液壓傳動系統(tǒng)常見故障及排除方法及皮帶運輸機傳動裝置

目錄傳動方案擬定…………….……………….4電動機的選擇……….…….4計算總傳動比及分配各級的傳動比……………….…….5運動參數(shù)及動力參數(shù)計算………….…….55、傳動零件的設(shè)計計算………………….….66、軸的設(shè)計計算…………127、滾動軸承的選擇及校核計算………….…178、鍵聯(lián)接的選擇及計算………..……………179、其他附件的設(shè)計

……………..……………1810、箱體其他結(jié)構(gòu)的設(shè)計

……………..………18參考文獻……………..……19計算過程及計算說明結(jié)果1、傳動方案擬定2—3—1：設(shè)計單級圓柱齒輪減速器和一級鏈傳動1.1工作條件：使用年限10年，傳動不逆轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)。1.2原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=3200N；帶速V=1.7m/s；滾筒直徑D=450mm。1.3傳動簡圖（上圖）2、電動機選擇2.1電動機類型的選擇：Y系列三相異步電動機2.2電動機功率選擇：2.2.1傳動裝置的總功率：η總=η聯(lián)×η2軸承×η齒輪×η鏈×η工作機=0.99×0.992×0.97×0.91×0.95=0.8142.2.2電機所需的工作功率：P工作=FV/1000η總=3200×1.7/1000×0.814=6.54KW2.2.3確定電動機轉(zhuǎn)速：計算滾筒工作轉(zhuǎn)速：n筒=60×1000V/πD=60×1000×1.7/π×450=72.19r/min按手冊P7表1推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I’a=3~5。取鏈傳動比I’1=2~5，則總傳動比理時范圍為I’a=6~25。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為n’d=I’a×n筒=（6~25）×72.19=433.14~1804.75r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000、和1500r/min。根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手冊查出有三種適用的電動機型號：綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選n=1500r/min

