機械設計基礎課程設計皮帶輸送機傳到裝置設計

1、目 錄前 言.2一、電動機的選擇.3二、總傳動比及各軸傳動比分配.4三、各軸運動參數(shù)和動力參數(shù)的計算4四、v帶傳動設計5五、齒輪傳動設計.7六、箱體的結構設計.10七、軸的設計計算.12八、軸承的選擇及校核計算.16九、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算.18十、聯(lián)軸器的設計.19十一、潤滑與密封.20參考資料.21前 言（一)設計目的：通過本課程設計將學過的基礎理論知識進行綜合應用，培養(yǎng)結構設計，計算能力，熟悉一般的機械裝置設計過程。(二)傳動方案的分析：機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是

2、否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。本設計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案采用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為單級斜齒圓柱齒輪減速器。帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉(zhuǎn)矩時，結構尺寸較其他形式大，但有過載保護的優(yōu)點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉(zhuǎn)矩，減小帶傳動的結構尺寸。齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現(xiàn)代機器中應用最為廣泛的機構之一。本設計采用的是單級斜齒輪傳動。一、 電動機的選擇設計計算與內(nèi)容設計結果&#

3、160;1、選擇電動機的類型：按照工作要求和條件選用y系列一般用途的全封閉自扇式籠型三相異步電動機。  2、電動機輸出功率：滾筒的功率:           pwfw.vw/1000w             2600*2.6/1000*0.96         

4、60;   7.04kw電動機輸出功率：根據(jù)簡圖，查手冊2-3得：v帶傳動效率為0.96；滾動軸承效率為0.980.99（取0.99）；聯(lián)軸器效率為0.98；一般圓柱齒輪傳動效率為0.97；滾筒效率為0.96又因為總帶軸承齒輪聯(lián)軸器滾筒               0.96*0.99*0.99*0.97*0.98*0.96        0.859p0pw/

5、         8.196kw電動機的額定功率：8.196kw       p(1.01.3)p0（8.19610.65）kw滾筒轉(zhuǎn)速：nw60vw×1000/d             138 r/min確定總傳動比的范圍電動機的轉(zhuǎn)速n；按表推薦的各種傳動比范圍取v帶傳動比（2-4），單級圓柱齒輪傳動比（3-5）,總的傳動比范圍為： 

6、       ii1×i2         (24) ×(35)620       n(620) ×115        6602300r/min在該范圍內(nèi)電動機的轉(zhuǎn)速有：750r/min、1000r/min、1500r/min，取電動機同步轉(zhuǎn)速為1000r/min，因此選擇電動機行型號y160m-

7、4                同步轉(zhuǎn)速；1500r/min                滿載轉(zhuǎn)速：1460 r/min，              

8、60; 額定功率：11kw。          pw7.04kw           p08.196kw     nw138r/min         同步轉(zhuǎn)速為1500r/min 額定功率為11kw二、總傳動比及各軸傳動比分配設計計算與內(nèi)容設計結果

9、1、計算總傳動比      inm/nw1460/13810.58  2、 各級傳動比分配 為使v帶傳動的外部尺寸不至于過大，初選傳動比i帶輪=i1=2.645，則齒輪傳動比為：i齒輪=i2i/i14  i12.645  i24三、各軸運動參數(shù)和動力參數(shù)的計算設計計算與內(nèi)容設計結果1、0軸（電動機軸）p08.196 kw    n01460 r/mint09550 p0/ n053n.m2、1軸（高速軸）p1p0×18.196

10、*0.967.868 kwn1n0/i11460/2.465552/mint19550p1/n1136 n.m3、2軸（低速軸）p2p1×齒輪×齒輪×軸承7.868*0.99*0.99*0.977.482kwn2n1/i2552/3138r/mint29550p2/n2518n.m4、3軸（滾筒軸）pwp2×聯(lián)軸器×滾筒7.482*0.98*0.967.04kwnwn2138 r/min   tw9550pw/nw487n.m參  數(shù) 軸      

11、60;    號 0軸 1軸 2軸 w軸功p(kw)8.1967.8687.4827.04轉(zhuǎn)速n(r/min)1460552138138轉(zhuǎn)矩t（n.m）53136518487傳動比i2.645 3 1效率0.960.98 0.95p0=8.196kwn0=1460r/min t0=53n.m p1=7.868kwn1552r/mint1136n.mn2138r/mint2518n.mp2=7.482kwpw7.04kwnw=138r/mintw487n.m 四、v帶傳動設計 設計計算與內(nèi)容設計結果1、確定設計功率pc由<<

