機械設計---設計一帶式輸送機傳動裝置

1、機械設計課程設計計算說明書設計題目：設計一帶式輸送機傳動裝置機械設計及其自動化專業(yè)二班設計者指導老師韋衡冰2010年12月20日梧州學院目錄一. 設計任務書2二. 傳動裝置總體設計3三. 電動機的選擇 4四. V帶設計 6五. 帶輪的設計 8六. 齒輪的設計及校核 9七. 高速軸的設計校核 14八. 低速軸的設計和校核 21九軸承強度的校核 29十.鍵的選擇和校核 31十一 減速箱的潤滑方式和密封種類的選擇32十二.箱體的設置 33十三.減速器附件的選擇35十四設計總結37十五。參考文獻 38.任務設計書第1題：設計帶式輸送機傳動裝置*)r題號1-A1-B1-C1-D1-E輸送帶的牽引力F/k

2、N21.251.51.61.8輸送帶的速度v/（m1.31.81.71.61.5輸送帶滾筒的直徑D/mm180250260240220工作條件：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，空載起動，使用期10年（每 年300個日），小批量生產(chǎn)，兩班制工作，輸送機工作軸轉(zhuǎn)速允許誤 差為士 5%生產(chǎn)條件：中等規(guī)模機械廠，可加工 78級齒輪及蝸輪 動力來源：電力，三相交流（380/220）設計工作量： 1.減速器裝配圖一張（ A1）2零件圖（13）3. 設計說明書一份 選擇數(shù)據(jù)：輸送帶的牽引力 F=2kN 輸送帶的速度 v=1.3m/s 輸送帶滾筒的直徑 D=180二、選擇電動機1 傳動裝置的總效率：t= n x n

3、x n x n x n x 5式中： 1為 V 帶的傳動效率，取 1=0.96；2 為兩對滾動軸承的效率，取 2=0.99；3 為一對圓柱齒輪的效率，取 3=0.97;4 為彈性柱銷聯(lián)軸器的效率，取 4=0.98； 5為運輸滾筒的效率，取 5=0.96。所以，傳動裝置的總效率 =0.96x0.99x0.99x0.97x0.98 x0.96=0.86 電動機所需要的功率P=FV/ =2000 x1.3/0.86=3.02kw。2卷筒的轉(zhuǎn)速計算nw =60 x 1000V/ n D=60x 1000 x 1.3/3.14 x 180=138r/minV 帶傳動的傳動比范圍為 i 1 =25。機械設

4、計第八版 155 頁：傳動比大，會減小帶輪包角。當帶輪 的包角減小到一定程度時， 帶傳動就會打滑， 從而無法傳遞規(guī)定的功率。因此，帶傳動的傳動比一般為i < 7,推薦值為i=25。單級圓柱齒輪減速器，推薦傳動比為i 2 < 810。詳見機械設計第八版413頁，表18-1單級圓柱齒輪減速器總傳動比的范圍為16, 50;電動機的轉(zhuǎn)速范圍為2208,5520;3. 選擇電動機的型號：根據(jù)工作條件，選擇一般用途的Y系列三相異步電動機，根據(jù)電動機所需的功率，并考慮電動機轉(zhuǎn)速越高，總傳動比越大，減速器的尺 寸也相應的增大，所以選用 Y112M-2型電動機。額定功率4KW，滿載轉(zhuǎn)速2890 (r

5、/min)，額定轉(zhuǎn)矩2.2 (N/m),最大轉(zhuǎn)矩2.3 (N/m)。4. 計算傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比總傳動比 ib 二 n / nw =2890/138=20.9式中：n為電動機滿載轉(zhuǎn)速；nw為工作機軸轉(zhuǎn)速。取V帶的傳動比為i 1 =3,則減速器的傳動比i 2二i b/3=6.96;5. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)6. 計算各軸的轉(zhuǎn)速。I 軸：n1 = n / i 1 = 2890 / 3 二 963.32 r/minH 軸：n2 = ni /6.96 二 138r / min卷筒軸：n3 二 n2 =138r/min7. 計算各軸的功率I 軸：Pi 二P x n 1=3.02X

