液压传动系统常见故障及排除方法及皮带运输机传动装置

目录传动方案拟定…………….……………….4电动机的选择……….…….4计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….5运动参数及动力参数计算………….…….55、传动零件的设计计算………………….….66、轴的设计计算…………127、滚动轴承的选择及校核计算………….…178、键联接的选择及计算………..……………179、其他附件的设计

……………..……………1810、箱体其他结构的设计

……………..………18参考文献……………..……19计算过程及计算说明结果1、传动方案拟定2—3—1：设计单级圆柱齿轮减速器和一级链传动1.1工作条件：使用年限10年，传动不逆转，载荷平稳。1.2原始数据：滚筒圆周力F=3200N；带速V=1.7m/s；滚筒直径D=450mm。1.3传动简图（上图）2、电动机选择2.1电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机2.2电动机功率选择：2.2.1传动装置的总功率：η总=η联×η2轴承×η齿轮×η链×η工作机=0.99×0.992×0.97×0.91×0.95=0.8142.2.2电机所需的工作功率：P工作=FV/1000η总=3200×1.7/1000×0.814=6.54KW2.2.3确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/πD=60×1000×1.7/π×450=72.19r/min按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~5。取链传动比I’1=2~5，则总传动比理时范围为I’a=6~25。故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×n筒=（6~25）×72.19=433.14~1804.75r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1500r/min

。2.2.4确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132M-4。其主要性能：额定功率：7.5KW，满载转速1440r/min，堵转转矩\额定转矩=2.2。3计算总传动比及分配各级的传动比3.1总传动比：i总=n电动/n筒=1440/72.19=19.953.2分配各级传动比据教材P7表1，取i齿轮=5.0（单级减速器i=3~6合理）∵i总=i齿轮×I链∴i齿轮=i总/i链=19.95/5.0=3.994运动参数及动力参数计算4.1计算各轴转速（r/min）n1=n电机=1440r/minn2=n1/i齿轮=1440/5.0=288(r/min)n小链轮=n=2\*ROMANII/i链轮=288/3.004.2计算各轴的功率（KW）P1=P电动机×η联=6.54×0.99=6.41KWP2=P1×η轴承×η齿轮=6.41×0.99×0.97=6.16KWP3=P2×η轴承×η工作机=6.16×0.99×0.95=5.61KW4.3计算各轴扭矩（N·mm）T1=9.55×106P1/n1=9.55×106×6.41/1440=42510N·mmT2=9.55×106P2/n2=9.55×106×6.16/288=204260N·mmT3=9.55×106P3/n3=9.55×106×5.61/72.18=742250N·mm5传动零件的设计计算5.1齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用45#调质钢，齿面硬度为250HBW。大齿轮选用45#正火钢，齿面硬度200HBW；预选8级精度。(2)按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸由《机械零件设计手册》查得,=1.0;由《机械零件设计手册》查得KHN1=0.88,KHN2=0.90KFN1=0.81,KFN2=0.86由（一）小齿轮的转矩选载荷系数K由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在两轴承间对称布置。查《机械原理与机械零件》教材中表得，取K＝1.3计算尺数比=5.0选择齿宽系数根据齿轮为软齿轮在两轴承间为对称布置。查《机械原理与机械零件》教材中表得，取＝1;弹性系数；计算小齿轮分度圆直径≥2.32=2.32=48.513(mm)确定齿轮模数mm=(0.007～0.02)a=(0.007～0.02)×取m=2确定齿轮的齿数和取Z1=27（八）实际齿数比齿数比相对误差Δ<±2.5%允许计算齿轮的主要尺寸中心距齿轮宽度B1=B2+(5～10)=59～64(mm)取B1=62(mm)（十）计算圆周转速v并选择齿轮精度查表应取齿轮等级为8级，（3）齿轮弯曲强度校核（一）由（2）中的式子知两齿轮的许用弯曲应力计算两齿轮齿根的弯曲应力由《机械零件设计手册》得=2.57=1.60；；齿轮的弯曲强度足够4.2.3齿轮几何尺寸的确定齿顶圆直径由《机械零件设计手册》得h*a=1c*=0.25齿距P=2×3.14=6.28(mm)齿根高齿顶高齿根圆直径4.3齿轮的结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算如下：轴孔直径d=55轮毂直径=1.6d=1.6×55=88轮毂长度轮缘厚度δ0=(3～4)m取=10mm轮缘内径取D2=170(mm)腹板厚度c=0.3=16.2mm取c=16(mm)腹板中心孔直径=171(mm)腹板孔直径=41(mm)5.1链轮传动的设计计算已知链条传递功率P=6.16KW,小链轮n1=288r/min,大链轮n2=72.2r/min,电动机驱动，载荷平稳。1)选择链轮齿数Z1，Z2传动比i=n1/n2=3.99估计链速V=0.6-3m/s,根据表9.9选取小链齿轮数Z1=21，则大链轮齿数Z2=iz1=3.99*21=682)确定链节数初定中心距a0=10p，由式Lp=2a0/p+(Z1+Z2)/2+P(Z1-Z2)/39.5*a0=69.10取Lp=703根据额定功率曲线确定链型号由表9.4查得KA=1；KZ=1.11；采用单排链查得Kpt=1.由式P0≥KAP/Kzkpt=5.55KW由图9.9选取链号为12A，节距p=19.05润滑方式为滴油或者油浴润滑,飞溅润滑.4）验算链速V链速度在0.6~3m/s范围内，与估计相符。5）计算实际中心由式=202.98mm中心距可调，实际中心距a′=a-△a=202.17mm,取a′=215mm;(△a取为0.004a)6）确定润滑方式查图12-14知应选用油滴润滑。7）计算对链轮轴的压力F′=1.2F=1.2*1000P=4769N8）链轮的设计（详见参考书）链轮齿轮应该有足够的接触强度和耐磨性，常用45钢，小链轮材料应优与大齿轮，并进行热处理。6.轴的设计计算6.1输出轴的设计计算6.1.1按扭矩初算轴径选用Q235钢根据课本P235页式（15-2），表（15-3）取c=148d≥c(P2/n2)1/3=120(6.16/288)1/3=41.08mm取d=42mm6.2.2轴的结构设计（1）轴的零件定位，固定和装配单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承从右面装入。（2）确定轴的各段直径和长度如图所示，轴段（外伸端）直径最小，=42mm；考虑到要对安装在轴1上的链轮进行定位，上应有轴肩，同时为能很顺利地在轴段2上安装轴承，轴段2必须满足轴承内径的标准，故取轴段2的直径d2为55mm；用相同的方法确定确定轴段5,4,3的直径d5=69mm、d4=60mm,d3=57mm；为了便于拆卸左轴承，可查出6411型滚动轴承的安装尺寸为55mm，取d5=55mm。齿轮轮毂宽度为54mm，为保证齿轮固定可靠，轴段4的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取为52mm；为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距，取该间距为16mm；为保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为42mm），并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁距离为3mm，所以轴段3的长度取为57mm，轴承支点距离2l26.2.3输出轴的轴向尺寸轴段D1D2D3D4D5D6D7长度/mm4747495251131(3)按弯扭复合强度计算计算大齿轮上的作用力转矩T=142.61N.m圆周力径向力轴向力小链轮轴上的力：FQFQ绘轴的受力简图，求支座反力=110.5=56.5=56.5ａ.垂直面支座反力b.水平面支座反力得，N(2)作弯矩图垂直面弯矩MY图C点，A点，水平面弯矩MZ图C点左，C点右,A点合成弯矩图C点左,C点右,A点,作转矩T图作计算弯矩图该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按静应力考虑，取α=0.3校核轴的强度由以上分析可见，C点弯矩值最大，而D点轴径最小，所以该轴危险断面是C点和D点所在剖面。查表13-1得查表13-3得。C点轴径：因为有一个键槽。该值小于原dc=45.654mm<60mm,故安全。D点轴径因为有一个键槽。该值小于原设计该点处轴径42mm，故安全。7滚动轴承的选择及校核计算计算输出轴轴承根据条件，轴承预计寿命10×365×16=58400小时（1）已知n2=288r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=8.709KN初先两轴承为深沟球轴承6411型；根据课本P191表（12-10）取fP=1.0；（2）P1=fP*FR1=8.709KN∵深沟球轴承ε=3根据手册得6207型的Cr=19800N由课本P191（12-11）式得LH=16670/n(ftCr/P)ε=16670/1440×(1×100000/8709)3=87611.3h>58400h∴预期寿命足够8键联接的选择及校核计算1.输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d4=60mmL4=52mmT=204N·m查手册选用A型平键,[σp]取125~150Mp;键18×11，GB1096-79l=L4-b=52-18=34mmh=11mm据课本P157式（10-34）得σp=4T/dhl=36.36Mpa<[σp]故该键满足寿命要求；2.输出轴与小链轮联接用平键联接轴径d1=42mmL1=47mmT=204N·m查手册选用A型平键,[σp]取125~150Mp;键10×，GB1096-79l=L1-b=47-10=37mmh=7mm据课本P157式（10-34）得σp=4T/dhl=75.01Mpa<[σp]故该键满足寿命要求；9.其他附件设计1．联轴器选择选用HL73弹性套柱销联轴器.得其许用转速[n]＝5000r/min，n1＝1440r/min<[n]

