带式运输机传动装置设计-毕业设计论文正稿

WORD完美格式毕业设计(论文)题目带式输送机传动装置设计WORD完美格式 31.1选题依据及意义 31.2研究内容 3 42.1传动方案分析 42.2电动机的选择 52.3传动比的分配 62.4传动装置的运动和动力参数计算 6 83.1带传动设计 83.2齿轮传动设计 93.2.1高速级齿轮的传动设计 3.2.2低速级齿轮的传动设计 24..整理分享..WORD完美格式 第五章箱体的设计 第六章润滑及密封的设计 第七章设计总结 35第八章装配图及零件图 36参考文献 致谢 ..整理分享..WORD完美格式摘要在现代化的企业中，有大量的原料半成品和成品(如，矿石、水泥等)需要运输机械的形式有很多，通常根据有无扰性牵引件(比如，链、绳、带等)等分为；(1)具有扰性牵引件的运输机；如带式运输机、板式运输机、刮式运输机、工作可靠、操作简便、耗能少等重要优点；缺点是允许的倾角小(一般小于30度),带条磨损较快等。其传动装置是其主要部分，它的设计和选型对带式运输机起着WORD完美格式Abstractfinishedproduct(e.g.,ore,cemenpackingorstackingthelargegoodsoutsiTherearemanyformsoftransportmachinerywnormallyaccordingtosexualtractionpieces(forexample,chainoperation,simpleoperation,lowenergy-consumin30degree),takethewearfaster,etc.第一章绪论机电一体化技术与装备的关键设备。特别是近10年，长距离、大运量、高速度我们独立解决工程实际问题的能力通过这次毕业设计师对所学基本理论和专业1.2研究内容第二章传动装置的总体设计2.1传动方案分析WORD完美格式1、传动系统的作用：介于机械中原动机与工作机之间,主要将原动机的运动和动力传给工作机，该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。2.2电动机的选择(一)选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构电压380V。(二)选择电动机的容量①工作机有效功率②各零件传动效率值从电动机到工作机输送带间的总功率为联轴器(弹性)η=0.99,轴承η₂=0.99,齿轮η₃=0.97,滚筒η₄=0.96故：p=η²·η·η²·η₄=0.99²×0.99⁴×0.97²×0.96=0.8504③电动机的输出功率电动机所需工作功率为(三)确定电动机转速工作机卷筒轴的转速二级圆柱齿轮减速器传动比合理范围i江=8～40,所以电动机的可选范围为n=n·i=117.53×(8～40)r/min=94024~47012r/min。(四)选择电动机根据电动机类型、容量和转速，查得选定电动机型号为Y90L-4。电动机型号额定功率满载转速启动转矩额定转矩错误!未找到Y90L-4中心底脚螺建联接部分2.3传动比的分配(一)总传动比is为(二)分配传动比考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取ii=1.3in,故 2.4传动装置的运动和动力参数计算轴(减速器低速轴)Ⅲ轴(滚筒轴)I轴P₂=Pn7=6.93×0.99×0.97=6.6③各轴转矩轴名参数O轴(电动机)1轴ⅢI轴(滚筒)转速(r/min)输入功率(kw)输入转矩(N.m传动比31效率η第三章传动件的设计计算3.1带传动设计1、选择V带型号：由表11-7查得KA=1.1,PC=KA·pd=1.1×4.46=4.906kw根据PC=4.906kw,nm=960r/min,由图11-8可选取普通B型的。WORD完美格式2、确定带轮基准直径，并验算带速V:由图11-8可知，小带轮基准直径的推进值为112～140由表11-8,则取dd1=125mm由表11-8取dd2=500mm,实际传动比i为：i=dd2/dd1=500/125=4v值在5～25m/s范围内，带速合格。