,采用V带传动与齿轮传动组合,即可满足传动比要求,同时由于带传动具有良好的缓冲,吸振性能,适应大起动转矩工况要求,成本低,使用维护方2、电动机的选择根据用途选用Y(IP44)系列一般用途的全封闭式自冷式三相异步电动机输送带所需功率为P==2、2KW带式运输机传动装置的课程设计由【2】表1-7查得滚筒效率n=0、96,轴承效率n=0、99,联轴器效滚轴承齿轮率n=0、99,带传动的效率n齿轮联带电动机至工作机之间传动装置的总效率为n=n4nn2nn=0、8246总轴承带齿轮联滚电动电动机总的传递效率为p==2、66kw0n总查[2]表12-1,选取电动机的额定功率为p=3KW输送带带轮的工作转速为输送带带轮的工作转速为n==70r/minwDV带传动比i=2~4,二级减速器常用的传动比为i=8~40带内总传动比的范围i=i*i=16~160总带内P0KWw总0KWwm电动机的转速范围为n=i*n=1120~11200r/min0总wm3、传动比的计算及分配w总根据带传动比范围,取V带传动比为i=2、46,则带ii减速器的传动比为i=总=8、23i带ii高高ii带ii高带式运输机传动装置的课程设计i8.23i3.3低速级传动比为ii8.23i3.3高ii低4、传动装置运动及动力参数计算Ⅰ轴(高速轴)n=n0=1420r/min=577.23r/min1i2.46带Ⅱ轴(中间轴)n=n1=577.23r/min=174.91r/min2i3.3高Ⅲ轴(低速轴)n=n2=174.91r/min=70.24r/mini2.49低Ⅳ轴(滚筒轴)n=n=70.24r/minw3123wⅠ轴(高速轴)p=n*p=0、96*2、66kw=2、55kw1带0Ⅱ轴(中间轴)p=n*n*p=0、99*0、97*2、55kw=2、45kw2轴承齿轮1Ⅲ轴(低速轴)p=n*n*p=0、45*0、99*0、97kw=2、35kw3齿轮轴承2Ⅳ轴(滚筒轴)p=p=n*n*p=0、99*0、99*2、35kw=2、31kww4联轴承3123wTT=9550*0pⅠ轴(高速轴)T=9550*1pⅡ轴(中间轴)T=9550*22n550*N.m=17、89N.mn14200Nm、77N.m012带式运输机传动装置的课程设计p2.35Ⅲ轴(低速轴)T=9550*3=9550*N.m=319、51N.m3n70.243p2.31Ⅳ轴(滚筒轴)T=9550*w=9550*N.m=314、07N.mn70.24w轴)带高低345、减速器的外传动件的设计考虑到在与变动较小,查【1】表7-5得工作情况系数K=1、1,则AdA0md【1】图7-17可知,A型普通V带推荐小带轮直径D=80~100,选小带轮1Dmm轮直径为1D=i*D=2、46*100mm=246mm,由【1】表7-7,取D=250mm。2带12v=10==7.45m/s<25m/s带6010006010001D=250mm2带速符合要求DDD1461a342.08带式运输机传动装置的课程设计根据0、7(D+D)mm=245mm<a<2(D+D)mm=700mm120120为了使结构紧凑,取偏低值a=350mm0V带基准长度为,几(DD)2L=2a+(D+D)+212124a00)2=2×350+(100+250)+=1265.85mm24350dLl12501265.85a=a+d=(350+)mm=342.08mm022d1al00p2.93z=(p+p)dKK=(0.63+0.17)0.951.11=3、4700al0zvK带a=500×()+0、1×7.452=103、97N47.450.95aQ=2zFsin=2×4×103、7×sin77.9。=813、3N020带式运输机传动装置的课程设计min12-5查得D=28mm0轮毂宽:L=(1、5~2、0)D=42~56mm,初选带轮0带轮轮缘宽:B=(z-1)*e+2f=65mm带轮大带轮采用孔板式结构,轮缘宽可与小带轮相同,轮毂宽可与轴的结构设计9、高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算6、1选择材料、热处理方式与公差等级226、2初步计算传动的主要尺寸因为平均硬度小于350HBW,则齿轮为软面闭式传动,故按齿轮接触强度进行设计(外啮合)。