6、 0.96=2.8992kWH 軸 P2 二 pi x n 2 Xn 3=2.8992 x 0.99 x 0.97=2.7841kW卷筒軸的輸入功率：Ps二P2XnX=?.7841 X0.98 X0.99=2.7kW&計算各軸的轉(zhuǎn)矩電動機軸的輸出轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩：T°=9550 P/n=9550 3.02/2890=9.98 N- mI 軸的轉(zhuǎn)矩:T1=TiX iiX n1 x 9.98X3X3.96 X0.99=28.45N - mH 軸的轉(zhuǎn)矩：Ts=T2 i2 q ns=28.45X5.96 X3.99 X0.97=190.15 N -m第二部分傳動零件的計算三. V型帶零件設計1

7、. 計算功率：Pca=KaX P=1.3 X 4=5.2KwkA工作情況系數(shù)，查表取值1.3;機械設計第八版156頁P電動機的額定功率2. 選擇帶型根據(jù)PcA=5.2kW, n=2890可知選擇A型；機械設計第八版157 頁由表8-6和表8-8取主動輪基準直徑dd1=90mm則從動輪的直徑為dd2=270mm,從表8-8取dd2=280mm3. 驗算帶的速度71 dd nv亠=3.14 x 90 x 2890/(60 x 1000)=13.6m/s60 1000機械設計第八版155頁：當帶傳動的功率一定時，提高帶速，可以降低帶傳動的有郊拉力，相應地減少帶的根數(shù)或者 V帶的橫截面積，總體上減少帶

8、傳動的尺 寸；但是，提高帶速，也提高了V帶的離心力，增加了單位時間內(nèi)帶的循環(huán)次數(shù)，不利于帶傳動的疲勞強度和壽命。降低帶速則有相的 反的利弊。由此可見，帶速不宜過高或過低，一般推薦v=525m/s,最咼帶速 vmax<30m/S。顯然13.6m/s<30m/s這說明這個速度合理4、確定普通V帶的基準長度和傳動中心矩根據(jù) °.7(ddi+dd2)<ao<2(ddi + dd2)，初步確定中心矩 a o =500mm詳見到機械設計第八版152頁，中心距的選定5計算帶所需的基準長度：L do=2a0+ n (ddl+dd2)/2+(dd2-dd1) /4a02=2X

9、500+3.14 x (90+280)/2+(280-90)/4 x 500=1599mm詳見機械設計第八版158頁公式8-22的引用帶的基準長度Ld根據(jù)Ldo由表8-2選取Ld=1600mm6. 計算實際中心距aa=a 0+(L d-L do)/2 =500+(1600-1599)/2=501mm機械設計第八版158頁公式8-23的引用:廠 1800 -(dd2-dd1)57.30/a=158.27>90機械設計第八版158頁公式8-25的引用7. 確定帶的根數(shù)ZZ=Pca=5.2/ (1.66+0.36)X 0.96x 0.99=2.708(p。P0)k ：k機械設計第八版158頁公

10、式8-26的引用8.計算預緊力(F/mi n =5°°_pZ(1) qvKa機械設計第八版158頁公式8-27的引用機械設計第八版149查表8-3得q=0.1 (kg/m)5 22 52Fo =5001 0.1 1.251112.2 0. 152 =1112.3141.25x3 10.96丿9.計算作用在軸上的壓軸力a0Fp=2zF0sin 2 3 1112.3 sin79.1 - 6553.4N2機械設計第八版158頁公式8-28的引用四. 帶輪結構設計帶輪的材料采用鑄鐵主動輪基準直徑dd1=90mm，故米用腹板式(或?qū)嵭氖?，從動 輪基準直徑dd2=280mm,米用孔板

11、式。五. 齒輪的設計1.選定齒輪的類型，精度等級，材料以及齒數(shù)；(1) .按傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動；(2) .減速器運輸機為一般工作機器，工作速度不是太高，所以選用7 級精度(GB10095-88);(3) .選擇材料。由表10-1可選擇小齒輪的材料為45Gr(調(diào)質(zhì))，硬度 為280HBS，大齒輪的材料為45剛(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS,二者 的材料硬度相差為40HBS。(4) 選小齒輪的齒數(shù)為24,則大齒輪的齒數(shù)為Z2=24X 6.96=167.04 , 取 Z2=1682按齒面接觸強度進行設計由設計公式進行計算，即2小2323ktTi u 1( Ze )S u J H1機械設計第

