0099-帶式運輸機的傳動裝置,運輸機,傳動,裝置 目錄 1. 選擇電動機…………………………………………………………4 2. 分配傳動比…………………………………………………………5 3. 傳動裝置的運動和動力參數的計算………………………………6 4. 蝸桿傳動的設計……………………………………………………7 5. 軸的設計計算………………………………………………………10 6. 鍵的選擇與強度校核………………………………………………20 7. 軸承的選擇與校核…………………………………………………21 8. 聯軸器的選擇………………………………………………………26 9. 減速箱的潤滑與密封………………………………………………27 10. 減速箱的結構尺寸…………………………………………………27 11. 設計總結……………………………………………………………29 12. 參考文獻……………………………………………………………29 課程設計題目：帶式運輸機的傳動裝置 如圖為帶式輸送機傳動簡圖，已知滾筒直徑為200mm，輸送帶速1.1m/s,傳動速度誤差±5%，運輸帶工作壓力為2600N。工作8小時，連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，有粉塵，使用年限10年，3年大修，生產10臺，中等規(guī)模企業(yè)，加工7，8級精度齒輪。 1——電動機 2、5——聯軸器 3——蝸輪 4——蝸桿 6——減速箱 7——卷筒 蝸桿減速器傳動裝置的總體設計 一. 選擇電動機 設計步驟 設計結果 說明 1. 選擇電動機的類型 2. 電動機的容量 3．確定電動機轉速 按照工作要求選擇全封閉自扇冷式鼠籠型三相異步電動機，電壓380Ｖ，Ｙ系列。 電動機所需工作功率： 式中----工作所需功率 ----從電動機到傳送帶之間的傳動總效率 工作機所需要功率為： 式中是工作機所受在牽引力， 是皮帶運動速度 傳動裝置的總效率為：＝ 按表2-3確定各部分效率：聯軸器效率（兩個）＝0.99， 滾動軸承效率（3對）＝0.99 蝸桿傳動效率（4頭）＝0.9 傳動滾筒效率＝0.96 于是 ＝ ＝0.822 則求得電動機所需工作功率： 因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率略大于即可，由Y 系列電動機技術數據，并根據以上所算： 選 滾筒軸轉速： = r/min 通常，蝸桿頭數為4時的傳動比=7~15 于是電動機的轉速可選范圍為： =(7~15)105.10=735.7~1576.5 r/min 符合這一范圍的同步轉速有：750,1000，1500，3000 綜合考慮各方面的因素查表后選擇的電動機為選用同 步轉速1500r/min，滿載轉速的 Y112M-4型電動機。其主要參數: 額定功率P（KW） 同步轉速（r/min） 滿載轉速（r/min） 4 1500 1440 2.2 2.2 工作于有粉塵污染的環(huán)境，作動力用 電動機的相關尺寸： 中心高H 外形尺寸 底角安 裝尺寸 A×B 地腳螺 栓孔直 徑 K 軸 伸 尺 寸 D×E 鍵公稱 尺 寸 F×h 112 400×3.05×265 190×140 12 28×60 8×7 二．分配傳動比 1. 由選定的電動機滿載的轉速和 工作機的轉速可以傳動裝置總傳動比為： 2. 分配傳動裝置各級傳動比 減速器的傳動比為==13.7 因為這是個單級傳動，只有蝸桿傳動，所以不用再分配。 三 、傳動裝置的運動和動力參數的計算 設計步驟 設計結果 說明 電動機軸 輸入軸（蝸桿軸） 輸出軸（蝸輪軸） 滾筒軸 將上述運動和動力參數計算結果整理如下： 軸 名 參數 電 動 機軸 輸入軸（蝸桿軸） 輸 出 軸（蝸 輪 軸） 滾 筒 軸 轉速n(r/min) 1440 1440 105.1 105.1 功率P（kw） 3.48 3.45 3.07 3.01 轉矩T(N.m) 23.08 22.88 279.00 273.50 四．