帶式輸送機課程方案一圓柱齒輪

1、個人資料整理 僅限學習使用機械設計基礎課程設計計算說明書一、傳動方案擬定2二、電動機的選擇2三、計算總傳動比及分配各級的傳動比3四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算3五、傳動零件的設計計算4六、軸的設計計算10七、滾動軸承的選擇及校核計算 13八、鍵的選擇和校核計算 14九、聯(lián)軸器的選擇15十、潤滑密封 1617十一、設計結(jié)果17十二、參考文獻設計計算一、傳動方案擬定1、工作條件：使用年限8年，每年按300天計算，兩班工作制，連續(xù) 單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)。環(huán)境溫度 20攝氏度。2、原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力 F= 2.6KN;帶速V= 1.45m/s；滾筒直徑D-420mm 3、設計方案：單級圓柱齒輪減速器和一級

2、帶傳動方案簡圖：圖1帶式輸送機的傳動裝置簡圖1、電動機；2、三角帶傳動；3、減速器；4、聯(lián)軸器；5、傳動滾筒；6、皮帶運輸機 表1常用機械傳動效率傳動類型選用指標平型帶三角帶齒輪傳動功率KW小 <20)中<= 100)大最大可達50000）單級傳動比 常用值）2-42-4圓柱圓錐3-62-3取大值615106-10機械傳動類型傳動效率Y圓柱齒輪傳動閉式傳動0.96 0.987-9級精度）開式傳動 0.940.96圓錐齒輪傳動閉式傳動0.94 0.977-8級精度）開式傳動 0.920.95市傳動平型帶傳動0.95 0.98V型帶傳動0.94 0.97滾動軸承 一對）0.98 -0.

3、995聯(lián)軸器0.99-0.995表2常用機械傳動比范圍二、傳動系統(tǒng)的參數(shù)設計一）電動機選擇1、電動機類型的選擇：Y型三相異步電動機2、電動機功率選擇：傳動裝置的總功率：查表2-4取彈性連軸器、圓柱齒輪、滾動軸承、V帶的效率分別為“帶=0.954軸承=0.98刀齒輪=0.984聯(lián)軸器=0.99“總二"帶X”軸承2X“齒輪X刀聯(lián)軸器X4聯(lián)軸器=0.95X0.98 2X0.9 8X0.99 X0.9 9=0.876電機所需的工作功率：Pd=FV/“滾筒.”傳總=2600X 1.45/1000 X 0. 96 X 0.876=4.48 kW確定電動機轉(zhuǎn)速：計算滾筒工作轉(zhuǎn)速：n 筒=60X 1

4、000V/ tt D=60X 1000X 1.45/ 兀 X420=65.97r/min按課本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=36。取V帶傳動比I ' 1=24,則總傳動比理時范圍為I' a=624。 故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 n 筒=<624) X 65.97=763.9230556.68r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有 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：因此 有三種傳支比方案：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=1

5、500r/min按手冊表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I 1=36。取V帶傳動比I 2=24,則總傳動比范圍為I總=624。n 電動機=I 總 x n 筒=(6 24>x 65.97=395.81583.3r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有 750、1000、和1500r/min 。3、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Y132M26。其主要性能：額定功率：5.5 kW,滿載轉(zhuǎn)速960r/min。（二 計算傳動裝置的總傳動比及分配各級傳動比1、總傳動比：i總中電動/n筒=960/65.97=14.552、分配各級傳動

6、比1）根據(jù)指導書，取齒輪i帶=3.3單級減速器i=24合理）2） vi總"i齒輪x i帶i 帶=i 總/i 齒輪=14.55/3.3=4.4三）運動參數(shù)及動力參數(shù)計算1、計算各軸轉(zhuǎn)速r/min）ni = n電動機 =960r/minn=n/i 帶=960/3.3=290.9 r/minnm =m/i 齒輪=290.9/4.4=65.97r/min2、計算各軸的功率P= 4.39 kW。Pi =P X 4帶=4.39 義 0.95=4.17 kWPii =Pi X ” 軸承 X ” 齒輪=4.17 X 0.99 X 0.96=3.96 kW3、計算各軸扭矩Ti= 9550 X Po/m

7、=9550X 4.39/960 =43.67 N- mTii=9550X Pi/nii=9550X 4.17/290.9=136.9 N - mTiii =9550X Piii /n iii =9550X 3.96/65.97=573.26 N - m三、傳動零件的設計計算.V帶傳動的設計計算1>.確定計算功率Pc由于每天工作時間T=16h,運輸裝置工作時有輕度沖擊，由表8-7查得工作情況系數(shù) Ka=1.2,故Pca=KA>P1=1.2 4.48kW =5.38kW2>.選擇V帶的帶型根據(jù)Pca,ni由圖8-10選擇B型V帶。3>.確定帶輪的基準直徑ddi并驗算帶速u由

