機械設(shè)計課程設(shè)計帶式輸送機傳動裝置說明書.docx

1、機械設(shè)計基礎(chǔ)一、設(shè)計任務(wù)1、帶式輸送機的原始數(shù)據(jù)輸送帶拉力 F/kN2.6輸送帶速度 v/(m/s)1.4滾筒直徑 D/mm3602、工作條件與技術(shù)要求1）輸送帶速度允許誤差為：xx%；3）工作情況：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，兩班制工作，載荷變化不大；4）工作年限： 5 年；6）動力來源：電力，三相交流，電壓380V，3、設(shè)計任務(wù)量：1) 減速器裝配圖一張（ A0）；2) 零件工作圖（包括齒輪、軸的 A3 圖紙）；3）設(shè)計說明書一份。計算及說明結(jié)果二、傳動方案擬定方案：1、結(jié)構(gòu)特點：5643121- 電動機2- 帶傳動3- 減速器4- 聯(lián)軸器5- 滾筒6- 傳送帶1）外傳動機構(gòu)為帶傳動；2）減速器為一級齒

2、輪傳動。2 、該方案優(yōu)缺點：優(yōu)點： 適用于兩軸中心距較大的傳動；、帶具有良好的撓性，可緩和沖擊，吸收振動；過載時打滑防止損壞其他零部件；結(jié)構(gòu)簡單、成本低廉。缺點： 傳動的外廓尺寸較大； 、需張緊裝置；由于打滑，不能保證固定不變的傳動比；帶的壽計算及說明結(jié)果命較短；傳動效率較低。三、電動機的選擇1. 電動機的類型按工作要求和工作條件選用Y系列三相籠型異步電動機，臥式封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓380V。2. 工作機功率 PW（KW）P F w V w kw w 1000 w式中 Fw=2600N V=1.4m/sW是帶式輸送機的功率，取 W=0.95代入上式得p = 2600 1.4 =3.83Kww

3、10000.95電動機的輸出功率功率P o 按下式PPw kwo式中為電動機軸至卷筒軸的傳動裝置總效率經(jīng)查表，彈性聯(lián)軸器1個，聯(lián)軸器傳動效率c =0.99;滾動軸承 2 對，滾動軸承效率r =0.99;圓柱齒輪閉式1對，齒輪傳動效率g =0.97; V 帶開式傳動 1 幅 ， 1=0.95; 卷筒軸滑動軸承潤滑良好 1 對， 5=0.98;總功率 =1rgc 5=0.8762計算及說明結(jié)果所以電動機所需工作功率為po3.834.37Kw0.8762考慮 1.01.3的系數(shù)，電動機額定功率Pm= pw =3.83Kw(1.01.3) P0Pm=4.375.68 kW，取 5.5kW3. 確定電動

4、機轉(zhuǎn)速按機械設(shè)計課程設(shè)計表2-3 推薦的傳動比合理范圍，一級同軸式圓柱齒輪減速器傳動比i620而工作機卷筒軸的轉(zhuǎn)速為46101.4nw74.31 minDr所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nm =455.861486.2電動機選型： Y132M1-6 參數(shù)如下額定功率Pm=5.5 kW電動機轉(zhuǎn)速nm=960總效率四、計算總傳動比及分配各級的傳動比0.87621）總傳動比 i =nm / nw=960/74.31= 12.922) 總傳動比 i =i1 i2電機所需工計算及說明結(jié)果試取i1 =3.2，i2=4作 功 率po五、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算4.37Kw1 、各軸的轉(zhuǎn)速軸n1nm960 rmin

5、軸n2= 960 =300 r電機的額定3.2min滾筒軸nw= n2=300 rmin功率2 、各軸轉(zhuǎn)速輸入功率Pm=5.5kWp0=4.37kw軸pp0c =4.370.99 =4.33kw軸21gr =4.330.99 0.97 =4.15kw滾筒軸pw2cr =4.07kw3 、各軸的輸入轉(zhuǎn)矩計算nw 74.31r min軸T=9550pn4.33 N .m =43.07 N.m= 9550960軸T2= 95502n 2=95504.15 N .m =132.11 N.m電機型號為：300工作軸T w =9550wY132M1-6n w=95504.07 N .m =129.56 N