12、八版203頁公式10-9a的引用選用載荷系數(shù)K t=1.33.計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩54=95.5 X 10 X 2.899/963.3=2.874 x 10N- m機械設計第八版205頁:由表10-7選定齒輪的齒寬系數(shù) =1 ; d7機械設計第八版201頁:由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)1ZE=189.8MPa2由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限-Hlim1=600Mpa;大齒輪的接觸疲勞強度極限-Hlim2=550MPaN1 = 60n1 jLh=60X963.3 x 1 X( 16X300x 10) =2.77 x 1098N2=60n2jLh=60X 138X 1

13、X (16 X 300X 10)=3.97 X10機械設計第八版206頁公式10-13的引用4. 計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1，得1K 二HN1SJjmJ =540MpaK 二貲 皿=522.5Mpa機械設計第八版205頁公式10-12機械設計第八版207頁Khni =0.9 ,KhN2 =0.955. 計算接觸疲勞許用應力。試算小齒輪分度圓的直徑d it，帶入中較小的值2di323KTi u 牛 Ze )d u=2.3231.3 2.874 1046.96 16.96(189.8 f522.5=41.296mm(1) 計算圓周的速度V：d n1t 160 10003

14、.14 41.296 963.360 1000=2.08mm/ s(2) 計算齒寬bb二 d =1 41.296mm=41.296mmd 1t(3) 計算齒寬和齒高之比模數(shù)mtd 1t=41.296-1.7224齒咼 h =2.25m t =2.25" 1.72=3.87 mmb _ 41.296h 3.87= 10.67(4) 計算載荷系數(shù)。根據(jù)V=2.08mm/s;7級精度，可查得動載系數(shù)k =1.08;機械設V/計第八版194頁圖10-8F,Z直齒輪可得使用系數(shù)k A = 1;機械設計第八版193頁k =1.31;機械設計第八版197頁表10-4H -由 b =10.67, k

15、 h ： = 1.31 可得 K f ： = 1.25故載荷系數(shù) K = K K K K . =1 1.08 1 1.31=1.41AVHqHJ5機械設計第八版192頁 公式10-2的引用(5) 按實際的載荷的系數(shù)校正所算得的分度圓直徑。1 kh 41d = dJ=41.296x= 42.477mm11冷 K 七Y 4.3(6) 計算模數(shù)m。d1m =z142.47724= 1.77mm;6. 按齒根彎曲強度設計彎曲強度的計算公式m;機械設計第八版201頁I " d Z1F(1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1) 查表可得小齒輪的彎曲疲勞強度極限:-FE1 =500Mpa;大齒輪的彎曲強度極

16、限fe2=380 Mpa機械設計第八版208頁2) 查表可得彎曲疲勞壽命系數(shù) K =0.86, K =0.87;FN1FN273) 計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式可得aFN10.86 5001.4= 307.14 MaK FN2> FE20.87 3801.4= 236.14 Ma4）計算載荷系數(shù)vK1 1.08 1 1.25=1.355）查取齒形系數(shù)查得 YFa12.65= 2.145Fa2機械設計第八版200頁6）查取應力校正系數(shù)。查表可得YSa11.58Y Sa2=1.97機械設計第八版200頁YFaYsa7）計算大，小齒輪的 并加以比較。丫 Fa1丫 S

17、a1_2.65 1.58307.14。363236.14丫 Fa2丫 Sa2 一 2145845 =。.。詠大齒輪的數(shù)值大。（2）設計計算。1 242口餐235 細4 1040.01676 "31對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力， 僅 與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模 數(shù)2.3并就近圓整為標準值 m=1.5，按接觸強度計算得的分度圓直徑d i=42.477mm,算出小齒輪數(shù)d 1 = 42.477m 1.5= 28.3,

18、取 29大齒輪的齒數(shù)Z 2=29X 6.96=2°2綜上所述，這樣設計出的齒輪傳動比穩(wěn)定，不僅滿足了齒面接觸 疲勞強度，而且滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，提高了效率，有效減少各種失效，再者避免了浪費，故設計這種齒輪。7. 幾何尺寸的計算(1)計算分度圓直徑d1=zi m=29X 1.5=43.5mm d2=z2 m=20X 1.5=303mm(2)計算中心距da =一43.5 + 3032= 173.25(3 )計算齒輪的寬度b 二 “d 廣43.5mmd 1六. 軸的設計與校核(一)低速軸的計算1.軸的材料選取選取45鋼，調(diào)制處理，參數(shù)如下硬度為HBS= 220抗拉強度極