蝸桿傳動的設計 設計步驟 設計結果 說明 1． 選擇蝸桿傳動類型 2． 選擇材料 3． 按齒面接觸疲勞強度求中心距 4． 蝸桿蝸輪的主要參數與幾何尺寸 5． 校核齒根圓彎曲疲勞強度 6． 精度等級公差 和表面粗糙度的確定 7． 熱平衡核算 根據GB/T10085~1988推薦，采用漸開線蝸桿（ZI）傳動 根據庫存材料的情況，同時考慮到蝸桿傳動傳遞的功 率不大，速度中等，故蝸桿用45鋼，希望效率高些，耐磨 性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為45～55HRC； 蝸輪選鑄錫磷青銅砂模鑄造，為了節(jié)約貴重有 色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯可用灰鑄鐵HT100制 造。 根據閉式蝸桿傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度設計求中心距： 1) 已知作用在蝸輪上轉距T2=279000N.mm 2) 確定載荷系數K 因為工作載荷平穩(wěn)，故取載荷分布不均勻系數 , 選取使用系數 ,由于轉速不高，沖擊不大，取動載系數 ,則： 3) 確定彈性影響系數 因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪與鋼蝸桿相配，故 4) 確定接觸系數 先假設蝸桿分度圓 d1和傳動中心距a的比值d1/a＝0.31，從而查得＝3.1 5) 確定許用接觸應力 根據蝸輪材料為鑄錫磷青銅，砂模鑄造；蝸桿為螺旋 齒面硬度 45HRC于是可從表11－7查得蝸輪得基本需許用應力 應力循環(huán)系數： N=60 壽命系數 則＝0.7124=106.86MPa 6) 確定中心距 取中心距,因從表11－2中取模數 ,蝸桿分度圓 這時 從圖11－18中可查得接觸系數，因為所以以上計算結果可用 1） 蝸桿： 軸向齒距直徑系數；齒頂圓直徑齒根圓直徑；分度圓導程角；蝸桿軸向齒厚 2） 蝸輪 蝸桿齒數；蝸輪齒數；變位系數； 驗算傳動比，這時傳動比誤差為 ，是允許的。 蝸輪分度圓直徑 蝸輪喉圓直徑 蝸輪齒根圓直徑 蝸輪喉母圓半徑 當量齒數： 根據,從圖11－19中可查得齒數系數 螺旋角系數 許用彎應力 從表11－8中查得由鑄錫磷青銅制造得蝸輪得基本許用 彎曲應力， 壽命系數 ， 可見彎曲強度是滿足的。 考慮到所設計的蝸桿是動力傳動屬于通用機械減速器，從 GB/T1008圓柱3蝸桿，蝸輪精度中選擇8級精度，側隙種 類為f標注為8f ，查表得蝸桿，蝸輪齒面精度均為1.6而 蝸桿頂圓為1.6，蝸輪頂圓為3.2。 由于摩擦損耗，則產生的熱流量為 以自冷卻方式，從箱體外壁散發(fā)到空氣中的熱流量為 按熱平衡條件，可求得在既定工作條件下，保持正常工 作溫度所需要的散熱面積S為 五.軸的設計計算 1高速軸(輸入軸)的設計計算 設計步驟 計算過程 說明 1. 軸的材料的選擇 2. 該軸的轉速n、功率P和轉矩T 3. 蝸桿的受力分析 4. 初步確定軸的最小值徑 5. 軸的結構設計 6. 軸上的載荷 7. 按彎扭合成應力校核軸的強度 該軸就是蝸桿軸，其所選材料是45號鋼，調質處理。 各力的大小為： , 根據 ，， 于是得，輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器，為 了使選的軸直徑dⅠ-Ⅱ與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸 器的型號，聯軸器的計算轉矩： 按照計算轉矩應小于聯軸器的公稱轉矩，查標GB/T5843-86 選用凸緣聯軸器YL4,其公稱轉矩T=40，選用半聯軸器的孔 徑 ,dⅠ=20mm,取dⅠ-Ⅱ=20mm,半聯軸器的長度L=53mm，半聯軸器 與軸的配合的轂孔長度L1=38mm, 1) 擬定軸上零件的裝配方案 2) 根據軸向定位的要求確定軸各段直徑和長度 ①. 