6、.m300電動機轉(zhuǎn)速計算及說明結(jié)果電機軸Tm=9550p mnmnm=960r/min=95505.5 N .m =54.71960六、傳動零件的設(shè)計計算1 、 皮帶輪傳動的設(shè)計計算i=12.92（1） 選擇普通 V 帶截型由 課 本 3P153 表8-9得 ： kA=1.3P0=4.37KW初選V 帶傳送功率 Pc=KAP0=1.3 4.37= 5.681KWi 帶=i1=3.2 ，i 齒輪 =i2=4據(jù) Pc =5.681KW和 n1=960 r min由課本 3P154 圖8-12 得：選用 B 型 V 帶（2） 確定帶輪基準(zhǔn)直徑，并驗算帶速n1 960 rmin由 3 課本 P145表

7、8-4 ，取 d1=140mmdmin=125n2=300 r mind2=i帶 d1(1- )=3.2 125(1 -0.02)=nw=n2=300392mmrmin由 3 課本 P145表8-4 ，取 d2=400mm帶速 V：V=d1n1/60 1000p0=4.37kw= 125960/60 1000P1=4.33kw=6.28m/sP2=4.15 kw計算及說明結(jié)果在525m/s 范圍內(nèi)，帶速合適。PW=4.07kw（3） 確定帶長和中心距初定中心距 a0=1.5 （ d1+ d2 ）=810mmT =43.07L0=2a0+(d1+d2)/2+(d2 -d1)2/4a0N.m=28

8、10+3.14(140+400)+(400-140 )2/4 450=3336.46mm根據(jù)課本 3 表 P143（8-5 ）選取相近的 Ld=3550mm T2=132.11N.m確定中心距aa0+(Ld-L0)/2=810+(3550-3336.46)/2=916.77mm(4) 驗算小帶輪包角1=180 -57.3 (d2 -d1)/aT w =129.56N.m=180-57.3 (400-140)/916.77=163.75 120（適用）（5）確定帶的根數(shù)Tm=54.71單根 V 帶傳遞的額定功率. 據(jù) d1和 n1，查課本N.m3P151 圖8-6 得 P0=2.08KW，計算及

9、說明結(jié)果由課本 3 式（ 8 -17 ）得傳動比i=d2/d1(1-)=400/140(1-0.02)=2.92查 3 表 8-8 ，得K=0.9 5；查 3 表8-3 得KL=1.09，查 3 表8 -7 得Pc =5.681KWPo =0.3 KWZ= PC/(Po +Po)KKLd1=140mm=5.681/(2.08+0.3) 0.9 51.09=2.31 ( 取3根)d2=400mm(6) 計算軸上壓力由課本 3 表8-2 ，查得 q=0.,17kg/m ，由課本V=6.28m/s3 式（ 8-32 ）單根 V 帶的初拉力：F0=500PC/ZV2.5/Ka-1+qV2a0=810m

10、m=500x5.681/3x6.28(2.5/0.95-1)+0.17x39.4384L 0=3336.46mm=252.69N則作用在軸承的壓力FQa=916.77mm計算及說明結(jié)果FQ=2ZF0sin(1/2) 1=163.75 =23252.69sin(163.75/2)=291.55N2、齒輪傳動的設(shè)計計算P0=2.08KW（ 1）選擇齒輪材料與熱處理：所設(shè)計齒輪傳動屬于閉式傳動，通常傳動比 i=2.92齒輪采用軟齒面。查閱表3表5-5 ，選用價格便 Po =0.3 KW宜便于制造的材料，小齒輪材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)，齒面硬度 260HBS；大齒輪材料也為 45鋼，正火處Z取3根理，硬度

11、為 215HBS；精度等級：運輸機是一般機器，速度不高，查閱表3 表5-4 ，故選 8級精度。(2) 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計F0=252.69N由d1(6712 kT1(u+1)/ du H2)1/3確定有關(guān)參數(shù)如下：傳動比i 齒=4FQ =291.55N取小齒輪齒數(shù)Z1=20。則大齒輪齒數(shù)：Z2=iZ1=420=80 取 Z2=80計算及說明結(jié)果根據(jù)工作條件，選取載荷系數(shù)為K=1.3由課本 3 表5-8 取 d=1.1(3) 轉(zhuǎn)矩 T1T1=9550101010P1/n1=9550101010Z1=204.37/960=43472.4NmZ2=80(4)根據(jù)工作條件，選取載荷系數(shù)為K=1.3

12、2、齒輪傳動的設(shè)計計算（1）選擇齒輪材料與熱處理：所設(shè)計齒輪傳動屬于閉式傳動，通常齒輪采用軟齒面。查閱表 3 表5-5 ，選用價格便宜便于制造的材料，小齒輪材料為 45鋼，調(diào)質(zhì)，齒面硬度 240HBS；大齒輪材料也為 45鋼，正火處理，硬度為 200HBS；精度等級：運輸機是一般機器，速度不高，查閱表3 表5-4 ，故選 8級精度。(2) 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計T1=43074.48NmN1=1.3824 10 9N2=3.456 108由d1(2KT 1/ d)(u+1/u)（ E 計算及說明結(jié)果H/ H ）2 1/3確定有關(guān)參數(shù)如下：傳動比i 齒=4取小 齒輪齒 數(shù) Z1=20。 則大齒輪

