带式运输机传动装置的设计

第页第1章系统总体方案的设计1.1运动方案的选择 采用V带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便，故选V带。1.2电动机的选择1)电动机类型和结构的选择选择Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。2)确定电机功率：工作中提供的电源为三相交流电压380V已知：运输带工作拉力F=2.6KN，运输带工作速度V1=1.1m/s，滚筒效率η0=0.98可得:P1=F·V1/1000=2.86KW查资料可得：刚性联轴器效率为1.0，取ηL为0.99，齿轮传动效率ηG=0.99，轴承传动效率ηz=0.98，V带传动效率ηk=0.99滚筒效率轴Ⅲ的功率：P3=低速级轴Ⅱ的功率：P2=高速级轴Ⅰ的功率：P1=电机轴Ⅳ的功率：P=所需电机功率P0=P=>P0===3.1KW查表12-1[2]可知P0取4KW3)确定电机转速由带速V1=1.1m/s可知：n滚=(V1/(π*D))*60=>n滚=(1.1/(π*220))=95.54r/min根据齿轮传动推荐传动比可知：Nm为859.86-3439.44r/min满足该转速的电机有1000r/min,1500r/min,3000r/min,考虑体积与价格，选择1500r/min的Y112M-4。3)电动机参数Y112M-4:额定功率：4KW，满载转速1440r/min，转矩：2.3，质量：43kg1.3确定传动装置的总传动比和分配级传动比1)由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速可得传动比装载总传动比为：==15.07且总传动比等于各传动比的乘积。分配传动装置传动比：=15.072)分配各级传动装置传动比各种机械传动的传动比表取=3则==5.021.4计算传动装置的运动和动力参数1)计算各轴的转速2)计算各轴的功率滚筒：3)计算各轴的转矩电动机的转矩：T=954961卷筒轴：=9549=291.85第2章传动零件的设计计算2.1带轮的设计计算1)确定功率Pca由表8-8[1]查得工作情况系数KA=1.1，故Pca=KA·P=1.1*4KW=4.4KW2)选择V带的带型根据Pca、转速n1由图8-11[1]选用A型。3)确定带轮的基准直径dd并验算带速①初选小带轮的基准直径dd1由表8-7[1]和表8-9[1]，取小带轮的基准直径dd1=90mm②验算带速V。按式（8-13）[1]验算带的速度V==m/s=6.78m/s∵5m/s<V<30m/s,∴带速合适③计算大带轮的基准直径设传动比i=3根据式（8-15a）：dd2=idd1=3×90mm=270mm根据表8-9[1]，取标准值dd2=280mm④误差计算i’===3.11y===3.7%<5%确定V带的中心距a和基准长度L①根据式8-20[1]0.7(dd1+dd2)<a0<2(dd1+dd2)即:259<a0<740初定中心距a0=500mm②由式8-22[1]，计算所需基准长度Ld0≈2a0+(dd1+dd2)+=2×500+(90+280)+mm=1599mm由表8-2[1]选带的基准长度Ld=1640mm③按式8-23[1]计算实际中心距aa≈a0+=500+mm=520.5mm按式8-24[1]，中心距的变化范围为495.9-569.7mm5)验算小带轮上的包角αα1≈180°-(dd2-dd1)≈157°>120°6)计算带的根数Z1).计算单根V带的额定功率Pr由dd1=90mm和n1=1440r/min,查表8-4[1]得P0=1.064KW。根据n1=1440r/min,i=3和A型带，查表8-5[1]得△P0=0.17KW.查表8-6[1]得Kα=0.95，表8-2得KL=0.99，于是Pr=(P0+△P0)*Kα*KL=(1.064+0.17)*0.95*0.99=1.16KW.计算V带根数ZZ=因此取4根皮带7）确定单根V带的初拉力F0由表8-3[1]得B型带的单位长度质量q=0.105kg/m8）计算压轴力主要设计结论选用A型普通V轮4根，带轮基准长度为1640mm。带轮基准直径dd1=90mm,dd2=280mm.中心距控制在a=512.2-535.6mm.单根带初拉力为F0=137N确定带轮结构根据表8-11可知A型槽数据：bd=11.0mm,ha=2.75mm,hf=8.7mm,e=15mm,f=9mm,φ=34°.B=（Z-1）e+2f=315+29=63由于Y112M-4的伸出轴长度为60mm，且为了满足周向定位，故设计结构如下图所示：5311)带轮的材料选择。