3、确定带长Ld和中心距a:由(11-15)式得：0.7(dd1+dd2)≤aO≤2(dd1+dd2)437.5mm≤a0≤1250mm初选中心距：aO=550mm由(11-16)式得：LO=2aO+兀(dd1+dd2)/2+(dd2由表11-2取Ld=2240mm由式(11-17)得实际中心距为：a~a0+(Ld-L0)/2=597.415mm4、验算小带轮的包角a1,由式(11-18)得：a1=1800-57.30×(dd2-dd1)/a=144.040>1200(满足要求)查表11-4,由线性插值法可得：p=1.64+[(1.93-1.64)/(1200-950)](960-950)=1.65kw查表11-5,由线性插值法可得△p=0.25+[(0.3-0.25)/(980-800)](960-800)=0.294kw查表11-6,由线性插值法可得：ka=0.89+[(0.92-0.89)/(150-140)](144.04-140)=0.902查表11-2,可得kL=1.00由式(11-19)得V带根数z为：6、计算单根V带预紧力F0:=237.15KN7、计算V带对轴的压力Q:由式(11-21)得V带对轴的压力Q为：Q=2zF0sin(a1/2)=2×3×237.15sin(144.040/2)=1232.23N8、V带轮的结构设计，并绘制V带轮的零件工作图3.2齿轮传动设计对于齿轮传动的设计计算主要有以下工作：选择齿轮材料及精度等级、按齿面WORD完美格式计算齿轮传动的中心矩a。1、选择材料和热处理方法，并确定材料的许用接触应力根据工作条件，一般用途的减速器可采用闭式软齿面传动。查表5-6得小齿轮45钢调制处理齿面硬度HBS₁=230大齿轮45钢正火处理齿面硬度HBS2=190两齿轮齿面硬度差为40HBS,符合软齿面传动的设计要求2、确定材料许用接触应力查表5-11得，两实验齿轮材料接触疲劳强度极限应力为：δδhlim₁=480+0.93(HBS₁-135)=480+0.93(230-135)=568.4Mpaδhlim2=480+0.93(HBS₂-135)=480+0.93(190-135)=53由表5-12按一般重要性考虑，取接触疲劳强度的最小安全系数：Shlim1=1.0两齿轮材料的许用接触应力分别为3、根据设计准则，按齿面接触疲劳强度进行设计查表5-8,取载荷系数K=1.2=76.34mm齿数由于采用闭式软齿面传动，小齿轮齿数的推荐值是20～40,取Z₁=27模数m=d1/Z1=2.83mm由表5-2,将m转换为标准模数，取m=3mm中心距a=m(Z1+Z2)/2=1齿宽b₂=4ad₁=1×76.34=76.34mm,取整b₂=76mm由校核公式(5-35)查表5-10,两齿轮的齿形系数，应力校正系数分别是(YF2,YS₂由线性插值求出)Z₁=27时YF1=2.57Yst=1.60Z₂=81时YF2=2.218Ysz=1.77查表5-11,两实验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为查表5-12,弯曲疲劳强度的最小安全系数为SFlm=1.0将上述参数分别代入校核公式(5-35),可得两齿轮的齿根弯曲疲劳应力分别为所以两齿轮的齿根弯曲疲劳强度均足够。6、齿轮其他尺寸计算分度圆直径di=mZ₁=3×27=81mmd₂=mZ₂=3×81=243mm齿顶圆直径dau=d1+2ha=81+2×3=87mm齿根圆直径dri=d1-2hf=81-2×1.25=77.25mmdrz=dz-2hr=243-2×1.25=239.25mma=m(Z1+Z2)/2=162mm7、选择齿轮精度等级齿轮圆周速度查表5-7,选齿轮精度等级：第Ⅱ公差组为9级，由“齿轮传动公差”查得小齿轮9-9-8GJGB10095-88大齿轮9-9-8HKGB10095-883.2.1高速级齿轮的传动设计料可选用中碳钢，调质处理。参照参考资料[1]中表6-2可得，小齿轮齿面硬度为230-240HBS,大齿轮齿面硬度为190-200HBS,且大小齿轮都采用斜齿圆柱齿轮闭式软齿面传动，选用8级精度。(1)因为启动载荷为名义载荷的1.5倍，故初取齿轮载荷系数K,=1.5。(2)T=8036325N·mm。(3)由参考文献[1]P133 (7)Z=√cosβ=0.99。(8)齿数比u=i=3.93。N₁=60njL₁=60×1400×1×1×8×300×5=1.01×10Zv₂=1.1;修正d:则：K=K₄K,KgKa=1.0×1.16×1.09×1.2=1.52。1.5-2mm,取m=1.5mmo齿轮主要几何尺寸：中心距：圆整为91mm≤120mm修正螺旋角：大齿轮分度圆直径：b=P,d₁=1.0×36.71=36.7lmm,取B₂=38mm,B₁=43mm。④校核齿根弯曲疲劳强度式中各参数为：(1)因为启动载荷为名义载荷的1.5倍，故初取齿轮载荷系数K,=1.5。(2)T=8036325N·mm。(4)模数m=1.5。N₁=1.01×10;N₂=2.57×10料可选用中碳钢，调质处理。