帶式輸送機常動裝置設計.doc

此文檔收集于網(wǎng)絡，如有侵權(quán)，請聯(lián)系網(wǎng)站刪除機械設計課程設計課題名稱： 帶式輸送機傳動裝置設計 系 別： 專 業(yè)： 班 級： 姓 名： 學 號： 指導老師： 完成日期： 目 錄第一章 緒論第二章 課題題目及主要技術參數(shù)說明2.1 課題題目 2.2 主要技術參數(shù)說明 2.3 傳動系統(tǒng)工作條件2.4 傳動系統(tǒng)方案的選擇 第三章 減速器結(jié)構(gòu)選擇及相關性能參數(shù)計算3.1 減速器結(jié)構(gòu)3.2 電動機選擇3.3 傳動比分配3.4 動力運動參數(shù)計算第四章 齒輪的設計計算(包括小齒輪和大齒輪)4.1 齒輪材料和熱處理的選擇4.2 齒輪幾何尺寸的設計計算 4.2.1 按照接觸強度初步設計齒輪主要尺寸 4.2.2 齒輪彎曲強度校核 4.2.3 齒輪幾何尺寸的確定4.3 齒輪的結(jié)構(gòu)設計第五章 V帶傳動設計1、確定計算功率2、確定V帶型號3、確定帶輪直徑4、確定帶長及中心距5、驗算包角6、確定V帶根數(shù)Z7、 確定粗拉力F08、計算帶輪軸所受壓力Q第六章 軸的設計計算(從動軸)5.1 軸的材料和熱處理的選擇5.2 軸幾何尺寸的設計計算 5.2.1 按照扭轉(zhuǎn)強度初步設計軸的最小直徑5.2.2 軸的結(jié)構(gòu)設計5.2.3 軸的強度校核第七章 軸承、鍵和聯(lián)軸器的選擇6.1 軸承的選擇及校核 6.2 鍵的選擇計算及校核6.3 聯(lián)軸器的選擇第八章 減速器潤滑、密封及附件的選擇確定以及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸的計算7.1 潤滑的選擇確定 7.2 密封的選擇確定 7.3減速器附件的選擇確定7.4箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸計算 第九章 總結(jié)參考文獻第一章 緒 論本論文主要內(nèi)容是進行一級圓柱直齒輪的設計計算，在設計計算中運用到了機械設計基礎、機械制圖、工程力學、公差與互換性等多門課程知識，并運用AUTOCAD軟件進行繪圖，因此是一個非常重要的綜合實踐環(huán)節(jié),也是一次全面的、 規(guī)范的實踐訓練。通過這次訓練，使我們在眾多方面得到了鍛煉和培養(yǎng)。主要體現(xiàn)在如下幾個方面：（1）培養(yǎng)了我們理論聯(lián)系實際的設計思想，訓練了綜合運用機械設計課程和其他相關課程的基礎理論并結(jié)合生產(chǎn)實際進行分析和解決工程實際問題的能力，鞏固、深化和擴展了相關機械設計方面的知識。（2）通過對通用機械零件、常用機械傳動或簡單機械的設計，使我們掌握了一般機械設計的程序和方法，樹立正確的工程設計思想，培養(yǎng)獨立、全面、科學的工程設計能力和創(chuàng)新能力。（3）另外培養(yǎng)了我們查閱和使用標準、規(guī)范、手冊、圖冊及相關技術資料的能力以及計算、繪圖數(shù)據(jù)處理、計算機輔助設計方面的能力。（4）加強了我們對Office軟件中Word功能的認識和運用。第二章 課題題目及主要技術參數(shù)說明2.1課題題目帶式輸送機傳動系統(tǒng)中的減速器。要求傳動系統(tǒng)中含有單級圓柱齒輪減速器及V帶傳動。2.2 主要技術參數(shù)說明 輸送帶的最大有效拉力F=5500N，輸送帶的工作速度V=1.45m/s，輸送帶的滾筒直徑260mm2.3 傳動系統(tǒng)工作條件 帶式輸送機在常溫下連續(xù)工作、單向運轉(zhuǎn)；空載起動，工作載荷較平穩(wěn)；兩班制（每班工作8小時），要求減速器設計壽命為8年，大修期為3年，中批量生產(chǎn)；三相交流電源的電壓為380/220V。2.4 傳動系統(tǒng)方案的選擇圖1 帶式輸送機傳動系統(tǒng)簡圖第三章 減速器結(jié)構(gòu)選擇及相關性能參數(shù)計算3.1 減速器結(jié)構(gòu)本減速器設計為水平剖分，封閉臥式結(jié)構(gòu)。