带式运输机传动装置.Word格式.doc
《带式运输机传动装置.Word格式.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《带式运输机传动装置.Word格式.doc（29页珍藏版）》请在冰点文库上搜索。
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/N
2400
运输带工作速度v/（m/s）
1.0
卷筒直径D/mm
380
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
1
Y112M-2
4
3000
2890
45
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=963
Ⅱ轴==963/19=50.7
卷筒轴==50.7
（2）.确定各轴输入功率
Ⅰ轴=·
=·
=3×
0.96=2.88kw
Ⅱ轴=·
·
=2.88×
0.98×
0.90=2.54kw
卷筒轴=·
=2.54×
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·
m
Ⅰ轴=·
=9.91×
3×
0.96=28.54N·
Ⅱ轴=·
=28.54×
19×
0.90=478.29N·
卷筒轴=·
=478.29×
0.99=460.03N·
轴名
效率P
KW
转距T
N·
转速n
传动比
i
效率
输入
输出
电动机轴
3．0
3．82
3
0.98
Ⅰ轴
2.88
2.82
28.54
36.35
963
Ⅱ轴
2.54
2.49
478.29
320.67
50.7
19
卷筒轴
2,。
46
2．44
460.03
314.29
1.00
0.99
3、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/s
2+（+）+
=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
=681.41N
4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
=1.15
K∞=1
K=1.7
=160MPa
Zρ=2.9
=158MPa
N=6900000
KHN=0.59
［σH］=268MPa
a>
275mm
校核计算:
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rg2
a-1/2da2
M=8
d1=110mm
z1=2
q=13.75
γ=11°
18′36″
pa=25.12mm
da1=126mm
df1=90.8mm
sa=12.56mm
z2=20
x2=-0.375
d2=160mm
da2=176mm
df2=140.8mm
rg2=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
计算结果
计算项目
计算内容
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
8f
5．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=50.7
Ⅱ轴=·
=2.54kw
Ⅱ轴=·
=478.92N·
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。
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·
。
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=85mm
dmin=41.3mm
d1=50mm
d1-2=50mm；
L=122mm
2.轴的结构设计
轴的结构设计
根据轴向定位的要求确定轴的各段长度；
1）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。
2）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。
3）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。
4）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
5）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=55mm
l6-7=a+s-l5-6=16+8-12=12mm
l1-2=82mm。
d2-3=58mm
l2-3=82mm
d3-4=60mm
l3-4=55mm
d4-5=64mm
l4-5=76mm
d5-6=76mm
l5-6=10mm
d6-7=60mm。
l6-7=12mm
d7-8=60mm
l7-8=23mm
3.轴上零件的周向定位
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×
9mm
H7/n6
半联轴器与轴
16mm×
70mm
H7/k6
4.确定轴上圆角和倒角尺寸
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
作用在蜗轮上的力
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T
Ft=2T2/d2=2×
478290/160N=5741N
Fr=2T1/d1=2×
621777/110=7928N
Fa=Ft×
tanβ=5741×
tan11.8°
=1168N
水平面FNH1=985N
FNH2=756N
垂直面FNV1=948N
FNV2=-20N
水平面MH=124047N·
垂直面MV1=60984N·
MV2=-1640N·
M1=138227N·
M2=124057N·
=478290N·
Ft=5741N
Fr=7928N
Fa=1168N
FNH1=985NFNH2=756N
FNV1=948NFNV2=-20N
MH=124047N·
MV1=60984N·
MV2=-1640N·
6.校核轴的强度
按弯扭合成应力校核轴的强度σca
进行校
升级会员 