T190N*mm1dEH(5)齿轮的传动比为u=3、3,初选Z=23,则Z=u*Z=3、3*23=75、9,取整数1aZZaZZ小齿轮调质处理大齿轮正火处理Z=231Z=75、92带式运输机传动装置的课程设计d1度为=0、318**Z*tan=1、7d1(8)许用接触应力可用下式计算[]=ZN*HlimHSHaHlim1=2HBW+69=2*190+69=449MPaHlim2大小齿轮的应力循环次数为N=60*n*aL=60*577023*2*8*365*8=1、618*109hhN1.618*109N=1==4、u3.3取安全系数S=1、0HZ=1、0,Z=1、05NN2[][]=ZN*Hlim1=541MPaHSH[[]=ZN*Hlim2=471、45MPaH2SH故[]=472MPaHmin初算小齿轮的分度圆d得d1t3d1uE[H]Hd1t3d1uE[H]H1.13.3472H2Hmin带式运输机传动装置的课程设计计算载荷系数查得使用系数K=1、0Ad**n41.03**577.23v=1t1==1.24m/s60*100060*1000由[3]图8-6查得齿间载荷分配系数K=1、05v载荷系数k=K*K*K*K=1载荷系数k=K*K*K*K=1、*1、05*1、21*1、2=1、52vAk1.52d=d*3=41、03*3=44.39mm11tk'1.2d*cos确定模数m=1=1、89取整m=2nzn1aa=101.21mm圆整a=100mmcoscos1m*(zz)螺旋角为β=arcosn12=8、1º2a1H端面重合度系数=[1、88-3、2,(11)]cosβ=1、68ZZ轴向重合度为=0、318Ztan=1、37ºd1由【3】图8-3查得重合度系数Z=0、774由【3】图11-2查得螺旋角系数Z=0、992d32*u1*Z21tdu[]H=32*1.52*42190*(3.31)*(189.8*2.48*0.774*0.992)21.13.34721带式运输机传动装置的课程设计精确计算圆周速度为d*冗*n44.6*冗*577.23v=1t1==1.35m/s60*100060*1000由图8-6查得动载荷系数K=1、09vk=K*K*K*K=1、0*1、08*1、21*1、2=1、58abvAk1.58d=d*3=*3=45.24mm11tk'1.2d*cosbm=1=1、95,取标准值m=2nzn1m*z2*23m*z2*7622d11216、4校核齿根弯曲疲劳强度齿根的疲劳强度条件Fb*m*dFSBeFn1其中k=1、52,T=42190N•mm,m=2,d=46.46mm,b=50mmn1齿形系数Y与应力修正系数Y,当量齿数为FSz23z76FSSS12m=2n1221带式运输机传动装置的课程设计由[3]图8-10查得重合度系数Y=0、72由[3]图11-3查得螺旋角系数Y=0、93许用弯曲应力[]=YN*FlimFSF由[3]表8-11查得弯曲疲劳极限应力为Flim1Flim211查得寿命系数Y=Y=1NN2由[3]表8-20查得安全系数S=1、6FF1SFF2SF=1*Y=1*YYYYF1b*m*dF1S1n12*1.58*42190*2.68*1.57*0.72*0.93=50*2*45.24<[],则F1F1=*S2F2F2F1YY=2.68*1.57满足齿根弯曲疲劳强度端面模数齿顶高m2h=h*m=1*2=2aan小齿轮调质处小齿轮调质处理大齿轮正火处理带式运输机传动装置的课程设计齿根高全齿高隙fanafn齿顶圆直径d=d+2h=46.46+2*2=50.46a11aa22a齿根圆直径f11ff22f7、低速级直齿圆柱齿轮的设计计算th=2afd=50、46f1f2同前小齿轮调质,236HBW大齿轮正火,190HBW①许用接触应力:45钢66=HlimbKHSHLHHlim1Hlim2故应按接触极限应力较低的计算,只需求出大齿轮[6]H2对于正火的齿轮6=1、0H由于载荷稳定,故按[1]表8-41,求轮齿应力循环次数NHH2循环基数N由[1]图8-41查得当HBS为300时,N=2.5107因HLH0N>NHH0[6]=H2NHLNK=6H0HLNH带式运输机传动装置的课程设计②许用弯曲应力6由[1]式8-46知[6]=FlimbkkFSFcFlF由[1]表8-11知Flimb1HBS=342Flimb2取S=2单向传动取k=1同N<N,所以k=1FFcFVF0Fc[6[6]=MPa=212.4MPaF12得[6]=MPa=171MPaF22Fku+1dHbdbmmd=215.21mm44323选定Z=43Z=uZ=43×2、49=107、7取107341d86.644m=1==2.01mm取m=2z431a=m(Z+Z)=150mm212由[1]8-37知6=ZZZHHE取Z=1、76Z=1Z=271HE1v1dNH2F1F2Z=433Z=1074带式运输机传动装置的课程设计齿轮圆周速度V=11==0.368v接触强度足够H接触强度足够2TKK由[1]表8-43知G=Y2bv1dZY3、76Z=107Y=3、751F2F2Y3.76F1F2故应验算小齿轮的弯曲应力G=Y2bV=3、76×=4647MP1d12齿