3.2 電動機選擇（一）工作機的功率Pw =FV/1000=5500X1.45/1000=9.38(kw)（二）總效率 = =（三）所需電動機功率 查機械零件設計手冊得 Ped = 11kw電動機選用Y160L-6 n滿 = 970r/min額定轉(zhuǎn)矩2.03.3 傳動比分配 工作機的轉(zhuǎn)速n=601000v/（D） =6010001.45/(3.14260) =107(r/min)總傳動比： i總=n電動/n筒=970/107=9.07分配各級傳動比取齒輪i帶 =3（單級減速器i=24合理）i總=i齒輪i帶 i齒輪=i總/i齒輪=9.07/4=3.023.4 動力運動參數(shù)計算1、計算各軸轉(zhuǎn)速（r/min）2、 計算各軸的功率（kW）3、 計算各軸扭矩（Nm）將上述數(shù)據(jù)列表如下：軸號功率P/kW N /(r.min-1) /(Nm) i 011970108.3 30.96 110.56323.3311.9 210.03107895.23.020.95 39.74107869.3210.97第四章 齒輪的設計計算4.1 齒輪材料和熱處理的選擇 考慮減速器傳遞功率和閉式傳動方式，齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40Cr調(diào)質(zhì)，齒面硬度為240260HBS。大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)，齒面硬度220HBS。4.2 齒輪幾何尺寸的設計計算4.2.1 按照接觸強度初步設計齒輪主要尺寸 H= Hlim/SH，由機械設計手冊查得Hlimz1=700Mpa Hlimz2=600Mpa通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般較高可靠度要求選取安全系數(shù)，SH=1.25，SF=1.6H1=Hlim1/SH=700/1.25 Mpa=560 MpaH2=Hlim2/SH=600/1.25 Mpa=480 Mpa（一）小齒輪的轉(zhuǎn)矩 （二） 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K1（三） 計算齒數(shù)比 =3.02（四） 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，取1（五） 計算小齒輪分度圓直徑=（六） 確定齒輪的齒數(shù)和 傳動比i齒=3.02取小齒輪齒數(shù)z1=20。則大齒輪齒數(shù)：z2=iz1=3.0220=60.4（取61）（七） 確定齒輪模數(shù)m(取m=5)（八）實際齒數(shù)比 齒數(shù)比相對誤差 2.5% 允許（九） 計算齒輪的主要尺寸 中心距 齒輪寬度 B1 = B2 + (510) =105110mm) 取B1 =105(mm) （十）計算圓周轉(zhuǎn)速v并選擇齒輪精度 根據(jù)設計要求齒輪的精度等級為7級。4.2.2 齒輪彎曲強度校核（一）兩齒輪的許用彎曲應力F=(2kT1/bm2z1)YFaYSaH齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa根據(jù)齒數(shù)z1=20，z2=61根據(jù)機械設計手冊相得YFa1=2.94 YSa1=1.56YFa2=2.32 YSa2=1.72則許用彎曲應力F， F= Flim YSTYNT/SF根據(jù)機械設計手冊相得Flim1=450Mpa Flim2 =600Mpa按一般可靠度選取安全系數(shù)SF=1.6 計算兩輪的許用彎曲應力F1=FE1/SF=450/1.6Mpa=281.25MpF2=FE2 /SF =600/1.6Mpa=375Mpa將求得的各參數(shù)代入F1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(21278897.2259/905220) 2.941.56Mpa=56.85Mpa F1F2=(2kT1/bm2Z2)YFa2YSa2=(21278897.2259/955260) 2.321.72Mpa=15.62Mpa dmin=125mm dd2 = (n1/n2)(1-)dd1 = (970/323.3)160(1-0.02)=473.54 mm由機械設計手冊，取dd2=475mm 實際從動輪轉(zhuǎn)速n2=(1-)n1dd1/dd2= 970160(1-0.02)/475=320.20 r/min轉(zhuǎn)速誤差為：(n2- n2)/n2=(323.3-320.20)/323.3 =0.003120 （適用）（7）確定V帶的根數(shù)機械設計手冊，P0=2.66 kW，P0=0.3 kW，K=0.95，KL=1.05由機械設計手冊得z = PC/P=PC/(P0+P0) KKL) =13.2/(2.66+0.3) 0.951.05 = 4.47 所以取z = 5根（8）計算軸上壓力由教材P212表13-1查得q=0.17kg/m，由式（13-17）單根V帶的初拉力：F0=(500PC/zv)(2.5/K-1)+qv2=50013.2/(58.12)(2.5/0.95-1)+0.178.122 =276.44N則作用在軸承的壓力FQ，由教材，得FQ=2zF0sin(1/2)=25276.44sin(159.63 /2)=2720.84N第六章 軸的設計計算5.1 軸的材料和熱處理的選擇由機械設計手冊中的圖表查得選45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，HB217255=650MPa =60MPa C=1085.2 軸幾何尺寸的設計計算 5.2.1 按照扭轉(zhuǎn)強度初步設計軸的最小直徑從動軸=c=108=49.06(mm)考慮鍵槽=49.031.03=50.53（mm）選取標準直徑=50主動軸=c=108=34.52(mm)考慮鍵槽=34.52x1.03=35.56(mm)選取標準直徑=36mm5.2.2 軸的結(jié)構(gòu)設計根據(jù)軸上零件的定位、裝拆方便的需要，同時考慮到強度的原則，主動軸和從動軸均設計為階梯軸。輸入軸的設計計算（1）軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪右面由軸肩定位，左面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和套筒定位，則采用過渡配合固定 （2）確定軸各段直徑和長度1段：d1=36mm 長度取L1=54mm2段：d2=45mm 長度取L2 =57mm3段：初選用7210C型角接觸球軸承，其內(nèi)徑為50mm,寬度為24mm；取套筒長為28mmd3=50mm L3=24+28=52mm4段：d4=60mm L4= 48mm5段: h=0.14 d1 +5=0.1435+5=10mm d5 = d4 +2h=60+20=80mm L5 =1.4h=1.410=14mm6段：d6 =52mm L6 =14mm7段：d7 =50mm L7 =24mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=128mm輸出軸的設計計算1、 按扭矩初算軸徑選用45#調(diào)質(zhì)鋼，硬度（217255HBS）=49.031.03=50.53（mm）取d=50mm2、軸的結(jié)構(gòu)設計 （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，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。 （2）確定軸各段直徑和長度1段：d1=50mm 長度取L1=54mm2段：d2=60mm 長度取L2 =57mm3段：初選用7013C型角接觸球軸承，其內(nèi)徑為65mm,寬度為24mm；取套筒長為28mmd3=65mm L3=24+28=52mm4段：d4=75mm L4= 48mm5段: h=0.14 d1 +5=0.1435+5=10mm d5 = d4 +2h=60+20=95mm L5 =1.4h=1.410=14mm6段：d6 =67mm L6 =14mm7段：d7 =65mm L7 =24mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=128mm5.2.3 軸的強度校核按彎矩復合強度計算小齒輪:求分度圓直徑：已知d1=100mm求轉(zhuǎn)矩：已知T2=311900Nmm求圓周力：Ft根據(jù)教材P248式得Ft=2T2/d1=3119002/100=6238N求徑向力FrFr=Fttan=6238tan200=2270.45N因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=64mm (1)繪制軸受力簡圖（如圖a） （2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）軸承支反力：FAY=FBY= Fr /2=1135.225NFAZ=FBZ= Ft /2=3119N由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為MC1=FAyL/2=1135.22564/2=36.33Nm (3)繪制水平面彎矩圖（如圖c）截面C在水平面上彎矩為：MC2=FAZL/2=311964/2=99.808Nm (4)繪制合彎矩圖（如圖d）MC=(MC12+MC22)1/2=(36.332+99.8082)1/2=106.21Nm (5)繪制扭矩圖（如圖e）轉(zhuǎn)矩：T=9.55（P2/n2）106=311.9Nm (6)繪制當量彎矩圖（如圖f）轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭切引力按應力脈動循環(huán)變化，取=1，截面C處的當量彎矩：Mec=MC2+(T)21/2=106.212+(1311.9)21/2=329.49Nm (7)校核危險截面C的強度由教材P245式（14-5）e=Mec/0.1d43=329.49103/0.1603=15.25MPa -1b=80MPa該軸強度足夠。