参照参考资料[1]中表6-2可得，小齿轮齿面硬度为230-240HBS,大齿轮齿面硬度为190-200HBS,且大小齿轮都采用斜齿圆柱齿轮闭式软齿面传动。选用8级精度。②选取齿轮齿数和螺旋角闭式软齿面齿轮传动，初选z₃=28,则Z₄=in×Z₃=3.03×28=84.84,取③按齿面接触疲劳强度设计对闭式软齿面齿轮传动,承载能力一般取决于齿面接触强度，故按接触强度计算，校核齿根弯曲疲劳强度。式中各参数为：(1)因为启动载荷为名义载荷的1.5倍，故初取齿轮载荷系数K,=1.5。(2)Tir=2.64×10⁴N·mm。(3)由参考文献[1]P133表6-6,因为所设计的减速器为不对称布置，故业，的取值范围应在0.6～1.2,为方便计算，选取齿宽系数平=1.0。(8)齿数比u=i₁=3.03。300天计N₃=60njL₁=60×35623×1×1×8×300×5=2.56×10又因为在选择许用接触的时候，应该选取其中较小的一个，即较大):表6-3查得使用系数K=1.0;中心距圆整为87mm≤140mm修正螺旋角b=4,d₃=1.0×43.12=43.12mm,(3)齿宽b=43.12。(5)小齿轮分度圆直径：d₃=43.12mm。WORD完美格式齿轮当量齿数：由《机械原理》可得公式之前算得，小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为：N₃=2.56×10°;N₄=8.46×10⁷,在ML线(适当延长)查得σm=340MPa;同理，在图6-22b上，查得σpim=310MPa;取Srlim=1.25;⑤齿轮精度设计(大齿轮)F,=70μm,F₄=25μm,F₈=29μm查齿轮公差表，齿轮径向跳动公差F,=56μm查参考文献[1]P151表6-9,径向进刀公差：b,=1.26IT9=1.26×130=1638μm。高速级低速级齿数z中心距a法面模数m,螺旋角β13°3'32”法面压力角α,20°20°端面压力角a,20.36°20.48°齿宽b齿根高系数标准值11齿顶系数标准值c当量齿数z、分度圆直径d第四章轴系零部件设计4.1轴的设计与校核轴的设计1、选取材料和热处理方法，并确定轴材料的许用应力：查表15-5得[ob]-1=55Mpa2、估算轴的最小直径由表15-2查得A=110,根据公式(15-1)得：考虑轴端有一键槽，将上述轴径增大5%,即42.295×1.05=44.40mm。该轴的外端安装联轴器，为了补偿轴的偏差，选用弹性柱销联轴器。查手册表选用柱销联轴器，其型号为为HL3,最小直径d1=45mm根据设计要求，普通用途，中小功率，单向运转，选用45钢正火处理。查根据公式(15-1)得考虑轴端有一键槽，将上述轴径增大5%,即26.2×1.05=27.51mm。该轴的外1)确定轴上零件的布置方案和固定方式2)参考一般减速器机构3)确定轴的各端直径按工艺和强度要求把轴制成阶梯形，取穿过轴承盖周段的轴径为d2=d1+2h=d1+2×0.07d1=34.2mm,由于该处安装垫圈，故取标准直径d2=36mm考虑到轴承的内孔标准。取d3=d7=45mm(两轴承类型相同)。初选深沟球轴承型号为6209。直径为d4的轴段为轴头，取d₄=54mm根据轴承安装直径，查手册得d6=47mm。4、确定各轴的长度：L4=84mm(轮毂宽度为B2=82mm。L4比B2长1~3mm)L1=58mm(HL3弹性注销联轴器J型轴孔长度为B1=60mmL1比B1短1~3mm)L7=20mm(轴承的宽度B3为19mm,加1mm的挡油环)两轴承的跨距L=Bʒ+2L₂+2△2+B₂=22+2×(5~10)+2×(10~15)+56=135mm根据总合成弯矩图、扭矩图和轴的结构草图的判断a、b截面是否为为危险截面，下面分别进行校核考虑键槽后，由于da=23.96×1.05=25.158mm<d1=32mm,故a截面Meb=M合=107767N·mm考虑键槽后，由于db=26.96×1.05=28.3mm<d4=47.5mm,故b截面安全。因为危险截面a、b均安全，所以原结构设计方案符合要求。