。2.2.4確定電動機型號根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定電動機型號為Y132M-4。其主要性能：額定功率：7.5KW，滿載轉(zhuǎn)速1440r/min，堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩\額定轉(zhuǎn)矩=2.2。3計算總傳動比及分配各級的傳動比3.1總傳動比：i總=n電動/n筒=1440/72.19=19.953.2分配各級傳動比據(jù)教材P7表1，取i齒輪=5.0（單級減速器i=3~6合理）∵i總=i齒輪×I鏈∴i齒輪=i總/i鏈=19.95/5.0=3.994運動參數(shù)及動力參數(shù)計算4.1計算各軸轉(zhuǎn)速（r/min）n1=n電機=1440r/minn2=n1/i齒輪=1440/5.0=288(r/min)n小鏈輪=n=2\*ROMANII/i鏈輪=288/3.004.2計算各軸的功率（KW）P1=P電動機×η聯(lián)=6.54×0.99=6.41KWP2=P1×η軸承×η齒輪=6.41×0.99×0.97=6.16KWP3=P2×η軸承×η工作機=6.16×0.99×0.95=5.61KW4.3計算各軸扭矩（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傳動零件的設(shè)計計算5.1齒輪傳動的設(shè)計計算（1）選擇齒輪材料及精度等級考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用45#調(diào)質(zhì)鋼，齒面硬度為250HBW。大齒輪選用45#正火鋼，齒面硬度200HBW；預(yù)選8級精度。(2)按照接觸強度初步設(shè)計齒輪主要尺寸由《機械零件設(shè)計手冊》查得,=1.0;由《機械零件設(shè)計手冊》查得KHN1=0.88,KHN2=0.90KFN1=0.81,KFN2=0.86由（一）小齒輪的轉(zhuǎn)矩選載荷系數(shù)K由原動機為電動機，工作機為帶式輸送機，載荷平穩(wěn)，齒輪在兩軸承間對稱布置。查《機械原理與機械零件》教材中表得，取K＝1.3計算尺數(shù)比=5.0選擇齒寬系數(shù)根據(jù)齒輪為軟齒輪在兩軸承間為對稱布置。查《機械原理與機械零件》教材中表得，?。?;彈性系數(shù)；計算小齒輪分度圓直徑≥2.32=2.32=48.513(mm)確定齒輪模數(shù)mm=(0.007～0.02)a=(0.007～0.02)×取m=2確定齒輪的齒數(shù)和取Z1=27（八）實際齒數(shù)比齒數(shù)比相對誤差Δ<±2.5%允許計算齒輪的主要尺寸中心距齒輪寬度B1=B2+(5～10)=59～64(mm)取B1=62(mm)（十）計算圓周轉(zhuǎn)速v并選擇齒輪精度查表應(yīng)取齒輪等級為8級，（3）齒輪彎曲強度校核（一）由（2）中的式子知兩齒輪的許用彎曲應(yīng)力計算兩齒輪齒根的彎曲應(yīng)力由《機械零件設(shè)計手冊》得=2.57=1.60；；齒輪的彎曲強度足夠4.2.3齒輪幾何尺寸的確定齒頂圓直徑由《機械零件設(shè)計手冊》得h*a=1c*=0.25齒距P=2×3.14=6.28(mm)齒根高齒頂高齒根圓直徑4.3齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計小齒輪采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，大齒輪采用鍛造毛坯的腹板式結(jié)構(gòu)大齒輪的關(guān)尺寸計算如下：軸孔直徑d=55輪轂直徑=1.6d=1.6×55=88輪轂長度輪緣厚度δ0=(3～4)m取=10mm輪緣內(nèi)徑取D2=170(mm)腹板厚度c=0.3=16.2mm取c=16(mm)腹板中心孔直徑=171(mm)腹板孔直徑=41(mm)5.1鏈輪傳動的設(shè)計計算已知鏈條傳遞功率P=6.16KW,小鏈輪n1=288r/min,大鏈輪n2=72.2r/min,電動機驅(qū)動，載荷平穩(wěn)。1)選擇鏈輪齒數(shù)Z1，Z2傳動比i=n1/n2=3.99估計鏈速V=0.6-3m/s,根據(jù)表9.9選取小鏈齒輪數(shù)Z1=21，則大鏈輪齒數(shù)Z2=iz1=3.99*21=682)確定鏈節(jié)數(shù)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根據(jù)額定功率曲線確定鏈型號由表9.4查得KA=1；KZ=1.11；采用單排鏈查得Kpt=1.由式P0≥KAP/Kzkpt=5.55KW由圖9.9選取鏈號為12A，節(jié)距p=19.05潤滑方式為滴油或者油浴潤滑,飛濺潤滑.4）驗算鏈速V鏈速度在0.6~3m/s范圍內(nèi)，與估計相符。5）計算實際中心由式=202.98mm中心距可調(diào)，實際中心距a′=a-△a=202.17mm,取a′=215mm;(△a取為0.004a)6）確定潤滑方式查圖12-14知應(yīng)選用油滴潤滑。7）計算對鏈輪軸的壓力F′=1.2F=1.2*1000P=4769N8）鏈輪的設(shè)計（詳見參考書）鏈輪齒輪應(yīng)該有足夠的接觸強度和耐磨性，常用45鋼，小鏈輪材料應(yīng)優(yōu)與大齒輪，并進行熱處理。6.軸的設(shè)計計算6.1輸出軸的設(shè)計計算6.1.1按扭矩初算軸徑選用Q235鋼根據(jù)課本P235頁式（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軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）軸的零件定位，固定和裝配單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承從右面裝入。（2）確定軸的各段直徑和長度如圖所示，軸段（外伸端）直徑最小，=42mm；考慮到要對安裝在軸1上的鏈輪進行定位，上應(yīng)有軸肩，同時為能很順利地在軸段2上安裝軸承，軸段2必須滿足軸承內(nèi)徑的標(biāo)準(zhǔn)，故取軸段2的直徑d2為55mm；用相同的方法確定確定軸段5,4,3的直徑d5=69mm、d4=60mm,d3=57mm；為了便于拆卸左軸承，可查出6411型滾動軸承的安裝尺寸為55mm，取d5=55mm。齒輪輪轂寬度為54mm，為保證齒輪固定可靠，軸段4的長度應(yīng)略短于齒輪輪轂寬度，取為52mm；為保證齒輪端面與箱體內(nèi)壁不相碰，齒輪端面與箱體內(nèi)壁間應(yīng)留有一定的間距，取該間距為16mm；為保證軸承安裝在箱體軸承座孔中（軸承寬度為42mm），并考慮軸承的潤滑，取軸承端面距箱體內(nèi)壁距離為3mm，所以軸段3的長度取為57mm，軸承支點距離2l26.2.3輸出軸的軸向尺寸軸段D1D2D3D4D5D6D7長度/mm4747495251131(3)按彎扭復(fù)合強度計算計算大齒輪上的作用力轉(zhuǎn)矩T=142.61N.m圓周力徑向力軸向力小鏈輪軸上的力：FQFQ繪軸的受力簡圖，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)作彎矩圖垂直面彎矩MY圖C點，A點，水平面彎矩MZ圖C點左，C點右,A點合成彎矩圖C點左,C點右,A點,作轉(zhuǎn)矩T圖作計算彎矩圖該軸單向工作，轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力按靜應(yīng)力考慮，取α=0.3校核軸的強度由以上分析可見，C點彎矩值最大，而D點軸徑最小，所以該軸危險斷面是C點和D點所在剖面。查表13-1得查表13-3得。C點軸徑：因為有一個鍵槽。該值小于原dc=45.654mm<60mm,故安全。D點軸徑因為有一個鍵槽。該值小于原設(shè)計該點處軸徑42mm，故安全。7滾動軸承的選擇及校核計算計算輸出軸軸承根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命10×365×16=58400小時（1）已知n2=288r/min兩軸承徑向反力：FR1=FR2=8.709KN初先兩軸承為深溝球軸承6411型；根據(jù)課本P191表（12-10）取fP=1.0；（2）P1=fP*FR1=8.709KN∵深溝球軸承ε=3根據(jù)手冊得6207型的Cr=19800N由課本P191（12-11）式得LH=16670/n(ftCr/P)ε=16670/1440×(1×100000/8709)3=87611.3h>58400h∴預(yù)期壽命足夠8鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1.輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑d4=60mmL4=52mmT=204N·m查手冊選用A型平鍵,[σp]取125~150Mp;鍵18×11，GB1096-79l=L4-b=52-18=34mmh=11mm據(jù)課本P157式（10-34）得σp=4T/dhl=36.36Mpa<[σp]故該鍵滿足壽命要求；2.輸出軸與小鏈輪聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑d1=42mmL1=47mmT=204N·m查手冊選用A型平鍵,[σp]取125~150Mp;鍵10×，GB1096-79l=L1-b=47-10=37mmh=7mm據(jù)課本P157式（10-34）得σp=4T/dhl=75.01Mpa<[σp]故該鍵滿足壽命要求；9.其他附件設(shè)計1．聯(lián)軸器選擇選用HL73彈性套柱銷聯(lián)軸器.得其許用轉(zhuǎn)速[n]＝5000r/min，n1＝1440r/min<[n]

