带式运输机传动装置

/重庆交通大学带式运输机传动装置说明书２０13—2０１4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月目录课程设计的目的………………4课程设计的内容………………4课程设计的要求………………5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总结………………28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:培养理论联系实践的设计思想，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；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;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。三、课程设计的要求一、原始数据题号参数Ｄ1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张（０号或１号);2)零件工作图1～3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=式中：、、、、分别为带传动、轴承、单级蜗杆、联轴器和卷筒的传动效率.取=0.96,＝0.98(滚子轴承)，＝0。90(蜗杆，不包括轴承效率），＝0．９9（滑块联轴器)，=０.96,则==0．８0所以==＝3kＷ（３）.确定电动机转速卷筒轴工作转速为n===51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=2～４，单级蜗杆传动比=10～40，则总传动比=2０~160，故电动机转速的可选范围为ｎ=·n=(20~160)×９６＝1920～153６0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种传动方案方案电动机型号额定ｋW电动机转速电动机重量Ｎ同步转速满在转速１Y112M-２４3000２８9045由各因素考虑而选择１号方案。2传动装置的数据处理由前面的传动计算可得传动装置的总传动比==28９0/51=5７。由式=·来分配传动装置的传动比，式中、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=３,则减速器的传动比为==５7/3=19（1).确定各轴转速轴＝=289０/３=９63Ⅱ轴=＝9６3/19＝50。７卷筒轴＝=50。7（2).确定各轴输入功率Ⅰ轴=·＝·=3×０.9６=2.８8kwⅡ轴＝·=··=2.88×0。98×０。９0=2。54kw卷筒轴=·＝··＝２．54×０.98×0.9９＝２。４6kw式中、、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＝9５50=9550×3。9/2890=9．9１N·mⅠ轴=·=··=9．91×3×0.9６＝28．５4Ｎ·ｍⅡ轴=·=···＝28.５４×１9×０。９8×０．90＝４78。29N·ｍ卷筒轴=··=４78。２9×0.9８×0。99=４60。０3N·m轴名效率PKW转距TN·m转速n传动比i效率输入输出输入输出电动机轴3．０3。822８9０３0.98Ⅰ轴2．882。822８.5436．35９6３Ⅱ轴2.54２.４9４78.293２0.6７50．7１9０.98卷筒轴2,。462．44４6０。０331４。2９５０.71．０00.993、带的设计普通ｖ带的计算功率选择带型确定主动齿轮的基准直径确定从动齿轮的基准直径验算带的速度v带的基准长度确定中心距a实际中心距a验算主动轮上的包角确定带的跟数确定预紧力作用在轴上的压力根据《机械设计》查的工作情况系数＝1.2则＝1。2×4=4．8KW根据和n1由《机械设计》选择SPZ=63～10０型窄V带根据《机械设计》选择小带轮基准直径=90mｍ根据公式从动齿轮的基准直径＝i＝3*90=２7０mm根据表选择，取=280mm根据公式带的速度v=π××N1/（６0×１00０）＝π×９０×2890/（60×１0０)＝13.６1９m／s2+（+)+=2×500＋（280+９0)＋=1５8３㎜由表8-2选带的基准长度为1640mｍ根据0．7（+）２（+）0.7（９0+270)2（90+270）2５2720取=500㎜a+＝５00＋2９．5=52９.5㎜==15９.３°〉所以符合要求Z=查《机械设计》表得=0。95查同页表得=0．99由N1=2890r/mｉｎ，＝9０ｍm,i＝３。０查表８-5c和表8—5ｄ得=1.６４kｗ=0．34kw所以Z=4。8/［（１．6４+0。34）*0。95＊０．９9］＝２.5８取z=3根＝查《机械设计》表得ｑ=0。07==115。３2N=2ＺSin=681。４1Ｎ=４.８KＷ选择SPZ=9０mm=270ｍm==13.619m／s=164０mm=500㎜ａ=５29。5mm＝１59.３°Z=3=115。32N=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４5∽55HRC.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齿面接触疲劳强度设计计算相关公式来源于《机械设计》初步计算使用系数动载荷系数齿向载荷系数K∞载荷系数Ｋ弹性影响系数接触系数Zρ基本许用应力[σH］＾应力循环次数N寿命设计计算KHN许用应力载荷［σH］中心距a查《机械设计》得:转速不高选；＝1.0５载荷平稳选K∞=1;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；N=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=60×1×963×1200÷10=690０000根据《机械设计》公式根据《机械设计》公式根据《机械设计》公式=1.15=1。