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中州大学工程技术学院机电一体化ZhejiangOceanUniversity机械课程设计说明书带式运输机传动装置设计班级学号姓名天基工作室指导老师目录
1、设计任务…………………………………………………………
32、传动方案的分析和拟定……………………………………………
33、电动机的选择…………………………………………………
44、传动零件的设计计算……………………………………………………
55、减速器箱体设计……………………………………………………
96、轴的结构设计…………………………………
117、轴承的校核……………………………………………
178、键的校核………………………………………
199、轴承的润滑及密封……………………………………………
2110、小结…………………………………………21第一节设计任务运输机工作原理电动机的传动力通过减速器带动滚筒转动其执行机构如下原始数据1)运输带工作拉力F=6KN;2)运输带工作速度V=
1.3m/s;3)滚筒直径D=400mm;4)滚动效率=
0.95;5)工作情况两班制,连续单向转动,载荷较平稳;6)工作环境室内,灰尘较大,环境最高温度35°C;7)使用折旧期8年,4年大修一次;8)制造条件及生产批量一般机械厂制造,小批量生产第二节传动方案的分析和拟定方案一传动方案简图如下该方案优点传动效率高,结构紧凑,传动比较平稳,适合单向连续传动,对工作的环境适应性强缺点制造及安装精度要求高,价格较贵方案二传动方案简图如下第三节电动机的选择
(1)电动机的功率P0===
0.84其中=
0.98=
0.99=
0.98=
0.95=
0.95分别为二级减速器,滚筒,弹性联轴器,刚性联轴器,圆锥滚子轴承的传动效率以上数据均有
[1]表1-15查得2电动机的选择根据及其工作环境,查
[1]表F1-2选用型号电动机,主要参数如下电动机型号额定功率KW满载转速r/min起动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩质量Kg同步转速1000r/min
109701.
41.8148评析此型号电动机,额定功率略高于工作功率,不会造成过载或空载,可延长电动机使用寿命此型号为“封闭”型适于灰尘多等恶劣环境下工作
(3)联轴器的选择电动机到减速箱之间的联轴器,由于转速较快选用弹性联轴器=
1.8KN/
1.5=1200KN查
[1]得选用弹性柱销联轴器,型号为主要参数公称扭矩,=1250,许用转速为2800r/min,转动惯量为
3.4Kg/,质量m=22Kg减速箱到滚筒之间的联轴器,由于此处转速不大,故选用凸缘联轴器,型号为主要参数公称扭矩=100Nm,许用转速r/min
(4)齿轮传动比确定=970/
62.1=
15.62根据经验对于圆锥---圆柱齿轮,可取圆锥齿轮传动比=
0.25,并尽量使,最大允许到4,以使圆锥齿轮直径较小,
(5)传动装置的运动和动力参数的计算1)各轴输入功率==,==
9.10*
0.99*
0.98=
8.83KW==
8.83*
0.99*
0.98=
8.57KW2)各轴转速==970r/min==970/
3.91=248r/min==248/
3.99=62r/min3)各轴输入转矩电动机输出转矩=9550=9550*
9.29/970=
91.46Nm轴1=
91.46*1*
0.98=
89.63Nm轴2===
89.63*4*
0.98*
0.99=
347.84Nm轴3==
347.84*4*
0.99*
0.98=
1349.9Nm上面各式中,分别为弹性联轴器,圆锥滚子轴承的传动效率为轴1与轴2间齿轮传动效率,为轴2与轴3的间齿轮传动效率第四节传动零件的设计计算1圆锥齿轮传动设计1)运输机为一般工作,速度不高,选用7级精度2)材料选择由表10---1选择用小齿轮材料为40Gr(调质)硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质)硬度为240HBS.3)选择小齿轮齿数为取4)确定齿轮许用应力因为工作为2班制,连续单向运转,所以查图10—1810—19可得查图10—21d得取失效率为1%,安全系数,弯曲疲劳安全系数所以小齿轮所需传递转矩由表10—2查得按图10—8取由表10—6查得5)计算小齿轮直径及齿数模数直齿圆锥齿轮mm取整m=3所以6)齿轮弯曲强度校验a齿形系数齿轮节锥角当量齿数由表10—5查得b应力修正系数由表10—5查得c齿根弯曲强度效验d圆锥齿轮主要尺寸经过计算,既满足齿面接触疲劳强度,又做到结构紧凑2圆柱齿轮传动设计1选定齿轮类型,精度等级,材料及齿数a由图的传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动b运输机一般选用7级精度c材料选择和锥齿一样,小齿轮材料为40Cr(调质)硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢,硬度为240HBSd选小齿轮齿数2)齿面接触强度设计a试选载荷系数b小齿轮传递的转矩c由表10—7选取d由表10—6查得e由图10—21d查得fg由图10—19查得h计算接触疲劳许用应力取失效率为1%S=1即计算圆周速度计算齿宽b所以计算载荷系数根据V7级精度又图10—8查得直齿轮,假设由表查得由表10—2查得使用系数由表10—4查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时由查10—13图得所以按实验的载荷系数校正所算得的分度圆直径计算模数m3)按齿根弯曲强度设计a确定公式内的各计算值b由图10—20c查得小齿轮的弯曲强度疲劳极限大齿轮的弯曲疲劳极限c由图10—8查得弯曲疲劳寿命系数d计算许用应力取弯曲疲劳安全系数S=