13、 齒數(shù)： Z2=iZ1= 420=80 取 Z2=80根據(jù)工作條件，選取載荷系數(shù)為K=1.3d 1 43.85mm由課本 3 表5-8 取 d=1.1(3) 轉(zhuǎn)矩 T1T1=9550101010P1/n1m=2.5mm=95501010104.33/960=43074.48Nm(4) 根據(jù)工作條件，選取載荷系數(shù)為 K=1.3, 標(biāo)準(zhǔn)齒輪 H=2.5(5) 由課本 3 表 5-7 查得材料的影響系數(shù)E=1881 2Mpa(5) 許用接觸應(yīng)力 H，由課本 3 圖5-28 查得： Hlim1 =600MpaHlim2 =550Mpa(6) 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：d1=50mm按一年 300個工作日，每班 8

14、h 計算，由課本 3d2=200mm計算及說明結(jié)果公式 (5-16) N=60njLh計算N1=609601283005=1.3824109N2=N1/i齒 =1.3824109/4=3.456108F1 =1772.98N(7) 查 3課本圖5-26中曲線1，得K =1.0 ，HN1KHN2=1.05F1 =72.75Mpa(8) 接觸疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù) S=1.0，失效率為 1%，由3 課本式5-15 得：F2 =65.88Mpa H 1= KHN1Hlim1 /S=600x1/1=600 Mpa H 2= KHN2Hlim2 /S=550x1.05/1=577.5Mpa故得：(9)

15、計算小齒輪分度直徑 d1，帶入 H 中較小值21/3d1(2KT 1/ d)(u+1/u) （ EH/ H ）=(2 1.3 43074.48/1.1)(5/4)（ 2.5 188/ 577.5 ）2 1/3=43.85mmV=2.512m/s模數(shù)： m=d 1/Z 1=43.85/20=2.19mm計算及說明結(jié)果由課本 3 表5-1 ，取模數(shù) m=2.5mmd1=m Z1=2.5 20=50mm(10) 校核齒根彎曲疲勞強度由課本 3 表5-6 ，差得彎曲疲勞壽命系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)：d=35mmYFa1=2.8 Y Sa1=1.55 ；YFa2=2.22 Y Sa2=1.77由應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查

16、課本3 圖 5-25 得彎曲疲勞壽命系數(shù)：KFN1=0.85KFN2=0.9由課本 3 圖 5-27 兩齒輪的彎曲疲勞強度極限分別為：FE1=500 MpaFE2=380 Mpa計算彎曲疲勞強度， 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由課本 3 式5-15 得： F 1= KFN1FE1/S=0.85 500/1.4=303.57Mpa F 2=KFN2FE2/S=0.9 380/1.4=244.29MpaFt=3.09NFr=1.12NT=132108NFt=1321.08NFr=480.83N計算及說明分度圓直徑： d1=mZ1=2.520mm=50mmd2=mZ2=2.580mm=200mm計

17、算圓周力：F1=2T1/d 1=243074.48/50=1772.98N計算輪齒齒根彎曲應(yīng)力B=dd1=1.1 50=55由課本 35-20 得： F1=(KFt /Bm) Y Fa1 Y Sa1=(1.3 1772.98/55 2.5) 2.8 1.55=72.75Mpa303.57 Mpa F2=(KFt /Bm) Y Fa12YSa1=(1.3 1772.98/55 2.5) 2.22 1.77=65.88Mpa 244.29 Mpa故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠(10) 齒輪幾何參數(shù)計算：P=m=3.142.5=7.85mm結(jié)果L 2=96mmPb=Pcosa=7.85cos20=7.3

18、8mm計算及說明結(jié)果h =h*m=12.5=2.5mmFt=1.32Naahf = (h a* +c * )m=(1+0.25) 2.5=3.125mmda1= d 1+2ha=50+22.5=55mmFAY =0.24Nda2=d2+2ha=200+22.5=205mmFAZ= 0.66Ndf1 =d1-2h f =50- 23.125=43.75mmMC1 =11.52NmMC2 =31.68Nmdf2 =d2-2h f =200-23.125=193.75mma=m(z1+z2)/2= 2.5(20+80)/2=125mmMC=21.6Nm(10) 計算齒輪的圓周速度 VV=n1d1/6