０５Ｋ∞=1Ｋ＝１.7=１６0MPａZρ＝2。9［σH］^=1５８MPａN=6900000KHN=0.59[σH]=2６8MPaa〉275mｍ校核计算:a>2７5mｍ取a=２75ｍm，因i=10,故从《机械设计》表11-2中取模数m=8mm，蜗杆分度圆直径d1=110mm。计算项目计算内容计算结果蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸模数ｍ蜗杆分度圆直径d1蜗杆头数z1蜗杆直径系数q分度圆倒程角γ蜗杆轴向齿距pa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rg根据《机械设计》查表根据《机械设计》查表根据《机械设计》查表根据《机械设计》查表根据《机械设计》查表根据《机械设计》查表得pa=πｍ=３．1４*8根据《机械设计》查表得da1=d1+２ｈa1=80＋2＊1＊8根据《机械设计》查表得df1=ｄ１－hf１=80-2*(８+0。２５)＝90．8mｍ根据《机械设计》表得ｓa=１／2ｍπ=1／2＊3.１4＊8根据《机械设计》查表根据《机械设计》查表根据《机械设计》查表得d2＝mz2=８*20根据《机械设计》查表得da2=ｄ2+2ha2=17６mm根据《机械设计》查表得dｆ2=ｄ2—2ｈf2=1４0.8mm根据《机械设计》第２45页表1１—3得rg2a—1/2ｄａ2M＝8d1=110ｍｍz1=2q=13。7５γ=11°１8′36″pａ＝25.12mｍdａ１=126mmdf１=90。8mmsａ=１２。5６mmz2=20x2=-0。375d２＝160ｍmda2=176ｍmｄf2=１40。8mｍrg2=18７ｍm验算传动比i＝z1/ｚ2=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面粗糙度的确定考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器,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8fGB／Ｔ１0089－19８8。8级精度８f5。轴的设计计算一。输出轴的设计材料选择4５钢已知条件：Ⅱ轴=＝９６３／１０=50。7Ⅱ轴＝·=··＝2。5４kwⅡ轴=·=···=478.92Ｎ·m计算项目计算内容计算结果初步确定轴的最小直径ｄmｉn联轴器的选择按《机械设计》公式dｍｉn=,根据表取=112，ｄmiｎ＝＝41.3mm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,考虑到转矩很小故取KA=1.3则:Tca=ＫAＴ２=1。3×４78290＝６21777N·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／ZQ４３84—1997)》选择WH7型滑块联轴器其公称转矩为9０0００00Ｎ·mm。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=85mmdmｉn=４1.3ｍｍd1=50mｍd1-2=50mm；Ｌ＝122mm２.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；为了满足半联轴器的轴向定位要求，1—2轴段右端需制出一轴肩，故取２—3段的直径d2－3＝48mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径Ｄ=5２mm。半联轴器与轴配合的彀孔长度L1=8５mm,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l１－2=82mｍ。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l７-８＝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30212安装尺寸为d6-7＝６０ｍm.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l4-５=７6ｍm。蜗轮的右端采用轴肩定位，轴肩的高度ｈ>０.０7d，取h=6mm,则轴环处的直径d5—6=76mm。轴环宽度b>1．４h，取ｌ５－6=1２mm。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ｌ2—3=50mｍ取蜗轮距箱体内壁之距离a=16mｍ，考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时应该距离箱体内壁一段距离s，取ｓ＝８mm，则l3-4=T+ｓ+a+(80-76）＝22+8＋１6+4=55mml6-7=a+s—l5—6=16+8—12＝12mmd1-2=5０mm；l1-2＝８2ｍｍ。d2-3=58mｍｌ2—３=8２mｍd3-4＝６0mml3—4=55ｍmd4-5=64ｍml4-5=76ｍmd5—6=７６mｍl５-６=10mmd6-7=６0mｍ.l6－７=12mmd7-８=6０mｍl７-8=23mm3.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位蜗轮，半联轴器的周向定位均采用平键连接。按d４-５查机械设计课程设计手册》第53页表4—1得b×h=１４mm×9mm,键槽铣刀加工，长为63ｍｍ（标准键长），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，半联轴器与轴的联结，选用平键为16ｍm×1０ｍｍ×7０ｍｍ,半联轴器与轴的配合为H7/k6.滚动轴承与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.蜗轮与轴b×h=1４ｍｍ×9ｍｍH7/ｎ6半联轴器与轴1６mｍ×10mm×70ｍmH7／k6４。