裝配圖二級-帶式運輸機傳動裝置（1）

裝配圖二級-帶式運輸機傳動裝置（1）,裝配,二級,運輸機,傳動,裝置 一、 設計題目：二級直齒圓柱齒輪減速器1 要求：擬定傳動關系：由電動機、V帶、減速器、聯(lián)軸器、工作機構成。2 工作條件：雙班工作，有輕微振動，小批量生產(chǎn)，單向傳動，使用5年，運輸帶允許誤差5%。3 知條件：運輸帶卷筒轉(zhuǎn)速， 減速箱輸出軸功率馬力。二、 傳動裝置總體設計：1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2. 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3. 確定傳動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將V帶設置在高速級。 其傳動方案如下：三、 選擇電機. 計算電機所需功率： 查手冊第3頁表1-7：帶傳動效率：0.96每對軸承傳動效率：0.99圓柱齒輪的傳動效率：0.96聯(lián)軸器的傳動效率：0.993卷筒的傳動效率：0.96說明：電機至工作機之間的傳動裝置的總效率： 2確定電機轉(zhuǎn)速：查指導書第7頁表1：取V帶傳動比i=24二級圓柱齒輪減速器傳動比i=840所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍是：符合這一范圍的轉(zhuǎn)速有：750、1000、1500、3000根據(jù)電動機所需功率和轉(zhuǎn)速查手冊第155頁表12-1有4種適用的電動機型號，因此有4種傳動比方案如下：方案電動機型號額定功率同步轉(zhuǎn)速r/min額定轉(zhuǎn)速r/min重量總傳動比1Y112M-24KW3000289045Kg152.112Y112M-44KW1500144043Kg75.793Y132M1-64KW100096073Kg50.534Y160M1-84KW750720118Kg37.89綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、和帶傳動、減速器的傳動比，可見第3種方案比較合適，因此選用電動機型號為Y132M1-6，其主要參數(shù)如下：額定功率kW滿載轉(zhuǎn)速同步轉(zhuǎn)速質(zhì)量ADEFGHLAB496010007321638801033132515280四 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比：總傳動比：分配傳動比：取 則取經(jīng)計算注：為帶輪傳動比，為高速級傳動比，為低速級傳動比。五 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)：將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為1軸、2軸、3軸、4軸依次為電機與軸1，軸1與軸2，軸2與軸3，軸3與軸4之間的傳動效率。. 各軸轉(zhuǎn)速：2各軸輸入功率：3各軸輸入轉(zhuǎn)矩：運動和動力參數(shù)結果如下表：軸名功率P KW轉(zhuǎn)矩T Nm轉(zhuǎn)速r/min輸入輸出輸入輸出電動機軸3.6736.59601軸3.523.48106.9105.8314.862軸3.213.18470.3465.6683軸3.053.021591.51559.619.14軸32.971575.61512.619.1六 設計V帶和帶輪：1.設計V帶確定V帶型號查課本表13-6得： 則根據(jù)=4.4, =960r/min,由課本圖13-5，選擇A型V帶，取。查課本第206頁表13-7取。為帶傳動的滑動率。驗算帶速： 帶速在范圍內(nèi)，合適。取V帶基準長度和中心距a：初步選取中心距a：，取。由課本第195頁式（13-2）得：查課本第202頁表13-2取。由課本第206頁式13-6計算實際中心距：。驗算小帶輪包角：由課本第195頁式13-1得：。求V帶根數(shù)Z：由課本第204頁式13-15得：查課本第203頁表13-3由內(nèi)插值法得。 EF=0.1=1.37+0.1=1.38 EF=0.08 查課本第202頁表13-2得。查課本第204頁表13-5由內(nèi)插值法得。=163.0 EF=0.009=0.95+0.009=0.959則取根。求作用在帶輪軸上的壓力：查課本201頁表13-1得q=0.10kg/m，故由課本第197頁式13-7得單根V帶的初拉力：作用在軸上壓力：。七 齒輪的設計：1高速級大小齒輪的設計：材料：高速級小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為250HBS。高速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為220HBS。查課本第166頁表11-7得： 。查課本第165頁表11-4得： 。故 。