19、限e = 650MPa屈服強度極限cs = 355MPa彎曲疲勞極限（P1 = 275MPa剪切疲勞極限t 1= 155MPa許用彎應力=60MPa2初步估計軸的最小直徑i【軸上的轉(zhuǎn)速n2功率p2由以上機械裝置的運動和動力參數(shù)計算部分可知n2 =138r/min ； p2=2.7841kw取 Ao=115p =3l.3lmm n22 =115 n2上式為機械設計第八版370頁公式15-2的引用輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑du .為了使所選的軸的直徑d|與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需要同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca二KaT2，查表14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩變化小，故取KA =1.5

20、.則J二心丁2 = 1.5 190 =285 N mm按照計算轉(zhuǎn)矩 J應小于聯(lián)軸器公稱 轉(zhuǎn)矩的條件。查機械零件手冊（第 5版），選HL2型彈性套柱銷聯(lián) 軸器，半聯(lián)軸器孔的直徑d1=32mm,長度L = 82mm,半聯(lián)軸器與軸 配合的轂孔長度L1=60mm,取dI 4I = 32mm3擬定軸的裝配方案込輪配令處1II niivv vi4.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。(1) 選取d=32mm, L： = 60mm。因1-11軸右端需要制出一個 定位軸肩，故取d山| = 37mm。(2) 初選滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承，參照工作要求， 由軸知其工作要求并根據(jù) d

21、n-m =38mm,查機械 零件手冊(第五版)，選取軸承型號為6280 ,其中 d=40mm,D=80mm,B=18mm,所以 dm-叩=dv-可=40mm,ln-叩=1 皿-呱=18mm(3) 取做成齒輪處的軸段W - V的直徑d心二45mm,齒輪的右端 與右軸承之間采用套筒定位，齒輪的寬度為 44mm,取I v-在=44mm(4) 軸承端蓋的總寬度為20m m。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于 對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與帶輪右端，面間的距離 I = 30mm, 故取 11| $ =50mm。(5) 齒輪距箱體內(nèi)壁a=10mm,軸承位距箱體內(nèi)壁s=5mm,I iv- v =1 可-v

22、=a+s=15mm,d- v =d-皿=42mm5計算過程根據(jù)軸上的結構圖作出軸的計算簡圖。確定軸承的支點位置大致 在軸承寬度中間。1Li=l I- +1 口-皿 +I 皿-iv=119mm2冷1皿-v+ Iv - Vi=4611L3= I v - v+I V - VD + I 皿-呱=4622L2 +L3=92mm計算支反力3作用在低速軸上的= 1254N2 190 10303Fr二 F&n ： =460£ncos -水平面方向IMb = 0FnH4 92-Ft 46=0 FnH4=627N' F=0,Fnh3 二 Ft - Fnh4 =1254-627 = 627

23、N垂直面方向IMb = 0,FNV4 92-Fr 46=0,故 FNv4 =230.45IF = 0, Fnv3 二 Fr -Fnv4 =460.9N -230.45N =230.45N計算彎距水平面彎距Mch=Fnh4 L 3= 627 46 =28842N mm垂直面彎矩McV3=FNV3 L2 =230.45 46 =10600.7N mMcv4 =fnh4 L3 = 230.45 46 = 10600.7N m支反力Fnh3 =627NFnh 4 = 627NFnv 3 = 230.45NFNv4 = 230.45N彎距MMH =28842N mmMcV3 M cv4 總彎距M 1 M

24、 2 扭距TT = 190 N m合成彎矩6.按彎扭合成應力校核軸的硬度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面 （即危險截面C）的強度。根據(jù)課本式373頁15- 5及上表中的值，并扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取a= 0.6,軸的計算應力Me2 (T )2-ca0.1 45330728/ (0.6 190 103)2 1000 MPa= 12.96 MPaca已由前面查得許用彎應力（T- 1=60MPa，因匚ca<（- 1,故安全。7精確校核軸的疲勞強度1）判斷危險截面截面A, n,m, B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所 引起應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn) 強度較為寬裕地確定的，所以截面 a, n,rn, B均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和 IV和v處的過盈 配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況看，截面 C上的應力最 大。截面IV的應