按彎矩復合強度計算大齒輪:求分度圓直徑：已知d2=305mm求轉(zhuǎn)矩：已知T3=895.2Nm求圓周力Ft：Ft=2T3/d2=2895.2103/305=5870.16N求徑向力Fr Fr=Fttan=5870.16tan20=2136.56N兩軸承對稱LA=LB=64mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAY=FBY=Fr/2=1068.28NFAZ=FBZ=Ft/2=2935.08N (2)由兩邊對稱，書籍截C的彎矩也對稱截面C在垂直面彎矩為MC1=FAYL/2=1068.2864/2=34.18Nm (3)截面C在水平面彎矩為MC2=FAZL/2=2136.5664/2=68.37Nm (4)計算合成彎矩MC=（MC12+MC22）1/2 =（34.182+68.372）1/2 =76.43Nm (5)計算當量彎矩：根據(jù)機械設計手冊得=1Mec=MC2+(T)21/2=76.432+(1895.2)21/2 =898.46Nm (6)校核危險截面C的強度由式（10-3）e=Mec/（0.1 d4）=898.46103/(0.1753)=21.30Mpa-1b=60Mpa第七章 軸承、鍵和聯(lián)軸器的選擇1、計算輸入軸承 （1）已知n2=323.3r/min兩軸承徑向反力：FR1=FR2=2788.97N初先兩軸承為角接觸球軸承7210C型由機械設計手冊得軸承內(nèi)部軸向力FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=1757.05N (2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端FA1=FS1=1757.05N FA2=FS2=1757.05N (3)求系數(shù)x、yFA1/FR1=1757.05N/2788.97N =0.63FA2/FR2=1757.05N/2788.97N =0.63根據(jù)課本得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR257600h預期壽命足夠2、計算輸出軸承 (1)已知n3=107r/min Fa=0 FR=FAZ=2469.3N試選7013C型角接觸球軸承根據(jù)機械設計手冊得FS=0.63FR,則FS1=FS2=0.63FR=0.632469.3=1555.66N (2)計算軸向載荷FA1、FA2FS1+Fa=FS2 Fa=0任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放松端兩軸承軸向載荷：FA1=FA2=FS1=1555.66N (3)求系數(shù)x、yFA1/FR1=1555.66/2469.3=0.63FA2/FR2=1555.66/2469.3=0.63根據(jù)機械設計手冊）得：e=0.68FA1/FR1e x1=1 y1=0FA2/FR257600h此軸承合格鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1、輸入軸與帶輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接輸入軸軸徑d1=36mm,L1=54mm查手冊得，選用C型平鍵，得：b=10 鍵108 GB1096-79 l=45mmT2=311.9Nm h=8mm根據(jù)教材P158（10-26）式得p=4T2/dhl=4311900/(36845) =96.27MpaR(110Mpa)2、輸入軸與齒輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d4=60mm L4=48mm T=311.9Nm查手冊 選A型平鍵鍵1811 GB1096-79l=32mm h=11mmp=4T/dhl=4311900/(601132) =59.07Mpap(110Mpa)3、輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑d4=75mm L4=48mm T=895.2Nm查手冊 選用A型平鍵鍵2012 GB1096-79l=40mm h=12mmp=4T/dhl=4895200/(751240)=99Mpa1.2 mm 取14mm。箱蓋、箱座肋厚m1=6mm，m2=6mm。軸承離連接螺栓距離s=44.78mm。氈圈油封高速軸