為滿足聯軸器的軸向定位要求，Ⅰ－Ⅱ段的左端制出軸肩，故 取dⅡ－Ⅲ=24mm；左端用軸端擋圈定位，取檔圈直徑D＝28mm,半聯 軸器與軸配合轂長度L1=38mm, 為保證軸端擋圈只壓在半聯軸器 上而不壓在軸端面上，故Ⅰ－Ⅱ段長度L1略短取LⅠ-Ⅱ＝36mm, ②. 初步選擇軸承 因軸承同時受有軸向力和徑向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據 dⅡ－Ⅲ=24mm初步選取0基本 游隙組標準精度級的單列圓錐滾子軸承，軸承代號是32006, 其尺寸是，故 dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=30mm, 右端采用軸肩定位，由手冊查得軸肩高度 h=3mm,于是dⅥ-Ⅶ=33mm.而LⅦ-Ⅷ=17mm ③. 由于蝸桿螺旋部分半徑不大，蝸桿的齒根圓直徑與軸的比值小于1.7時一般將蝸桿的螺旋部分與軸加工成整體，蝸桿齒寬 按算，于是取=92mm. ④. 支承跨度:L=,取L=384mm ⑤. 軸承端蓋的總寬度為20mm, 3) 軸上零件地周向定位 半聯軸器與軸的軸向定位采用平鍵聯接按,段Ⅰ－Ⅱ由手冊查得 選用平鍵為，半聯軸器與軸的配合為H7/K6， 滾動軸承與軸的軸向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直 徑尺寸公差為 m6 4) 確定周上圓角和倒角尺寸 參考表15－2取軸端倒角為1×45°， a. 軸的受力分析及彎矩扭矩圖。 由水平面受力平衡， D截面彎矩 由垂直面受力平衡， 垂直面D截面彎矩 合成彎矩 扭矩 : b.軸的受力圖和彎矩扭拒圖 進行校核時通常只校核承受最大彎矩和扭拒的截面 （從圖上看即 為D截面）的強度，一般的軸可視為脈動循環(huán)性質，取， 根據式（15－5）計算應力 MPa由于軸的材料為45鋼，調質處理，由表15－1查得 MPa 于是，故安全 前面已求 h=（0.07—0.1d）現取h=0.1d D/d<1.15~1.2 D/d=1.2 2．低速軸(輸出軸)的設計計算 設計步驟 計算內容 結果 1. 軸的材料的選擇 2. 該軸的轉速n、功率P和轉矩T 3. 軸的受力分析 4. 軸的最小值徑的估算 5. 軸的結構設計 6. 求軸上的載荷 7. 按彎矩合成應力校核軸的強度 選取軸的材料是45鋼，調質處理 , 由于蝸桿與蝸輪間與，與，與是三對大小相等， 方向相反的作用力 于是得：軸受到的各力的大小為： , 根據,， 于是得，輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器，為 了使選的軸直徑d與聯軸器的孔徑相適應，故需同時聯軸器的型 號，聯軸器的計算轉矩: 按照計算轉矩應 小于聯軸器的公稱轉矩，查標GB/T5843-86 選用凸緣聯軸器YL10,其公稱轉矩T=630000N.mm，選用 半聯軸 器的孔徑 ,dⅠ=45mm,取dⅠ-Ⅱ=45mm,半聯軸器的長度L=112mm， 半聯軸器與軸的配合的轂長度L1=84mm, （1）擬定軸上零件的裝配方案 （2）根據軸向定位的要求確定軸各段直徑和長度 a) 為滿足聯軸器的軸向定位要求，Ⅰ－Ⅱ段的左端制出軸 肩，取dⅡ－Ⅲ=52mm,右端用軸端擋圈定位，取檔圈直徑D ＝55mm,半聯軸器與軸配合轂長度L1=84mm, 為保證軸端 擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸端面上，故Ⅰ－Ⅱ段長度L1略短取LⅠ-Ⅱ＝82mm b) 初步選擇軸承 因為同時受到徑向力和軸向力的作用，軸向載荷較大參照 工作要求并根據 dⅡ－Ⅲ=52m。