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角尺寸查《机械设计》第357页表15—２,取轴端倒角为2×４5°,各轴肩的圆角半径见图轴的受力简图5.轴上的载荷计算项目计算内容计算结果作用在蜗轮上的力蜗轮分度圆直径d２圆周力Ｆt径向力Ｆr轴向力Fａ支反力F弯矩M总弯矩M１M2扭矩Td2=160ｍmＦt=2T2/d2=２×47８２9０/160N=５74１NFr=2T1/d1=2×６21777/１1０=7９28ＮＦa=Ft×ｔanβ=５７４1×ｔaｎ1１．8°=1168N水平面FNH1=985NFNＨ2=756N垂直面FNＶ１＝９４８NFNV2=-20N水平面MH=12４047Ｎ·mｍ垂直面MV1=60984N·mｍMV2＝-1640N·mmM１=13８227N·mmM2=124057Ｎ·ｍｍ=４78290N·ｍｍd2=160mmFt=５741ＮＦr=7928NFa=1１68ＮFNＨ1=９85NFNH2=756NＦＮV1＝９48NＦNＶ2=—２0ＮMH=12４0４7N·ｍmＭV１＝6０984N·mmMV2=－1６40N·mmM1＝138２２7N·mｍＭ2=１２4０57N·mm=47８290Ｎ·mm6.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核轴的强度σca进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C)的强度。根据公式(15—5)及轴上的载荷，并取α＝0。6轴的计算应力σca==１4.７5MPaσca=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［σ-１］＝6０MＰａ。因此σcａ<［σ－1］故安全。一．输入轴的设计材料选择45钢已知条件:轴==289０/3=９63Ⅰ轴=·=·＝２。9８kwⅠ轴＝·＝··＝２8.5４N·m计算项目计算内容计算结果初步确定轴的最小直径ｄmiｎ联轴器的选择按《机械设计》dｍin=,根据表，取=１12,ｄｍin==16．1ｍm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１4—1，考虑到转矩很小故取KA=1.３则：Tcａ=ＫAT2=1。3×28５40=37１02Ｎ·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》第10１页表８-９《滑块联轴器(JＢ/ＺQ４384—１99７）》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=23mｍdmin=16.1mmｄ1=18ｍｍd１-2=18mm；L=2３mm２.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；为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩,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l1—2=20mm。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l6—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3０21０安装尺寸为d5-6＝31mm。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l4－５=380mm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l2－3=60mm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距离箱体内壁一段距离s，取s=8ｍm,则l3—4＝T+ｓ+a=23+8＋16=47ｍml6—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d１—２＝18ｍm;l1－2=20mｍ.d2—3=２4ｍml2—3=６０mmd3—4=２5ｍml3-４＝47mmｄ4-５=８0mmｌ1—4=３25ｍmd5-６＝31ｍml５—６=12mmd６—7=25mml6—7=17mm刚度的校核蜗杆轴的弯曲刚度校核计算蜗杆轴的扭转刚度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Ｃ点的饶度最大y=—（Fl2）／（48EＩ)＝＝1θ=0.０1５根据《机械设计》第367页表15-５ｙ＝１<［y]＝（０．02-0.05）ma=0.9４-2。35θ=0.015〈[θ］=0.016所以符合弯曲刚度的要求。根据公式φ=５．3７×10（T／GＩP）G=８.1×１0MPaIP=πd/32=401920０φ=５．37×1０（Ｔ/GＩP)=5。37×10（37100/8.１×10×40１920０)＝0.51φ０．5１(°)／m＝<[φ]=0．５—1(°）/ｍ所以符合扭转刚度的要求.6轴承的校核作用在轴承上的负荷:径向负荷轴承受力计算当量动负荷验算轴承寿命A处的轴承，==63２１.０２ＮB处的轴承，＝=854８.9Ｎ外部轴向力==16１７．06Ｎ轴承内部轴向力=e=0。4×6321。02＝２5２８。4N＝０。４=3419.56N因＋=1６17．０6+2５28．４=４１45.16＞341９．5６N=轴承IＩ被压紧,故==２５2８。４N=+=3５45．46ＮI轴承，／=２528．4/33400＝0.0７57e=0。405/=２528。４/6３21。02＝0．4＜e=１，＝0；载荷系数=１.1当量动载荷=（+)=278１．24NIＩ轴承，／=3５4５。46/33400＝０.１0６e=0．４１／=３5４5.46／85４8。9＝0．41５＞e=0.4４,=1．１当量动载荷=（+）=9207。６Ｎ因<，故只需验算II轴承轴承预期寿命与整机寿命相同为：3×３00×8＝7２0０