HT200材料的抗拉强度和塑性低，但铸造性能和减震性能好，主要用来铸造汽车发动机机气缸、车床车身等承受压力及震动部件，弹性模量：1.13~1.57x，剪切模量：0.45x，所以综上所述在这里选用HT200材料的轮槽有利于减震和减小误差。2.2齿轮的设计计算。1)选定齿轮类型，精度类型，材料及齿数①按设计所给的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为20°。②带式输送机为一般工作机器，参考《机械设计》选用7级精度。③材料选定参考表10-1[1]选择小齿轮材料、大齿轮材料均为40cr(调质)齿面硬度280HBS④选小齿轮的齿数=20大齿轮的齿数2）齿面接触疲劳强度设计由式10-11[1]试算小齿轮的分度圆直径①试选=1.3②确定小齿轮传递的转矩③查表10-7[1]选取齿宽系数=1④查图10-20[1]知区域系数=2.5⑤查表10-5[1]知材料的弹性影响系数=189.8⑥由式10-9[1]计算接触疲劳强度重合系数⑦计算接触疲劳许用应力[]由图10-25d[1]查得小齿轮和大齿轮=接触疲劳极限为由式10-15[1]计算应力循环次数由图10-23[1]查得接触疲劳寿命系数取失效概率1%安全系数由式10-14[1]得取中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力3）试算小齿轮分度圆直径4）调整小齿轮分度圆直径①计算实际载荷系数前的数据准备a.计算圆周速度Vb.计算齿宽b5)计算实际载荷系数①由表10-2[1]查使用系数②根据V=1.196m/s7级精度由图10-8[1]查动载系数③计算齿轮的圆周力④由表10-3[1]得齿间载荷分配系数由表10-4[1]用插值法查得7级精度小齿轮相对支承非对称布置时得齿向载荷分布系数由此得到实际载荷系数由式10-12[1]可得按实际载荷系数算得的分度圆直径及相应齿轮模数6）按齿根弯曲疲劳强度设计①由式10-7[1]试算模数a确定公式中的各参数值a.1初选a.2由表10-5[1]计算弯曲疲劳强度用重合系数a.3计算由图10-17[1]查齿形系数由图10-18[1]查应力修正系数由图10-24c查小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数S=1.4由10-14[1]得因为大齿轮的大于小齿轮的所以b试算模数②调整齿轮模数a计算实际载荷系数前的数据准备a.1计算圆周速度Va.2计算齿宽ba.3计算宽高比c计算实际载荷系数C.1根据8级精度由图10-8[1]查动载系数C.2由由表10-3[1]得齿间载荷分配系数C.3表10-4[1]用插值法查查③查10-13[1]齿轮模数对比计算结果由齿面接触疲劳强度计算大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅于齿轮直径有关，可取弯曲疲劳强度模数1.689mm就近圆整标准值m=2mm按接触疲劳强度算得的分度圆直径的直径算出小齿轮齿数取则大齿轮齿数,取大齿轮齿数互为质数这样设计的齿轮传动既满足了齿面接触疲劳强度又满足齿根弯曲疲劳强度并做到结构紧凑避免浪费。7)几何尺寸计算①计算分度圆直径②计算中心距③计算齿轮宽度考虑不可避免的安装误差为了保证设计齿宽b和节省材料一般将小齿轮略为加宽（5~10）取使大齿轮的齿宽等于设计齿宽8)主要设计结论齿数模数压力角中心距齿宽小齿轮选用40Cr（调质）大齿轮选用45Cr（调质）齿轮按7级精度设计2.3输出轴的结构设计及计算。1)确定输出轴的功率转速和转矩已知2)确定作用在齿轮上的力因知道低速级大齿轮的分度圆直径为3)初步确定轴的最小直径先初步估计轴的最小直径选取轴的材料为45钢（调质）查表15-3[1]取于是输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径为了所选择的轴与联轴器的孔径相适应故需同时选取联轴器型号联轴器的计算转矩查表14-1[1]考虑转矩变化很小，故取按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查8-7[2]，选用型弹性柱销联轴器，其公称转矩为560000半联轴器的孔径故取半联轴器长度半联轴器与轴配合的毂孔长度4)轴的结构设计①拟定轴上零件的装配方案因为②方案中的轴向定位套筒较长，质量大，不利于生产和制造，所以在这里选择方案①②根据轴向定位已在确定轴的各段直径和长度a.