初步選取0基本游隙組標準 精度級的圓錐滾在軸承，軸承代號是32912，其尺寸是 ，于是取dⅦ-Ⅷ＝dⅢ-Ⅳ=60mm, LⅦ-Ⅷ＝17mm,左端軸承采用軸肩進行軸向定位，查手冊得定 位軸肩高為3mm ,于是dⅥ-Ⅶ＝63mm c) 取安裝蝸輪處的軸段的直徑dⅣ-Ⅴ＝68 mm，蝸輪左端與左 軸承之間采用套筒定位，蝸輪的寬度是L=89 mm，為了使 套筒端面可靠地壓緊蝸輪 ，取 LⅣ-Ⅴ＝85 mm，蝸輪右端 采用軸向定位，取軸肩高h>0.07d,取h=5mm，則dⅤ-Ⅵ=78 （3）軸上零件地周向定位 蝸輪，半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯接，按Ⅳ－Ⅴ 段直徑由手冊查得平鍵為，同時保證蝸 輪與軸配合有良好對中性故兩者的配合為H7/K6，半聯軸器與 軸聯接， 選用平鍵，兩者的配合為H7/K6， 滾動軸承與軸的軸的周向定位是借過渡配合來報證的，此處 選軸的直徑尺寸公差為 m6, （4）確定軸上圓角和倒角尺寸 參考表15－2取軸端倒角為2×45°， a.軸的受力分析及彎矩扭矩圖。 由水平面受力平衡， D截面彎矩 由垂直面受力平衡， D截面彎矩 負號表示力的方向與圖示相反 合成彎矩 進行校核時通常只校核承受最大彎矩和扭拒的截面 （從圖上看即 為D截面）的強度，一般的軸可視為脈動循環(huán)性質，取 ，根據式（15－5）計算應力 由于軸的材料為45鋼，調質處理，由表15－1查得 于是，故安全 六 鍵的選擇與強度校核 設計步驟 計算內容 結果計算 1. 高速軸聯軸器的鍵聯接校核 2低速軸蝸輪鍵和聯軸器的鍵聯接校核 鍵的選擇要依據軸的結構，直徑和軸的轉矩．由于鍵的 主要失效形式是工作面的壓潰，所以用擠壓應力來校核 強度條件為： 其中：k—鍵與鍵槽的接觸高度，k=h/2，mm; d—軸的直徑,mm;—鍵的工作長度，mm;T為轉矩，N.m. 對于蝸桿軸，因為所選用的鍵，軸和聯軸器都是用鋼鑄 造的，所以其在靜載荷情況下的許用應力為： ［］＝100～120MPa因而取［］=110MPa 這個鍵用于連接輸入軸和第一個聯軸器，由于第 一軸的軸徑為20mm,現選平鍵A GB/T1096-79 尺寸為： 由于輸入軸轉矩 所以： 　　　 因為Ｐ,所以該鍵符合要求． A. 蝸輪鍵的校核聯接 這個鍵用于聯接蝸輪與軸，由于軸的直徑為68mm，現 選平鍵A GB/T1096-79 尺寸為： 由于輸入軸轉矩 所以： 　　　 因為蝸輪的輪心是鑄鐵輪心，則其 ，而，　所以該鍵符合要求． B. 聯軸器鍵的校核 這個鍵用于聯接低速軸和聯軸器，由于軸的直徑為 45mm，現選平鍵AGB/T1096-79 尺寸為： 由于輸出軸轉矩 所以： 　　　 因為Ｐ=110MPａ 　 所以該鍵符合要求． k=h/2=6/2=3 k=h/2=12/2=6 七. 軸承的選擇與校核 1. 高速軸承的選用 1、高速軸軸承的選擇與校核 1．軸承的選擇 有軸向和徑向載荷，選用一對單列圓錐滾子軸承，軸承代 號是32912 其尺寸： 基本 額定動載荷 2．校核圓錐滾子軸承 1) 圓錐滾子軸承的工作狀況 根據對軸的校核可知,軸所受到的徑向載 荷為: 軸向載荷為： 又知 知 >,因此 （2）軸的當量載荷, 查表可知徑向載荷系數和軸向載荷系數分別為， ， 所以： （3）計算壽命 滾子軸承的壽命指數=,按表13－6取載荷系數1.2溫度系數ft=1.0 按式（13－5）計算壽命： h 而由該減速器的三年大修計算軸承的預期壽命 小時 所選軸承滿足壽命要求 2.低速軸承的選用 1、低速軸軸承的選擇與校核 1．軸承的選擇 有軸向和徑向載荷，選用一對單列圓錐滾子軸承，軸承代號 是32912 其尺寸： 基本額定動載荷 2．