12、機械設計基礎>>表13-8得ka1.2pcka*p01.2*8.196 9.835kw2、選擇普通v帶型號根據(jù)pc9.835kw，n01460 r/min。由圖13-5應選a 型v帶。3、 確定帶輪基準直徑dd1、dd2由機械設計基礎圖13-9取dd1106mm，dd1106mmddmin75mmdd2n0dd1/n1(1-)（1460/552）*106*（1-）274.765mm取標準直徑dd2280mm，則實際傳動比i、從動輪的實際轉(zhuǎn)速分別為：idd2/dd1280/1062.64n2n1/i1460/2.64553r/min4、驗證帶速v從動輪的轉(zhuǎn)速誤差在±

13、;5%以內(nèi)，為允許值。vdd1n1/60×1000*105*1460/60*1000 m/s8.099m/s帶速在525m/s范圍內(nèi)。5、確定帶的基準長度ld和實際中心距a由式(8.14)得0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2）0.7（280+105）a02（280+105）取a0580mm由式（8.15）得     l02a0+(dd1+dd2) /2+(dd2-dd1)2/4a02*580+（280+106）/2+（280+106）*（280+106）/4*5801779mm由表13-2選取基準長度ld1800 mm由式（13-1

14、6）得實際中心a為aa0+（la-l0）/2580+(1800-1779 )/2 mm 590 mm6.、校核小帶輪包角1由式（13-1）得1=180°-（dd2-dd1）×57.3°/a=180°-(280-106)/590=163°>120° 7.確定v帶根數(shù)z由表13-2得 zpc/(p0+p0)kakl   根據(jù)dd1106mm，n01460 r/min，查表13-3用內(nèi)插法得   p01.47kw  查表k0.98p00.17 kw由表13-2查得帶長度修正系

15、數(shù)kl1.01，由圖8.11查得包角系數(shù)k0.98,得普通v帶根數(shù)   zpc/ppc/(p1+p1)kkl5.95根圓整得6根8、 求初拉力f0及帶輪軸上的壓力fq由表查得 a型普通v帶的每米長質(zhì)量q0.1 kg/m，根據(jù)式（13-17）得單根v帶的初拉力為     f0500pc/zv（2.5/k-1）+qv2       500*9.835/（6*8.099）（2.5/0.98-1）+0.1*8.099*8.099    

16、;  163.5n作用在軸上的壓力fq為fq2×f0zsin（163°/2）2*5*156.959 sin（163°o/2）1940n9、設計結果按本章13-5進行設計（設計過程略）。 中心距a590mm，帶輪直徑dd1106mm，dd2280mm，軸上壓力fq1940n。 ka1.2pc=9.835kw  dd1=105mmdd2=280mm   i2.64n2=553r/min v=8.099m/s a0580mm ld=1800mm 

17、60;a590mm   1163°      p0=1.47kw p0=0.17 k0.98 z6f0=163.5n  fq=1940n  結果選擇6根。 五.齒輪傳動設計1、齒輪傳動的設計計算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鋼,調(diào)質(zhì)，齒面硬度為197286hbs。大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)，齒面硬度為156217hbs；根據(jù)查資料【1】表11-2選8級精度。按齒面接觸疲

18、勞強度設計1.確定公式中各個參數(shù)值選小齒輪齒數(shù)z=24，z= i·z=96,2.確定極限應力查資料【1】11-1圖.小齒輪按齒面硬度值255hbs，查得小齒輪=600；=450；大齒輪按齒面硬度值200hbs，查得大齒輪=380，=300查表115得s=1，=1.25則有：600 由表查得，按原動機和工作機特性選k=1.5查表可取=1.1節(jié)點區(qū)域系數(shù)=2.5,材料系數(shù)t1=9.55×10·p/n=136127n·mm.計算小齒輪分度圓直徑和轉(zhuǎn)速. 代入數(shù)據(jù)得=67.43mm模數(shù)：m=/z=3.67cos15°=2.71查表41取m=3，中心距a

19、=m（24+96）/2 cos15° =186.33取a=190mm，重新確定=arccosm（24+96）/2a=18.6°a.分度圓直徑及頂隙： =m·z/cos=76mm =m·z/ cos=304mmb.齒頂高和齒根高：c. 齒頂.齒根圓直徑： d. 中心距：a=（+）/2=190mme.齒寬：b=67.43mm 故b1=75mm,b2=70mmz=24z2=96 k=1.5=1.1=67.43mmm=3=18.6°d1=76mmd2=304mmha=3mmhf=3.75mmda1=82mmda2=310mmdf1=68.5mmdf2=