为了满足半联轴器的轴向定位要求轴段右端需制出一轴肩故取段的直径=42左端用轴端挡圈定位，按轴端直径半联轴器与轴配合的毂孔长度为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上故段的长度应比略短一些现取.b.初步选择滚动轴承，因轴承只受径向力作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据=故选取标准精度级的深沟球轴承6009其尺寸为所以，右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位由手册上查得6009型轴承的定位轴肩高度因此取C.取安装齿轮处的轴段齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为54为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度故取齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度,由轴径查《机械设计》表15-2得故则轴环处的直径轴环宽度取D.轴承端盖的总宽度为20（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的距离故取E.取齿轮距箱体内壁之距离考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁距离取至此，已初步确定了输出轴的各段直径的长度。③轴上零件的周向定位齿轮半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接按由表6-1[1]查得平键截面键槽用键槽铣刀加工长36同时为了保证齿轮与轴的配合具有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为同样半联轴器与轴的连接选用平键为半联轴器与轴的配合为滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为求轴上的载荷对于6009型深沟球滚子轴承，作为简支梁的轴的支承跨距L2=L3=59mm，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图.从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH、MV及M的值列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=FNH2=1138.6NFNV1=FNV2=414.415N弯矩MMH=67177.4N·mmMV=24450.485N·mm总弯矩M=71488N·mm扭矩TT=298312.4N·mm按弯扭合成应力校核轴的强度校核危险截面C的强度，根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力：因为轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1[1]查得因此，故安全。2.4输入轴的结构设计及计算。1)确定输出轴的功率转速和转矩已知2)确定作用在齿轮上的力因知道低速级大齿轮的分度圆直径为3)初步确定轴的最小直径先初步估计轴的最小直径选取轴的材料为40Cr（调质）查表15-3[1]取于是输出轴的最小直径显然是安装大带轮处的直径，取4)轴的结构设计①拟定轴上零件的装配方案因为②方案中的轴向定位套筒较长，质量大，不利于生产和制造，所以在这里选择方案①②根据轴向定位已在确定轴的各段直径和长度a.为了满足半联轴器的轴向定位要求轴段右端需制出一轴肩故取段的直径=25左端用轴端挡圈定位，按轴端直径半联轴器与轴配合的毂孔长度为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上故段的长度应比略短一些现取.b.初步选择滚动轴承，因轴承只受径向力作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据=故选取标准精度级的深沟球轴承6006其尺寸为所以，右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位由手册[2]上查得6006型轴承的定位轴肩高度因此取C.由于齿轮与轴材料相同，且齿轮分度圆直径较小，故选择设计齿轮轴。已知齿轮轮毂的宽度为60mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。取。齿轮轴无需采用轴肩定位，故D.