19、01000=3.1496050/60 1000=2.512m/sV6m/s，故取 8級精度合適七、減速器軸的設(shè)計計算從動軸設(shè)計1、選擇軸的材料確定許用應(yīng)力Mec =26421.6Nmme=2.89MPa選軸的材料為 45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。查 3 表11-1 可知得計算及說明結(jié)果b =650Mpa,s=360Mpa, -1 b=60Mpa查3 表11-3 ，取 C=126，由式 11-2 得：dC(P/n) 1/3 =126(4.15/300)1、3=30.25mm d=22mm考慮鍵槽的影響以及聯(lián)軸器孔徑系列標(biāo)準(zhǔn)，應(yīng)將該軸斷直徑增大 3%，即 d=30.251.03=31.2mmm，取標(biāo) T=4

20、3074Nmm 準(zhǔn)直徑得 d=35mmFt=1723N齒輪所受的轉(zhuǎn)矩：Fr=627NT=9.55106P/n=9.55 1064.15/300=132108Nmm2、齒輪作用力求圓周力：Ft =2T/ d 2=2132108/ 200=1321.08N求徑向力：Fr =Ft tan =1321.08tan20 。=480.83N3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計Ft=1.72N軸結(jié)構(gòu)設(shè)計時， 需要考慮軸系中相配零件的Fr=0.63N尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結(jié)計算及說明構(gòu)草圖。（1）、聯(lián)軸器的選擇可采用彈性柱銷聯(lián)軸器，查2 表9.4 可得聯(lián)軸器的型號為 HL3聯(lián)軸器： 3582 GB5014-8

21、5（2）、確定軸上零件的位置與固定方式單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯(lián)軸器，齒輪靠油環(huán)和套筒實現(xiàn)軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現(xiàn)周向固定，兩端軸承靠套筒實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定 ，軸通過兩端軸承蓋實現(xiàn)軸向定位，聯(lián)軸器靠軸肩平鍵和過盈配合分別實現(xiàn)軸向定位和周向定位結(jié)果FAX =F BY =0.315NFAZ =F BZ =0.86NMC1 =15.75NmMC2 =43NmMC=29.375NmMec =17229.65Nme=6.38Mpa（3）、確定各段軸的直徑將估算軸 d=35mm作為外伸端直徑d1與聯(lián)軸器相L h=24000h

22、配，考慮聯(lián)軸器用軸肩實現(xiàn)軸向定位，取第二段直徑為 d2=40mm齒輪和左端軸承從左側(cè)裝入， 考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應(yīng)大于 d2，取d3=45mm，為便于齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應(yīng)大Fr1 =F r2 =1748.5N于 d3，取 d4=50mm。齒輪左端用用套筒固定 , 右端用軸環(huán)定位 , 軸環(huán)直徑 d5 滿足齒輪定位的同時 , 還應(yīng)滿計算及說明結(jié)果足右側(cè)軸承的安裝要求 , 根據(jù)選定軸承型號確定 . 右端軸承型號與左端軸承相同 , 取 d =45mm.6Fa1=F a2=1101.6N(4) 選擇軸承型號 . 由1P270 初選深溝球軸承 , 代號為6209, 查手冊可

23、得 : 軸承寬度 B=19,安裝尺寸 D=52,故軸環(huán)直徑 d5=52mm.(5 ）確定軸各段直徑和長度段：d1=35mm長度取 L150mmII段：d2=40mm初選用 6209深溝球軸承，其內(nèi)徑為 59=45mm,寬度P= 4294.3N為19mm考.慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁， 軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離。取套筒長為 20mm，通過密封蓋軸段長應(yīng)根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應(yīng)有一定矩離而定，為此，取該段長為 55mm，安裝齒輪段長度應(yīng)比輪轂寬度小 2mm,故 II 段長：L2=（2+20+19+55）=96mmL H=219311hIII段： d 3=45mmL 3=L1-2=

24、50-2=48mm段： d 4=50mm長度與右面的套筒相同，即L4=20mm計算及說明結(jié)果段： d5=52mm.5長度 L =19mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=96mm(6) 按彎矩復(fù)合強度計算求分度圓直徑：已知 d=200mmFr1 =F r2 =1045.18求轉(zhuǎn)矩：已知 T=132.11 N.m求圓周力：Ft =2T/d=2132.11/ 200=1.32N求徑向力 FFa1 =F a2=658.46NrFr =Ft tan =1.32 tan20 0=0.48N因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=48mm主動軸的設(shè)計1、選擇軸的材料確定許用應(yīng)力選軸的材料為 45號鋼，調(diào)質(zhì)