,故其滿足要求；2．軸承蓋選擇（輸出軸）選用凸緣式軸承蓋，用灰鑄鐵HT200制造，用螺釘固定在箱體上。其中，軸伸端使用透蓋，非軸伸端使用悶蓋。選用的軸承是6411深溝型球軸承，其外徑D＝140mm，采用的軸承蓋結(jié)構(gòu)為凸緣式軸承蓋中a圖結(jié)構(gòu)。螺釘直徑d3＝10mm，螺釘數(shù)

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由箱體結(jié)構(gòu)確定；對于本設(shè)計，通蓋m取17mm,悶蓋取17mm.9、箱體其他結(jié)構(gòu)的設(shè)計（1）油溝

由于軸承采用油滑，因此在箱座凸緣的上表面開設(shè)油溝，以提高箱體剖分面處的密封性能。(

2

)

確定軸承座孔的寬度L

L=δ+c1+c2+(5~10)mm

;δ為箱座壁厚，c1,c2為箱座、箱蓋連接螺栓所需的扳手空間，查機械基礎(chǔ)得，取δ＝8mm，C1＝22mm，C2＝20mm，L=8+22+20+5＝55mm。參考文獻[1]機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計：寇尊權(quán)王多主編，北京：機械工業(yè)出版社，2009.3[2]機械制圖：大連理工大學(xué)主編北京：高等教育出版社，2007.6[3]機械設(shè)計基礎(chǔ)：范順成主編北京：機械工業(yè)出版社，2011.9F=3200NV=1.7m/sD=450mmn滾筒=72.2r/minη總=0.814P工作=6.54KW電動機型號Y132M-4i總=19.95據(jù)手冊得I齒輪=5.0I鏈=3.99n1=1440r/minn2=288r/minn3=72.18r/minP1=6.41KWP2=6.16KWP3=5.61KWT1=42510N·mmT2=204260N·mmT3=742250N·mm42.5N?mK