查課本第168頁表11-10C圖得： 。故 。按齒面接觸強度設計：9級精度制造，查課本第164頁表11-3得：載荷系數(shù)，取齒寬系數(shù) 計算中心距：由課本第165頁式11-5得： 考慮高速級大齒輪與低速級大齒輪相差不大取 則取 實際傳動比：傳動比誤差：。齒寬：取高速級大齒輪： 高速級小齒輪： 驗算輪齒彎曲強度：查課本第167頁表11-9得： 按最小齒寬計算： 所以安全。齒輪的圓周速度： 查課本第162頁表11-2知選用9級的的精度是合適的。2低速級大小齒輪的設計：材料：低速級小齒輪選用鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為250HBS。低速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為220HBS。查課本第166頁表11-7得： 。查課本第165頁表11-4得： 。故 。查課本第168頁表11-10C圖得： 。故 。按齒面接觸強度設計：9級精度制造，查課本第164頁表11-3得：載荷系數(shù)，取齒寬系數(shù)計算中心距： 由課本第165頁式11-5得： 取 則 取計算傳動比誤差：合適齒寬：則取 低速級大齒輪： 低速級小齒輪： 驗算輪齒彎曲強度：查課本第167頁表11-9得：按最小齒寬計算：安全。齒輪的圓周速度：查課本第162頁表11-2知選用9級的的精度是合適的。八 減速器機體結構尺寸如下：名稱符號計算公式結果箱座厚度10箱蓋厚度9箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度15箱座底凸緣厚度25地腳螺釘直徑M24地腳螺釘數(shù)目查手冊6軸承旁聯(lián)結螺栓直徑M12蓋與座聯(lián)結螺栓直徑=（0.5 0.6）M10軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）10視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）8定位銷直徑=（0.70.8）8，至外箱壁的距離查手冊表112342218，至凸緣邊緣距離查手冊表1122816外箱壁至軸承端面距離=+（510）50大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離1.215齒輪端面與內(nèi)箱壁距離10箱蓋，箱座肋厚98.5軸承端蓋外徑+（55.5）120（1軸）125（2軸）150（3軸）軸承旁聯(lián)結螺栓距離120（1軸）125（2軸）150（3軸）九 軸的設計：1高速軸設計： 材料：選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理。查課本第230頁表14-2取 C=100。各軸段直徑的確定：根據(jù)課本第230頁式14-2得： 又因為裝小帶輪的電動機軸徑，又因為高速軸第一段軸徑裝配大帶輪，且所以查手冊第9頁表1-16取。L1=1.75d1-3=60。因為大帶輪要靠軸肩定位，且還要配合密封圈，所以查手冊85頁表7-12取，L2=m+e+l+5=28+9+16+5=58。段裝配軸承且，所以查手冊62頁表6-1取。選用6009軸承。L3=B+2=16+10+2=28。段主要是定位軸承，取。L4根據(jù)箱體內(nèi)壁線確定后在確定。裝配齒輪段直徑：判斷是不是作成齒輪軸： 查手冊51頁表4-1得：得：e=5.96.25。段裝配軸承所以 L6= L3=28。2 校核該軸和軸承：L1=73 L2=211 L3=96作用在齒輪上的圓周力為：徑向力為作用在軸1帶輪上的外力： 求垂直面的支反力：求垂直彎矩，并繪制垂直彎矩圖：求水平面的支承力：由得NN求并繪制水平面彎矩圖：求F在支點產(chǎn)生的反力：求并繪制F力產(chǎn)生的彎矩圖：F在a處產(chǎn)生的彎矩：求合成彎矩圖：考慮最不利的情況，把與直接相加。求危險截面當量彎矩：從圖可見，m-m處截面最危險，其當量彎矩為：（取折合系數(shù)）計算危險截面處軸的直徑：因為材料選擇調(diào)質(zhì)，查課本225頁表14-1得，查課本231頁表14-3得許用彎曲應力，則：因為，所以該軸是安全的。3軸承壽命校核：軸承壽命可由式進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，所以，查課本259頁表16-9，10取取按最不利考慮，則有： 則 因此所該軸承符合要求。4彎矩及軸的受力分析圖如下：5鍵的設計與校核: 根據(jù)，確定V帶輪選鑄鐵HT200，參考教材表10-9,由于在范圍內(nèi)，故軸段上采用鍵：, 采用A型普通鍵:鍵校核.為L1=1.75d1-3=60綜合考慮取=50得查課本155頁表10-10所選鍵為：中間軸的設計：材料：選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理。查課本第230頁表14-2取C=100。