,故其满足要求；2．轴承盖选择（输出轴）选用凸缘式轴承盖，用灰铸铁HT200制造，用螺钉固定在箱体上。其中，轴伸端使用透盖，非轴伸端使用闷盖。选用的轴承是6411深沟型球轴承，其外径D＝140mm，采用的轴承盖结构为凸缘式轴承盖中a图结构。螺钉直径d3＝10mm，螺钉数

n＝6

;D0=D+2.5d3=165mm;D1=D0+2.5d3=190mm;D2=D-(1~2)=188mm;D3=D-(10~15)=155mm;e=1.2d3=12mm;d=d3+1=11mm;m由箱体结构确定；对于本设计，通盖m取17mm,闷盖取17mm.9、箱体其他结构的设计（1）油沟

由于轴承采用油滑，因此在箱座凸缘的上表面开设油沟，以提高箱体剖分面处的密封性能。(

2

)

确定轴承座孔的宽度L

L=δ+c1+c2+(5~10)mm

;δ为箱座壁厚，c1,c2为箱座、箱盖连接螺栓所需的扳手空间，查机械基础得，取δ＝8mm，C1＝22mm，C2＝20mm，L=8+22+20+5＝55mm。参考文献[1]机械设计基础课程设计：寇尊权王多主编，北京：机械工业出版社，2009.3[2]机械制图：大连理工大学主编北京：高等教育出版社，2007.6[3]机械设计基础：范顺成主编北京：机械工业出版社，2011.9F=3200NV=1.7m/sD=450mmn滚筒=72.2r/minη总=0.814P工作=6.54KW电动机型号Y132M-4i总=19.95据手册得I齿轮=5.0I链=3.99n1=1440r/minn2=288r/minn3=72.18r/minP1=6.41KWP2=6.16KWP3=5.61KWT1=42510N·mmT2=204260N·mmT3=742250N·mm42.5N•mK