顶高h=h*m=1×2=2mmaafa全齿高h=h+h=2+2.5mm=4.5mmaf3a3a3d=d+2h=215、21+4mm=219.21mm4a4a4齿根圆直径d=d－2h=86、644-2×2、5=81.644mm3f4f3弯曲强度足够h=2mmaf带式运输机传动装置的课程设计f44f⑴高速级齿轮传动的作用力113a34a4d=81.644mm3f3d=201.211mmf4小齿轮分度圆直径d=46.46mm12T242190圆周力F=1=N=1816、2Ntd46.461径向力为cos1a1⑵低速级齿轮传动的作用力n22轮右旋,大齿轮左旋,小齿轮分度圆直径为d=86、6432t22r2F58、5N2a2径向力F=2=t3d86.64332rt328中间轴的设计计算3t33r322带式运输机传动装置的课程设计径d=153.53mm,齿轮宽度b=50mm,b=95mm223因传递的功率不大,并对重量及结构尺寸无特殊要求,故由表8-26选常用P2.45值C=110,则d=32C=1103mm=26.52mmmin2轴的结构构想如图⑴轴承部件的结构设计轴不长,故轴承采用两端固定方式。然后,按轴上零件的安装顺序,从dn处开始设计⑵轴承的选择与轴段①及轴段⑤的设计该段轴段上安装轴承,其设计应与轴承的选择同步进行,选择深沟球轴承。轴段①、⑤上安装轴承,其直径既应便于轴承安装,又应符合轴承内经系由[3]表11-9得轴承内径d=40mm,外径D=80mm,宽度B=18mm,定位轴肩直径d=47mm,外径定位直径D=73mm,对轴的力作用点与外圈大端面的距离aa带式运输机传动装置的课程设计a=9mm,故d=40mm31通常一根轴上的两个轴承取相同的型号,则d=40mm5⑶轴段②与轴段④的设计轴段②上安装齿轮3,轴段④上安装齿轮2,为便于齿轮的安装,d与d24应分别略大于d与d,可初定d=d=42mm15242轮宽度b=50mm相等,左端采用轴肩定位,右端次用套筒固定。由于齿轮3的2直径比较小,采用实心式,取其轮毂宽度与齿轮宽度b=95mm相等,其右端采用3轴肩定位,左端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面,轴段②与轴段④的长度应比相应齿轮的轮毂略短,故取L=92mm,L=48mm24⑷轴段③该段为中间轴上的两个齿轮提供定位,其轴肩高度范围为(0、07~0、m23齿轮3左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面距箱体内壁距离均取13X13322=+(b-b)/2=[10+(60-50)/2]=15mm,则轴段③的长度为211233⑸轴段①及轴段⑤的长度该减速器齿轮的圆周速度2m/s,故轴承采用脂润滑,需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座,轴承内端面距箱体内壁的距离取为=12mm,中间轴上两个齿轮的固定均由挡油环完成,则轴段①的长度为1轴段⑤的长度为52⑹轴上力作用点的间距mm1d=40mm5d=d=42mm24L=92mm2L=48mm4d=50mm3X3轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a=9mm,则由[3]图11-6可3带式运输机传动装置的课程设计得轴的支点及受力点间的距离为b95l=L+3a3mm=(43+93)mm=78.5mm2322322b50l=L+2a2mm=(47+92)mm=61mm35232L=43mm15123(1)画轴的受力简图轴的受力简图如图所示(2)计算轴承支承反力在水平面上为带式运输机传动装置的课程设计FlF(l+l)Fd2R=r23r323a2R=1Xl+l+l123=Xr1Hr3式中的负号表示与图中所画力的方向相反在垂直平面上为R=t323t23=61N=2495.12NR=t323t23=61N=2495.12N1zl+l+l78.5+82.5+61123N22x2zbx2x3dM=M'F2bxbxa222在垂直平面上为M=RlM=RlMa=axazMa=axazb带式运输机传动装置的课程设计bbxbzbbbxbz2 B一1bvaaM215332.582 (=2=MPa=48.26MPa4取键、轴及齿轮的材料都为钢,由[3]表8-33查得ppprora2r2r3a3因为径向力方向相反,则选最大的径向力计算寿命。