根據(jù)課本第230頁式14-2得：段要裝配軸承，所以查手冊第9頁表1-16取，查手冊62頁表6-1選用6208軸承，L1=B+=18+10+10+2=40。裝配低速級小齒輪，且取，L2=128，因為要比齒輪孔長度少。段主要是定位高速級大齒輪，所以取，L3=10。裝配高速級大齒輪，取 L4=84-2=82。段要裝配軸承，所以查手冊第9頁表1-16取，查手冊62頁表6-1選用6208軸承，L1=B+3+=18+10+10+2=43。校核該軸和軸承：L1=74 L2=117 L3=94作用在2、3齒輪上的圓周力： N 徑向力：求垂直面的支反力計算垂直彎矩：求水平面的支承力： 計算、繪制水平面彎矩圖：求合成彎矩圖，按最不利情況考慮：求危險截面當量彎矩：從圖可見，m-m,n-n處截面最危險，其當量彎矩為：（取折合系數(shù)）計算危險截面處軸的直徑： n-n截面: m-m截面: 由于，所以該軸是安全的。軸承壽命校核：軸承壽命可由式進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，所以，查課本259頁表16-9，10取取則，軸承使用壽命在年范圍內(nèi)，因此所該軸承符合要求。彎矩及軸的受力分析圖如下：鍵的設計與校核：已知參考教材表10-11，由于所以取因為齒輪材料為45鋼。查課本155頁表10-10得L=128-18=110取鍵長為110. L=82-12=70取鍵長為70根據(jù)擠壓強度條件，鍵的校核為：所以所選鍵為: 從動軸的設計：確定各軸段直徑計算最小軸段直徑。因為軸主要承受轉(zhuǎn)矩作用，所以按扭轉(zhuǎn)強度計算，由式14-2得：考慮到該軸段上開有鍵槽，因此取查手冊9頁表1-16圓整成標準值，取為使聯(lián)軸器軸向定位，在外伸端設置軸肩，則第二段軸徑。查手冊85頁表7-2，此尺寸符合軸承蓋和密封圈標準值，因此取。設計軸段，為使軸承裝拆方便，查手冊62頁，表6-1，取，采用擋油環(huán)給軸承定位。選軸承6215:。設計軸段，考慮到擋油環(huán)軸向定位，故取設計另一端軸頸，取，軸承由擋油環(huán)定位，擋油環(huán)另一端靠齒輪齒根處定位。 輪裝拆方便，設計軸頭，取，查手冊9頁表1-16取。設計軸環(huán)及寬度b使齒輪軸向定位，故取取,確定各軸段長度。有聯(lián)軸器的尺寸決定(后面將會講到).因為,所以軸頭長度因為此段要比此輪孔的長度短其它各軸段長度由結構決定。（4）校核該軸和軸承：L1=97.5 L2=204.5 L3=116求作用力、力矩和和力矩、危險截面的當量彎矩。作用在齒輪上的圓周力： 徑向力：求垂直面的支反力：計算垂直彎矩：.m求水平面的支承力。計算、繪制水平面彎矩圖。求F在支點產(chǎn)生的反力求F力產(chǎn)生的彎矩圖。F在a處產(chǎn)生的彎矩：求合成彎矩圖?？紤]最不利的情況，把與直接相加。求危險截面當量彎矩。從圖可見，m-m處截面最危險，其當量彎矩為：（取折合系數(shù)）計算危險截面處軸的直徑。因為材料選擇調(diào)質(zhì)，查課本225頁表14-1得，查課本231頁表14-3得許用彎曲應力，則：考慮到鍵槽的影響，取因為，所以該軸是安全的。（5）軸承壽命校核。軸承壽命可由式進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，所以，查課本259頁表16-9，10取取按最不利考慮，則有： 則,該軸承壽命為64.8年,所以軸上的軸承是適合要求的。（6）彎矩及軸的受力分析圖如下：（7）鍵的設計與校核：因為d1=63裝聯(lián)軸器查課本153頁表10-9選鍵為查課本155頁表10-10得因為L1=107初選鍵長為100,校核所以所選鍵為: 裝齒輪查課本153頁表10-9選鍵為查課本155頁表10-10得因為L6=122初選鍵長為100,校核所以所選鍵為:.十 高速軸大齒輪的設計因 采用腹板式結構代號結構尺寸和計算公式結果輪轂處直徑72輪轂軸向長度84倒角尺寸1齒根圓處的厚度10腹板最大直徑321.25板孔直徑62.5腹板厚度25.2電動機帶輪的設計 代號結構尺寸和計算公式結果 手冊157頁38mm68.4mm取60mm81mm74.7mm10mm15mm5mm十一.聯(lián)軸器的選擇：計算聯(lián)軸器所需的轉(zhuǎn)矩： 查課本269表17-1取 查手冊94頁表8-7選用型號為HL6的彈性柱銷聯(lián)軸器。十二潤滑方式的確定：因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內(nèi)選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度。十三.其他有關數(shù)據(jù)見裝配圖的明細表和手冊中的有關數(shù)據(jù)。十四.參考資料： 機械設計課程設計手冊(第二版)清華大學 吳宗澤，北京科技大學 羅圣國主編。機械設計課程設計指導書（第二版）羅圣國，李平林等主編。機械課程設計（重慶大學出版社）周元康等主編。機械設計基礎（第四版）課本楊可楨 程光蘊 主編。25