1.4e计算Kf查取齿型系数由表10—5查得g查取应力校正系数由表10—5查得h计算大小齿轮的并加以比较对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根计算的模数,由于m的大小取决于弯曲强度所决定承载能力可取m=3验算合适第五节减速器箱体设计本方案采用圆锥齿—圆柱齿轮传动,故中心距a取圆柱齿轮传动中心距,a=228mm机体结构尺寸如下(由
[3]表3得)机座壁厚=
0.025a+3=
8.7故取=9mm机盖壁厚=
0.02a+3=
7.58故取=8mm机座凸缘厚度b=
1.5=
1.58=
13.5mm机盖凸缘厚度=
1.5=12mm机座底凸缘厚度=
2.5=
22.5mm地脚螺钉直径=
0.036a+12=
20.208mm取=20地脚螺钉数目a250故取n=4轴承旁联接螺栓直径=
0.75=15mm取=16mm机盖与机座联接螺栓直径=
0.5=10mm联接螺栓的间距取=180mm轴承端盖螺钉直径=
0.5=10mm窥视孔盖螺钉直径=
0.4=8mm定位销直径d=
0.8=8mm至外机壁距离=22mm至外机壁距离=18mm至外机壁距离=26mm至凸缘边缘距离=16mm至凸缘边缘距离=24mm轴承旁凸台半径==14mm凸台高度h=50mm便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面距离大齿轮顶与内机壁距离=
10.8mm
1.2大齿轮端面与内机壁距离=9mm机盖厚=
0.85=
6.8mm机座肋厚m=
0.85=
7.65mm轴承端盖外径=D为轴承外径轴承端盖凸缘厚度t==9~
10.8mm取10mm轴承联接螺栓距离=由表及以前零件设计尺寸得a=10mm,L=65mm,B=65mm,S=9mm,l=230mm,=8mm第六节轴的结构设计第一根轴的设计1对轴1选用45号钢
(1)初步设计轴径其中p=
9.1KW为该轴传递功率,n=970r/min为该轴转速查表15-3A=112为该轴许用切应力所确定的系数所以,=
23.6mm根据=
23.6mm可确定联轴器的型号,联轴器的转矩取查机械零件设计手册,按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件,采用弹性套柱销联轴器TL6型,半联轴器的孔径,长度L=82联轴器与轴的配合长度,取2轴的结构设计
(1)拟订轴上零件的装配方案
(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段长度
①为了满足轴向定位的要求,在处左边设一轴肩,取=37mm,右端用轴端挡圈挡住,按轴端直径取挡圈直径40mm,为保证轴端挡圈只压在半联轴器上,故Ⅰ-Ⅱ段长度比少短些,现取
②初选轴承为滚动轴承,根据选取轴承30308,基本尺寸为故,则取,
③由于轮毂宽度为52mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段长度略短轮毂,所以4轴承盖的总宽度取为30mm,轴承距离箱体内壁为8mm,齿轮距离箱体内壁a=16mm根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑剂的要求,取3轴上零件的周向定位齿轮和半联轴器都采用平键联接按由手册查得平键截面,齿轮轮毂与轴的配合为,同理半联轴器与轴联接键截面同上,与轴配合为4轴的校核载荷水平面垂直面支反力FFFF弯矩MM=
57158.4Nmm总弯矩M=扭矩T轴1弯矩图第二根轴的设计1确定轴上有关数据2作用在轴上的力小齿轮的分度圆直径为,大齿轮分度圆直径为3初步确定轴的最小径,轴Ⅱ材料为45钢,经调质处理取显然此处为轴的最小径,即此处轴与轴承的内径相同4轴的轴向结构设计
(1)为了满足轴向定位的要求,在轴Ⅰ-Ⅱ处右边设一轴肩,取,左右两端用轴承端盖封闭
(2)初选轴承为滚动轴承,根据,选取型号32009,基本尺寸为,取,齿轮和轴承之间用轴环确定距离,轴的Ⅰ—Ⅱ左端采用轴肩结构,取h=5mm,故,由此可知取
(3)由于右边的锥齿轮毂宽度为