25、處理。查2 表13-1 可知： b=650Mpa,s=360Mpa,查2 表13-6 可知：P=2566.9N b +1=215Mpa 0=102Mpa, -1=60Mpa2、按扭轉(zhuǎn)強估算軸的最小直徑單級齒輪減速器的低速軸為轉(zhuǎn)軸，輸出端與聯(lián)軸器計算及說明結(jié)果相接，從結(jié)構(gòu)要求考慮，輸出端軸徑應(yīng)最小，最小直徑為：L H=219311hdC (P/n) 1/3查2 表13-5 可得， 45鋼取 C=126則 d126(4.33/960)1/3 mm=20.81m考慮鍵槽的影響以系列標(biāo)準(zhǔn)，取d=22mm3、齒輪上作用力的計算齒輪所受的轉(zhuǎn)矩：T=9.55106P/n=9.55 1064.33/960=

26、43074N齒輪作用力：圓周力： Ft =2T/d=2 43074/50N=1723N徑向力： Fr =Ft tan20 0=1723tan20 0=627N確定軸上零件的位置與固定方式單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置在齒輪兩邊。齒輪靠油環(huán)和套筒實現(xiàn) 軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現(xiàn)周向固定，兩端軸承靠套筒實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定 ，軸通過兩端軸承蓋實現(xiàn)軸向定位，計算及說明結(jié)果4. 確定軸的各段直徑和長度初選用 6206深溝球軸承，其內(nèi)徑為 30mm,寬度為 16mm。.考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面與箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定矩離，則取套筒長為 20mm，則該段長

27、 36mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為 2mm。(2) 按彎扭復(fù)合強度計算求分度圓直徑：已知d=50mm求轉(zhuǎn)矩：已知T=43.07Nm求圓周力 Ft ：Ft =2T/d=2 43.07/50=1.72N求徑向力 Fr ：Fr =Ft tan =1.72 tan 200=0.63N兩軸承對稱LA=LB=50mm八、減速器滾動軸承的選擇及壽命計算從動軸上的軸承根據(jù)根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命Lh=530028=24000h計算及說明結(jié)果由初選的軸承的型號為 : 6209,查 1 表 14-19 可知 :d=55mm,外徑D=85mm,寬度B=19mm,基本額定動載荷Cr =31500N, 基本靜載荷CO

28、r=20500N（1）已知 n2=300 r/min兩 軸 承 徑 向 反 力 ： Fr1 =Fr2 =Fr =Ft tan20 0=2T/d tan20 0=1748.5N根據(jù)課本 2P265 （11-12 ）得軸承內(nèi)部軸向力FS=0.63Fr 則 FS1=FS2=0.63F r1 =0.63x1748.5=1101.555N(2) FS1+Fa=FS2 F a=0故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端Fa1=FS1=Fa2=FS2=1101.6N(3) 求系數(shù) x、yFa1/F r1= 1101.6/1748.5=0.96Fa2/F r2 =1101.6/1748.5=0.96Fa1/CO

29、r=1101.6/20500=0.054根據(jù)課本 3 表（ 12-6 ）得 e=0.26Fa1/F r1 e，查表 12-6 ，可得計算及說明結(jié)果X=0.56Y=1.71(4) 計算當(dāng)量載荷 P1、P2根據(jù)課本 312-7,取 f p=1.5 ，由式 12-7 得P=f P(XFr +YFa)=1.5 (0.561748.5+1.711101.6)=4294.3N(5) 軸承壽命計算深溝球軸承 =3由課本 12-6 表得 f T=1根據(jù)手冊得 6209型的 Cr =31500N由課本 312-3式得LH=106(f TCr /P) /60n=106(1 31500/ 4294) 3/60X30

30、0=219311 h 48000h預(yù)期壽命足夠主動軸上的軸承選擇(1) 由初選的軸承的型號為 :6206計算及說明結(jié)果查1 表14-19 可知 :d=30mm,外徑 D=62mm,寬度B=16mm,基本額定動載荷Cr =19500N本靜載荷 COr=11150N查2 表10.1 可知極限轉(zhuǎn)速 13000r/min根據(jù)根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命Lh=10 300 28=48000h（1）已知 n1=960(r/min)兩 軸 承 徑 向 反 力 ： Fr1 =Fr2 =Fr =Ft tan20 0=2T/dtan20=1045.18根據(jù)課本 1 （11-12 ）得軸承內(nèi)部軸向力F =0.63FR則SF =F =0.63Fr1=0.63x1045.18=658.46NS1S2(2)S1aS2aF +F =FF =0故任