轴承端盖的总宽度为20（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的距离故取E.为了与大齿轮配对，有所以：轴承内侧距箱体内壁距离S=11mm箱体内壁距小齿轮端面△=13mm至此，已初步确定了输出轴的各段直径的长度。③轴上零件的周向定位齿轮轴无需周向定位。带轮与轴的连接，选用平键为6mm×6mm×36mm。带轮与轴的配合为滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为5）求轴上的载荷对于6006型深沟球滚子轴承，作为简支梁的轴的支承跨距L2=L3=60.5mm，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图.从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH、MV及M的值列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=FNH2=1173NFNV1=FNV2=426.9N弯矩MMH=70966.5N·mmMV=25827.45N·mm总弯矩M=75520N·mm扭矩TT=63342N·mm6）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核危险截面的强度，由于该轴为齿轮轴，校核时，齿轮处的弯矩与扭矩最大。故校核距齿轮较近且较细的截面。根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力：因为轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1[1]查得因此，故安全。2.5箱体与箱盖的设计与计算1)机座和箱体的选择。机座和箱体是基础部件，机器的所有部件最终都安装在基座上或在其导轨面上的运动。因此机座在机器中既起支承作用，承受其他部件的重量和工作载荷，所以选用机座和箱体为装配式、铸造制作，材料选用铸铁，满足该箱体和机座的要求。2)机座和箱体的数据确定。单位：mm名称符号结构尺寸计算或取值依据结果箱底壁厚0.025a+1=0.025*158+1=4.958箱盖壁厚0.02a+1=0.02*158+1=4.168箱座凸缘厚度b1.5=1.5*8=1212箱盖凸缘厚度1.5=1.5*8=1212箱底座凸缘厚度2.5=2.5*8=2020箱座上的肋厚m7箱盖上的肋厚7地脚螺钉直径0.036a+12=0.036*158+12=17.6918地脚螺钉数目n4轴承旁连接螺栓直径0.75=0.75*18=13.514盖与底座连接螺栓直径(0.5~0.6)=9-10.810轴承端盖的螺钉直径(0.4~0.5)=7.2-98视孔盖螺钉直径(0.3~0.4)=5.4-7.26定位销直径d(0.7~0.8)=7-88轴承座的外径92112大齿轮与内箱壁距离>1.2=1.2*8=9.610齿轮端面与内箱壁距离>=816油面高度__齿轮浸入油中至少一个齿高，且不得小于10mm，考虑到油的损耗，选取油高为5050轴承旁连接螺栓的凸缘尺寸查参考文献[2]表11-11凸台及凸缘的结构尺寸，得2018箱座箱盖连接螺栓凸缘尺寸查参考文献[2]表11-11凸台及凸缘的结构尺寸，得1614轴承旁连接螺栓沉头座直径D查参考文献[2]表11-11凸台及凸缘的结构尺寸，得30箱座箱盖连接螺栓的凸缘尺寸D查参考文献[2]表11-11凸台及凸缘的结构尺寸，得22箱体外壁至轴承底面的距离45箱座高度H190第3章减速器附件的设计与选择3.1窥视孔和视孔盖在传动啮合取上方的箱盖上开设检查孔，用于检查传动间的啮合情况和润滑情况，还可以由该孔向箱内注入润滑油。查参考文献[2]表11-4，得（单位：mm）减速器中心距ad盖厚R直径孔数120105907574453.2通气器安装在窥视孔板上，用于保证箱内和外气压平衡，以免润滑油与箱体结合面轴伸处及其他缝隙泄漏出来。查参考文献[2]表11-5通气器的结构形式尺寸(单位：mm)通气塞：d=M36*3,D=50，D1=41.6,S=36，L=46,l=25,a=5,d1=8。通气帽：d=M36*2,D1=20,B=40,h=20,H=60,D2=48,H1=42,a=8,=4,k=12B=11,h1=29,b1=8,D3=42,D4=24,L=41,孔数为6个。通气罩：d=M36*1.5,d1=M64*1.5,d2=16,d3=6,d4=30,D=80,h=70,a=20,b=13C=28,h1=32,R=80,D1=53.1,S=41,k