校核圓錐滾子軸承 1) 圓錐滾子軸承的工作狀況 根據對軸的校核可知,軸所受到的徑向載 荷為: 軸向載荷為： 又知 知 , 因此 （2）軸的當量載荷, 查表可知徑向載荷系數和軸向載荷系數分別為， ， 所以：＝＝1260.70N （3）計算壽命 滾子軸承的壽命指數=,按表13－6取載荷系數1.2 ,溫度系數ft=1.0 按式（13－5）計算壽命： 小時 而由該減速器的三年大修計算軸承的預期壽命 小時 所選軸承滿足壽命要求 八.聯軸器的選擇 設計步驟 計算內容 結果 1. 聯軸 器的選擇 2. 聯軸 器的校核 本設計用到兩個聯軸器，其中聯軸器1用來連接 輸入軸和電動機，聯軸器2用來連接輸出軸和滾筒。 聯軸器的選擇主要考濾它的孔徑和它受的轉矩而且載荷 平穩(wěn)無沖擊，同時構造簡單，軸的剛性大，對中性也較好． 根據所選的電動機的傳動軸軸徑和輸入軸的軸徑，選擇凸 緣聯軸器（GB/T5843-86） 聯軸器1和2的型號分別為YL6和YL12 對所選的聯軸器1，其公稱轉矩 =100 聯軸器的計算轉矩，查表的 可見,聯軸器1的強度是合要求的 對所選的聯軸器2，其公稱轉矩 =1600 可見,聯軸器2的強度是合要求的 九．減速器的潤滑與密封的選擇 1．潤滑方式的選擇 蝸輪圓周速度： 蝸桿圓周速度 由于V較小，采用浸油潤滑，蝸桿浸油深度約為一個齒高，但不應超過滾動軸承最下面滾動體的中心線，否則容易漏油，為防止運轉時過多的潤滑油流入軸承，在軸承內側加擋油板。對于軸承的潤承，由于蝸輪V<1.5m/s，不宜采用飛濺潤滑，宜采用潤滑脂潤滑，為了防止在運轉時潤滑脂被飛濺起來的油稀釋應在軸承內側設擋油環(huán)。 2．潤滑油和潤滑脂的選擇： 因為該減速器為蝸輪蝸桿減速器，查機械手冊可選蝸輪蝸桿潤滑油代號320，軸承選用ZGN－2潤滑脂。 3．密封方式的選擇： 計算可得，各軸與軸承接觸處的線速度，且根據潤滑要求，所以采用氈圈密封 十.減速器箱體結構尺寸 名稱 計算數據 說明 1 底座壁厚 a=200 蝸桿下置 2 箱蓋壁厚 3 箱座凸緣厚度 4 底座上部和箱蓋凸緣厚度 B=(1.5～1.75)δ,取15mm 5 底座下部凸緣厚度 P=(2.25～2.75)δ,取25mm 6 加強肋厚度 M=(0.8～0.85)δ,取8mm 7 地底螺栓直徑 dφ=(1.5～2)δ，取16mm 8 地底螺釘數目 4 9 軸承旁聯接螺栓直徑 d1=0.75 dφ=12mm 10 箱蓋與箱座聯接螺栓直徑 d2=0.75 d1=9mm 11 聯接螺栓的間距 12 窺視孔蓋螺釘直徑 13 軸承蓋螺釘的直徑 數目為4 14 惚孔直徑 惚平為止 15 軸承外徑 16 軸承蓋固定螺釘中心分布圓直徑 17 軸承座的凸緣外徑 18 軸承螺栓中心線件距離 19 ，，至外箱壁距離 20 ，至凸緣邊緣距離 21 軸承旁凸臺半徑 22 凸臺高度 23 減速器箱蓋和底座寬度 24 蝸輪外圓直徑與箱體內壁間的距離 25 軸承座與蝸輪外徑間最小距離 26 蝸桿中心線距離底面距離 十一.設計總結 1． 實際動手設計的時候才發(fā)現自己學得知識太少，而且就算上課的時候再認真聽課，光靠課堂上學習的知識根本就無法解決實際問題， 必須要靠自己學習。 2． 設計的時候總是有很多不確定的參數， 而且大多不能靠理論來確定，而是要從一定的范圍內任選的，所以實際設計的時候一定要先準備好相應的資料。 3． 做設計時，存在很多問題，碰到很多麻煩。因為是第一次自己做設計，所以 一開始很多都沒考慮周全，只是按著書本照樣畫葫蘆，結果發(fā)現情況不同，只好 又從頭來過。開始的計算很多尺寸沒有從箱體總體結構去分析，當畫裝配圖時才發(fā)現很多不能相配合，所以又回到前面去改。雖然現在完成了，可能還存在很多不合理的地方。 十二.參考文獻 1． 《機械設計》－高等教育出版社－濮良貴、紀名剛主編 2． 《機械設計課程設計》－西安交通大學出版社－任金泉主編 3． 《機械設計基礎》－華南理工大學出版社－黃平、朱文堅主編 4． 《機械設計課程設計》－北京工業(yè)大學出版社－王大康、盧頌峰主編 5． 《簡明機械設計手冊》－上?？茖W技術出版社－唐金松主編 29