62.4mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段长度略短轮毂宽度,故取,同理,柱齿轮毂为95,取5轴的周向结构设计齿轮和轴采用平键联接,按由手册查得平键为选择齿轮轮毂与轴的配合为,按,得平键尺寸为,齿轮轮毂与轴的配合为5轴的校核轴2载荷水平面垂直面支反力FFFF弯矩Mh总弯矩M1=扭矩T弯矩图第三根轴的设计1确定输出轴上的功率,,2作用在轴上的力已知低速级齿轮的分度圆直径为3初步确定轴的最小直径为,显然此处为轴的最小直径为使得出轴与联轴器的孔径相同,需要确定联轴器的型号联轴器的转矩,取采用弹性块联轴器HL5型,半联轴器孔径,长度142mm,联轴器与轴的配合长度为,取4轴向结构设计
(1)为了满足轴向定位要求,在轴Ⅰ—Ⅱ处左边设一轴肩,取,右端用轴承挡圈挡住,按轴承直径取挡圈直径66mm,为保证轴承挡圈只压在联轴器上,故Ⅰ—Ⅱ段长度比少短些,现取
(2)初选轴承为滚动轴承30313,根据,在轴承中选取0基本游隙组,尺寸为,故取,而,其右端采用轴肩进行定位,取h=6mm故
(3)由于轮毂宽等于80mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段长度略短轮毂宽度,故取左端采用轴键定位,轴肩高度,则h=6mm所以油环处直径
(4)轴承盖的总宽度为20mm轴承距离箱体内壁为12mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加添加剂的要求,取端盖的外端与联轴器左端的距离为故
(5)取齿轮距箱体内壁的距离a=16mm锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离c=20mm,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距离箱体内壁一段距离S,取S=8mm已知滚动轴承宽度T=36mm大锥齿轮轮毂宽长为50,则5轴上零件的周向定位根据查得键截面为,齿轮轮毂与轴配合为,同样半联轴器与周的联接所用平键尺寸为,半联轴器与轴的配合为6轴的校核轴2载荷水平面垂直面支反力FFFF弯矩Mh总弯矩M1=扭矩T弯弯矩图第七节轴承的校核由于中间轴有两个齿轮,所受动载荷比较大,所以这里只需要校核中间轴二轴承的寿命
(一)两轴承所受径向载荷由上,轴强度的计算知
1.轴垂直面支反力
2.轴水平面支反力
3.两轴承所受的径向载荷即合成后的支反力
(二)计算轴承所受的轴向载荷
1.计算内部轴向力轴承型号32009,为圆锥滚子轴承,由标准查得性能参数为由表21-11,圆锥滚子轴承的内部轴向力,则
2.计算轴承所受的轴向载荷轴上个轴向力的方向由式(21-8),(21-9)可列出取两者中较大者取两者中较大者
(三)计算当量动载荷由式(21-5),由表21-8取冲击载荷因数系数X,Y与判断因子e有关,由手册中查的32009轴承,轴承Ⅰ故则轴承Ⅱ故则四寿命计算因且两轴承型号相同,故只按Ⅰ轴承计算寿命即可取由式(21-7)有寿命高于43800,故满足寿命要求
(五)静强度计算
1.计算轴承静载荷由式(21-13),当量静载荷由表21-13,32009型圆锥滚子轴承故
2.验算静强度因且两轴承型号相同,故只按Ⅰ轴承计算寿命即可取由表21-14,取静强度安全因数由式(21-14)故满足静强度要求第八节键的校核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,输出轴与联轴器之间的键为键5键的类型
1、根据轴的直径选择键根据条件选取的键型号规格如下(参考表2)键1圆头普通平键(A型)b=10mmh=8mmL=28mm键2圆头普通平键(A型)b=10mmh=8mmL=28mm键3圆头普通平键(A型)b=12mmh=8mmL=40mm键4圆头普通平键(A型)b=16mmh=10mmL=56mm键5圆头普通平键(A型)b=16mmh=10mmL=70mm键6圆头普通平键(A型)b=20mmh=12mmL=63mm
2、校核键的承载能力因为键1受到的转距T1=
89.63N·m键2受到的转距T2=
89.63N·m键3受到的转距T2=
347.84N·m键4受到的转距T4=
347.84N·m键5受到的转距T5=
1349.9N·m键6受到的转距T5=
1349.9N·m键的材料为钢,轻微冲击,[]为100~120Mp,取[]=110Mp键的校核公式(k=
0.5hl=L-bd为轴的直径)所以校核第一个键≤[]校核第二个键≤[]校核第三个键≤[]校核第四个键≤[]校核第五个键≤[]校核第六个键≤[]第九节轴承的润滑及密封根据轴颈的圆周速度轴承可以用润滑脂和润滑油润滑由于齿轮的转速根据以知是大于2m/s所以润滑可以靠机体的飞溅直接润滑轴承或引导飞溅在机体内壁上的油经机体泊分面上的油狗流到轴承进行润滑,这时必须在端盖上开槽如果用润滑脂润滑轴承时,应在轴承旁加挡油板以防止润滑脂流失并且在输入轴和输出轴的外伸处,都必须密封以防止润滑油外漏以及灰尘水汽及其它杂质进入机体内密封形式很多,密封效果和密封形式有关,通常用橡胶密封效果较好,一般圆周速度在5m/s以下选用半粗羊毛毡封油圈小结本次设计是慢动卷扬机传动装置的设计,设计过程中出现了许多的问题,但是在老师的指导下都得以解决由于本人水平有限在设计中难免出现许多的错误,希望得到老师的指点及更正,使我能了解自己的不足并能够加以改正,从而在实践中获得经验稳固自己的理论知识,并进一步的强化所学内容最后非常感谢在设计过程中给我帮助的老师和同学。