20、296.5mma=190mmb1=75mmb2=70mm1.確定復合齒形系數(shù)及外齒輪齒根修正系數(shù)查【標準外齒輪齒形系數(shù)與應力修正系數(shù)】表得；=2.70 ,=2.23；(表118)=1.61，=1.81(表132).2.計算齒根彎曲應力 所以齒根的彎曲強度足夠。3、齒輪的圓周速度=所以8級精度合適：v=2.08m/s六箱體結構設計（1）.窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔，以便檢查齒面接觸斑點和赤側(cè)間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內(nèi)。窺視孔上有蓋板，以防止污物進入機體內(nèi)和潤滑油飛濺出來。（2）放油螺塞減速器底部設有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注。（3）.

21、油標油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標有各種結構類型，有的已定為國家標準件。 （4）. 通氣器減速器運轉(zhuǎn)時，由于摩擦發(fā)熱，使機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內(nèi)熱漲氣自由逸出，達到集體內(nèi)外氣壓相等，提高機體有縫隙處的密封性能。 （5）. 啟蓋螺釘機蓋與機座結合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結后結合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋。在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋螺釘，便于拆卸端蓋。對于需作軸向調(diào)整的套環(huán)，如裝上二個啟蓋螺釘，將便于調(diào)整。 （6）. 定位銷 為了保證

22、軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用螺栓聯(lián)結后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠些。如機體結構是對的，銷孔位置不應該對稱布置。 （7）. 調(diào)整墊片 調(diào)整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調(diào)整軸承間隙。有的墊片還要起調(diào)整傳動零件軸向位置的作用。 （8）. 環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤，用以搬運或拆卸機蓋。 （9）. 密封裝置 在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進入機體內(nèi)。密封件多為標準件，其密封效果相差很大，應根據(jù)具體情況選用。箱體結構尺寸選擇如下表：名稱符號計算公式結果箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地腳

23、螺釘直徑m20地腳螺釘數(shù)目查手冊4軸承旁聯(lián)結螺栓直徑m14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）m8視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4） 8，至外箱壁的距離查手冊表1122018外箱壁至軸承端面距離=+（510）46大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離>1.212齒輪端面與內(nèi)箱壁距離>9箱蓋，箱座肋厚8軸承端蓋外徑高、低軸+（55.5）180軸承旁聯(lián)結螺栓距離高、低軸180七、軸的設計計算一、高速軸放入設計計算1、按扭矩初算軸徑選用45#鋼，調(diào)質(zhì)，硬度197286hbs查資料【2】并查表10-2，c=118107取c=115考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=2

24、7.88×(1+5%)mm=29.274mm選d=30mm2.軸的結構簡圖：3、軸的結構設計 （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，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定 （2）確定軸各段直徑和長度d1=30mm d2=d1+（510）=30+5=35mmd3=40mmd4=40+2*6=52mm初選用6208深溝球軸承，內(nèi)徑為40mmd5=(52+2*7)*（1+0.05）=66mmd6=52mmd7=40mm (3)軸各段長度 x1=d

25、1*（1.52）=54mmx2=51mmx3=37mmx4=b齒輪-(35)=75-3=72mmx5=1.4h=10mmx6=7mmx7=18mm(4)軸的強度計算求齒輪上作用力的大小和方向：a.小齒輪的分度圓直徑d1=76mm.作用在軸右端帶輪外力：f=981n,l=96mm，k=0.5l1+l2+0.5l3=87mmb.作用在小齒輪上的轉(zhuǎn)矩為t1=136127n.mmc. 求圓周力 =2t1d1=2*13612776=3580nd.求徑向力e.求軸向力fafa=ft*tan=1208n（5）軸承支反力： 根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。n。f1v=(fr

26、*0.5l-fa*0.5d）/l=210nf2v=fr-f1v=1376n-210n=1166n（6）.畫彎矩圖：右起第四段中點的剖面處的彎矩： 水平面的彎矩： 垂直面的彎矩： f力產(chǎn)生的彎矩圖m2f=f.k=981*0.087nm=85nm，a-a截面產(chǎn)生的彎矩為:maf=f1f*l/2=43nm 合成彎矩： 畫轉(zhuǎn)矩圖： 畫當量彎矩圖：因為是單向回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈沖循環(huán)，取可得右起第四段剖面c處的當量彎矩為; 判斷危險截面并驗算強度：右起第四段剖面當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以第四段為危險截面已知查表得：則<40mm所以設計是合理的。彎矩扭矩圖二、低速軸的設計計算1、按扭矩初