4.2滚动轴承的选择及校核(a)滚动轴承的选择WORD完美格式选用6209型深沟球轴承,其内径d为45mm,外径D为85mm,宽度B为19mmCr=24.5kN初先两轴承为6209型深沟球轴承根据手册P265(11-12)得轴承内部轴向力(2)因为；FS1+Fa=FS2Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=315.1NFA2=FS2=315.1NFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根据手册P263表(11-8)得e=0.68FA1/FR1<ex1=1FA2/FR2<ex2=1根据手册P263表(11-9)取fP=1.5WORD完美格式P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N根据手册得7206AC型的Cr=23000NLH=16670/n(ftCr/P)ε=1047500h>48720h所以预期寿命足够选6213型深沟球轴承，其内径d为65mm,外径D=120mm,宽度B为23mmCr=44.0kNFa=0FR=FAZ=903.35N试选6213型深沟球轴承根据手册P265表(11-12)得FS=0.063FR,则FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=569.1NFA1/FR1=569.1/903.35=0.63FA2/FR2=569.1/930.35=0.63根据手册P263表(11-8)得：e=0.68y1=0y2=0(4)计算当量动载荷P1、P2根据表(11-9)取fP=1.5根据式(11-6)得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×903.35)=1355NP2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×903.35)=1355N(5)计算轴承寿命LH根据手册P717207AC型轴承Cr=30500N根据手册P264表(11-10)得：ft=1根据手册P264(11-10c)式得Lh=16670/n(ftCr/P)ε=2488378.6h>48720hC,=26.8KN,C=20.5KN,F=.068F,,取e=0.68F₂=.068F₂=349.14NF₂=F₂=349.14N,F=1046.33NP=f,(XF,+YF)=1.1×(0.41×1707.14+0.87×1046.33)=1771.26NP₂=f,(XF₂+YF₂)=1.1×(0.41×581.9+0.87×349.14)=596.56N4.3键的选择与校核查表4-1(机械设计基础课程设计)键1:圆头普通平键(A型)b=8mmh=7mmL=28mm键2:圆头普通平键(A型)b=14mmh=9mmL=45mm键3:圆头普通平键(A型)b=14mmh=9mmL=63mm键4:圆头普通平键(A型)b=20mmh=12mmL=56mm键5:圆头普通平键(A型)b=16mmh=10mmL=40mm2、螺栓、螺母、螺钉的选择设定输入轴与联轴器之间的键为1,齿轮2与中间轴之间的键为键2,齿轮3与中间轴之间的键为键3,齿轮4与输出轴之间的键为键4,输出轴与链轮之间的键为键5。校核键的承载能力因为：键1受到的转距Ti=34.12N·m键2受到的转距T₂=97.78N·m键3受到的转距T2=97.78N·m键4受到的转距T4=357.58N·m键5受到的转距Ts=357.58N·m键的材料为钢，轻微冲击，[o,]为100~120Mp,取[o,]=110Mp键的校核公式l=L-bd为轴的直径)所以：校核第三个键校核第四个键校核第五个键WORD完美格式4.4联轴器的选择表13-6,选用弹性套柱销联轴器；公称转矩：T=594.40N*m转矩为1000Nm,孔径长度为J型L₁=84mm。第五章箱体的设计1)减速器箱体的结构设计箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计：1.确定箱体的尺寸与形状可取δ=8.5mmc为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，且减速器的受载不大，所以箱体可用灰铸铁制成。2)减速器附件的结构设计(1)检查孔和视孔盖检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间隙，还可(2)放油螺塞放油孔设在箱座底面最低处，其附近留有足够的空间，以便于放容器，箱体(4)通气器(5)起吊装置(6)起盖螺钉为便于起盖，在箱盖凸缘上装设2个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧动此螺钉顶(7)定位销在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销,保证箱体轴承孔的加工精度与装WORD完美格式第六章润滑及密封的设计采用浸油润滑，由于低速级周向速度为1.8m/s,所以浸油高度约为六分之一大