带式运输机传动装置的课程设计F258.5a==0.01436orF258.5a==0.23r法,计算径向动载荷系数X=0、56,轴向动载荷系数Y=1、22、则动载荷ra16670(C16670(295003L=||L<L',故轴承寿命足够h10h9、高速轴的设计与计算pkwnrmin圆直径111无特殊要求,故由[3]表8-26选用常查[3]表9-8得C=106~135,考虑轴端既承受转矩,又承受弯矩,故取中间值p2.55d=C31=120*3=19.68mmminn577.2311取d=21mmmin轴强度足够键强度足够轴承寿命足够带式运输机传动装置的课程设计轴的结构构想如图所示(1)轴承部件的结构设计为方便轴承部件的装拆,减速器的机体采用剖分式结构,该减速器发热小、轴不长,故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序,从轴的最细处开始轴段①上安装带轮,此段轴的设计应与带轮轮毂轴空设计同步进行。根据第三步初算的结果,考虑到如该段轴径取得太小,轴承的寿命可能满足不了减速器预期寿命的要求,初定轴段①的轴径d=25mm,带轮轮毂的宽度为(1、5~2、1n0)d=(1、5~2、0)*25mm=33mm~42mm,结合带轮结构L=37n1带轮带轮轮毂的宽度L=42mm,轴段①的长度略小于毂孔宽度,取L=40mm带轮1(3)密封圈与轴段②在确定轴段②的轴径时,应考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸。带轮用1mm21——1997,则d=30mm2(4)轴承与轴段③及轴段⑦考虑齿轮有轴向力存在,选用角接触球轴承。轴段③上安装轴承,其直径应符合轴承内径系列。现暂取轴承7207,由表11-9得轴承内径d=35mm,外径带式运输机传动装置的课程设计aD=65mm,在轴上力作用点与外圈大端面的距离a=15.7mm,故取轴段③的直a3径d=35mm。轴承采用脂润滑,需要用档油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座。3为补偿箱体的铸造误差与安装档油环,轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取△,档油环的档油凸缘内侧面凸出箱体内壁1~2mm,档油环轴孔宽度初定m131通常一根轴上的两个轴承应取相同的型号,则d=35mm,7L=B+B=17+15=32mm71(5)齿轮的轴段⑤该段上安装齿轮,为便于齿轮的安装,d应略大于d,可初定d=42mm,则535面尺寸为b*h=12*8mm,轮毂键槽深度为t=3.3mm,由1于d与d较为接近,故该轴设计成齿轮轴,则有d=d,L=b=60mmf145f151(6)轴段④与轴段⑥的设计该轴段直径可取略大于轴承定位轴肩的直径,则d=d=48mm,齿轮右46端面距箱体内壁距离为,则轴段⑥的长度16114x111(7)轴段②的长度该轴段的长度除与轴上的零件有关外,还与轴承座宽度及轴承端盖等零件2a+a=(100+150)=250mm<400mm,取轴承旁连接螺栓为M16,则c=24mm,1212箱体凸缘连接螺栓为M12,地脚螺栓为d=M20,则有轴承端盖连接螺钉为0、4d=0、4*20mm=8mm,由[3]表8-30得轴承端盖凸缘厚度取为B=10mm;取端dmm11d=30mm2带式运输机传动装置的课程设计盖与轴承座间的调整垫片厚度为=2mm;端盖连接螺钉查[3]表8-29采用螺钉tGB/T5781M8*25;为方便不拆卸带轮的条件下,可以装拆轴承端盖连接螺钉,取带轮凸缘端面距轴承端盖表面距离K=28mm,带轮采用腹板式,螺钉的拆装空间BLL=L+B+k++带轮带轮B=2dt2则()mm()mm2(8)轴上力作用点的间距轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离a=17mm,则由[3]图11-9可3得轴的支点及受力点间的距离为12232L60l=L+L+5a=(32+107+15.7)mm=153.3mm234232llLLa+17+3215.7)mm=83.3mm326732带轮与轴段①间采用A型普通平键连接,查[3]表8-31得其型号为键d=35mm3L=32mm3d=35mm7L=32mm7齿轮轴d=d5f1L=60mm5d=d=38mm46L=7mm6L118mm4带式运输机传动装置的课程设计L72.5mm2123(3)画轴的受力简图轴的受力简图如图所示(4)计算轴承支承反力在水平面上为Q(l+l+l)FlFd1R=123r13a1R=1Xl+l32=X1Hr1式中的负号表示与图中所画力的方向相反在垂直平面上为Fl1816.2*83.3R=t13=N=639.43N3带式运输机传动装置的课程设计22x2z(3)画弯矩图弯矩图如图所示max2x3d25M=M'F1=-66173、52N*mm-258、5*N*mmaxaxa122bx1在垂直平面上为NmmaaxazaaxazbbXbZ1Nmm出与其对应的[]=60N/mm2,取B1b2z带式运输机传动装置的课程设计vbbM92121.83带轮处键连接的挤压应力为 (=1=MPa=34.4MPa1取键、轴及带轮的材料都为钢,由表8-33查得[(]=125~150MPa,(<[(],强度足够ppp0S=0、4R=0、4×1136、8N=454、72N1S=0、4R=0、4×1419、8N=567、92N22A469、2N,各轴向力分别为FS+A=826、42Na12(2)计算当量动载荷由F/C=826、42/20000=0、041,查[3]表11-9得a10a11P=XR+YF=0、44×1136、8N+1、36×826、472N=1624Na20a1212M'=M=M=M=M=aaM=bN*mm1带式运输机传动装置的课程设计=XR+YF=0、44×1419、8N+1、4×567、92N=1419、8N121TP5106(fC3106(1305003Lh1=60n|fTP|h1PL＞L,故轴承寿命足够hh10、低速轴的设计与计算33d1mm,齿轮宽度b=86mm44因传递功率不大,并对重量及结构尺寸无特殊要求,故查[3]表8-26选用常用n轴与联轴器连接,有一个键槽,轴径应增大3%~5%,轴端最细处直径d＞35、1轴的结构构想如图所示带式运输机传动装置的课程设计(1)轴承部件的结构设计该减速器发热小,故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序,从最小轴径处开始设计(2)联轴器及轴段①轴段①上安装联轴器,此段设计应与联轴器的选择同步进行为了补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离震动,选用弹性柱销联轴器。查[3]表8-37,取K=1、5,则计算转距ACA3m轴器毂孔直径为42mm,轴孔长度84mm,J型轴孔,A型键,联轴器主动端代号为LX342×84GB/T5014-2003,相应的轴段①的直径1毂孔宽度,取L=82mm1在确定轴段②的轴径时,应考虑联轴器的轴向固(3)密封圈与轴段在确定轴段②的轴径时,应考虑联轴器的轴向固定及轴承密封圈的尺寸。联轴器用周肩定位,轴肩高度h=(0、07~0、1)d=(0、1min07~0、1)×42mm=2、94~4.2mm。轴段②的轴径d=d+2×h=47、88~50.4mm,21d＞46、09~46、98最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于3m/s,可选用毡圈油封,查[3]表8-27,选毡圈50JB/ZQ4606-1997,则d=50mm2(4)轴承与轴段③及轴段⑥的设计轴段③与⑥上安装轴承,其直径应既便于轴承安装,又应符合轴承内径系列。考虑齿轮无轴向力存在,选用深沟球度B=21mm,内圈定位轴肩直径d=64mm,外圈定位直径D=91mm,对轴的力作aa带式运输机传动装置的课程设计a=27.5mm,故d=55mm。故L=B=21mm333通常一根轴上的两个轴承取相同的型号,故d=55mm6(5)齿轮与轴段⑤该段上安装齿轮4,为了便于齿轮的安装,d应略大于5d,可初定d=58mm,齿轮4轮毂的宽度范围为(1、2~1、5),d=69、6~87mm,655小于齿轮宽度b=86mm,取其轮毂宽度等于齿轮宽度,其右端采用轴肩定位,左4端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面,轴段⑤的长度应比轮毂略短,故取L=84mm。5(6)轴段④该轴段为齿轮提供定位与固定作用,定位轴肩的高度为h=(0、07~0、01)d=4、06~5.8mm,取h=5mm,则d=68mm,齿轮左端面距箱体54内壁距离为=+(b－b)/2=10mm+(95-86)/2mm=14.5mm,则该轴段④的长4134bmmmm4x44(7)轴段②与轴段⑥的长度轴段②的长度除与轴上的零件有关外,还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承端盖连接螺栓GB/T5781M8×25,其安装圆周大于联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离为K=10mm。则有2L=L++B+K—B－=(58+2+10+10－21－12)mm=47mm2td264圆整取L=50mm6(8)轴上力作用点的间距轴承反力的作用点与轴承外圈大端面的距离3b86l=L+L+4－a=49.5mm+84mm－mm－27.5mm=63mm165232b86l=L+L+4—a=36mm+76.5mm+mm—27.5mm=128mm2342