27、算軸徑選用45#，調(diào)質(zhì)鋼，硬度（197286hbs）查資料【2】并查表10-2，c=118107取c=115考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=43.5×(1+5%)mm=45.675mm選d=48mm2軸的結構設計 （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，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定 （2）確定軸各段直徑和長度d1=48mm d2=d1 +2*（510）=48+12=55mmd3=60mm初選用6012深溝球軸承，內(nèi)徑為60mmd4

28、=74mmd5=90mmd6=74mmd7=60mm (3)軸各段長度 x1=84(j1型)查資料【2】表8-2聯(lián)軸器gys6y型l1=84mm（油潤滑）x2= m+e+l'=50mmx3=43mmx4=68mmx5=11mmx6=5.5mmx7=22mm d=30mmd1=30mm d2=35mmd3=40mmd4=52mmd5=66mmd6=52mmd7=40mmx1=54mmx2=51mmx3=37mmx4=72mmx5=10mmx6=7mmx7=18mmft=3580nfr=1376nfa=1208nf1h=1790nf1f=889nf2f=1870nf1v=210nf2v=1

29、166nmav=56nmmav=11nmm2f=85nmmaf=43nmma=146nm=130nmt=136me=167nmd=48mmd1=48mm d2=55mmd3=60mmd4=74mmd5=90mmd6=74mmd7=60mmx1=84mmx2=50mmx3=43mmx4=68mmx5=11mmx6=5.5mmx7=22mm 八、軸承的選擇及校核計算根據(jù)根據(jù)條件，軸承預計壽命lh=16×300×10=48000小時1.高速軸承選擇計算  初選深溝球軸承為6208型 cr=29.5kna.求齒輪圓周力fa作用下軸承所受力fa=fa齒/2=604nf2f=

30、1870n f2v=1166n f2h=1790n n=552r/minb.求齒輪在徑向力fr作用下軸承所受力 fr= (f2f- f2v)2+ f2h2=1923n 查表6-1手冊cr=29.5kn cor=18.0knfa/ cor=604/18000=0.03356查表16-11e=0.22+(0.26-0.22)/(0.056-0.028)(0.03356-0.028)=0.228fa/ fr=604/1923=0.314>0.228查表16-11得x=0.56 ，y=1.99+（1.71-1.99）/（0.26-0.22）（0.228-0.22）=1.934p=xfr+yfa=

31、2244n查表16-9 fp=1.1 16-8 ft=1cr=fp.p/ft*(60nlh/1000000)1/3代入數(shù)據(jù)得cr=15797n<29500n所以軸承6208合適2.低速軸承選擇計算初選深溝球軸承為6212型 cr=47.8kna.求齒輪圓周力fa作用下軸承所受力fa=fa齒/2=1150/2=575nf2v=2020n f2h=1703 n=138r/minb.求齒輪在徑向力fr作用下軸承所受力fr= (f2h+ f2v)2=2642n查表6-1 cr=47.8kn cor=32.8knfa/ cor=575/32.8=0.0175e=0.19-(0.22-0.19)/(

32、0.028-0.014)*(0.014-0.013)=0.188< fa/ fr=0.19查表16-11，x=0.56,y=2.3p=x*fr+yfa=733n查表16-9：fp=1.1,16-8 ft=1cr=fp.p/ft*(60nlh/1000000)1/3代入數(shù)據(jù)得cr=5.7kn<47.8kn所以所選6012軸承合適。lh=48000小時選擇6208cr=29.5kncor=18.0kne=0.228x=0.56y=1.934選擇6212cr=47.8kn cor=32.8kne=0.19x=0.56y=2.3九、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1.輸入軸與大帶輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接此段d高=30mm l1=54mm. 查手冊得，選用c型平鍵.取標準系列長度：l=45mm.工作長度 = l-b2=41mmt=136127n·mm根據(jù)公式：該鍵選擇合適。2. 輸入軸與小齒輪連接采用平鍵連接此段d高=52mm，l2=b1=72mm查手冊得,選a平鍵b*h=16*10取標準系列長度l=50mm工作長度l=l-b=36mmt1=136127n·mm該鍵選擇合適。3.輸出軸與大齒輪用平鍵連接：d低=74mm,l3=