8、表8-6和8-8,取小帶輪的基準直徑dd1=125mm。按式<8-13)驗算帶速：u=nI/(60 1000>二冗義 12960/60000=6.28m/s因為5m/s<u <30m/敞帶速合適。4>.計算大帶輪的基準直徑dd2根據(jù)式(8-15a>則dd2=itMd1=3.3 ¥25=412.5 mrnfi表 8-3取dd2=400mm5>.確定V帶的中心距a和基準長度Lo根據(jù)式 0.7(dd1+dd2><a<2(dd1+dd2>算得 367.5<a<1050mm則取ao=600mm由式<8-22)計

9、算基準長度Lo=2a+0.5 e<ddd2>+0.25(dd2-dd1>2/a2=2X600+0.5 兀 X (125+)>+0.25 900-125>2/600=2056mrrr 2000mm6>.驗算小帶輪的包角a由包角公式 a l8qdd2-ddi>57.50/a=1800-(400-125> X57.5/600=1540>12007>.計算帶的根數(shù)z單根V帶傳遞的額定功率.據(jù)dd1和n1,查課本1表15-7得 P0 = 1.16KWiwl時單根V帶的額定功率增量.P0= Kbn1(1-1/Ki>=0.036KW查1表 1

10、5-10,得 Ka =0.957 ;查1表 15-12 得 KL = 1.06Z= PC/(P0+AP0>Ka KL= 5.24/(1.16+0.036 > X 0.957 X1.0 6= 4.31取Z= 5根8>計算軸上壓力由課本1表15-1查得q = 0.11kg/m ,單根V帶的初拉力：F0= 500PC/ZV<2.5/K a -1 ) +qV2 2 =500x5.24/5x5.63(2.5/0.957-1>+0.11x5.63= 153.55kN則作用在軸承的壓力FQFQ= 2ZF0sin( a 1/2>= 2X5X153.55sin(1 59.23

11、 ° /2>= 1519.7N9>計算帶輪的寬度BB= <Z-1) e+2f= <5-1 ) X15+2X 10二80 mm10>大帶輪結(jié)構(gòu)設計可知dd2>300mm則選擇輪輻式V帶輪。與大帶輪相配的軸直徑大帶輪可以采用輪輻式結(jié)構(gòu)，帶速 >30m/s用鑄鐵HT150輪槽寬度14 >5=70.齒輪傳動設計計算<1)選擇齒輪材料與熱處理：所設計齒輪傳動屬于閉式傳動，通常齒輪采用軟齒面。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229-286HBW大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度 為 169-217HBW精度等級

12、：運輸機是一般機器，速度不高，故選 8級精度<2)按齒面接觸疲勞強度設計該傳動為閉式軟齒面，主要失效形式為疲勞點蝕，故按齒面接觸疲 勞強度設計，再按齒根彎曲疲勞強度校核。設計公式為：d1> 76.43KTi(U+1>/(hu(tH2>1/3載荷系數(shù)K查課本1表13-8 K = 1.2轉(zhuǎn)矩 TI TI = 138210N mm解除疲勞許用應力bH = (THlim ZNT/SH按齒面硬度中間值查1圖13-32(THlim1=600Mpa(THlim2=550Mpa接觸疲勞壽命系數(shù)Zn：按一年300個工作日，每天16h計算，由公 式N= 60njLh計算N1= 60X 29

13、0.9 X 8X 300X 168 = 6.7x10N2= N1/i 齒=6.7x10 9 /4.48 = 1.52 X10查1課本圖 13-34 中曲線 1,得 Znti= 1.04Znt2= 1.12按一般可靠度要求選取安全系數(shù)SH= 1.0(tH1 =(T Hlim1 Znt/SH= 600x1.04/1= 624 Mpa(rH2 = H Hlim2Znt/SH= 550x1.12/1= 616Mpa故得：（rH= 605Mpa計算小齒輪分度圓直徑di由1課本表13-9按齒輪相對軸承對稱布置,取 （|）d=1.0 U = 4.4由1課本表 13-10 得 ZE= 189.8（N/mm2&

14、gt;12將上述參數(shù)代入下式d1> 76.43 KT1（U+1>/（|）dU（tH2> 1/3=62.44mm取 d1 = 65 mm計算圓周速度V= nl Ttd1/<60X 1000）= 290.9 X3.14 X65/<60X 1000）=0.99m/ sV< 6m/s故取8級精度合適<3）確定主要參數(shù)齒數(shù) 取Z1 = 25Z2= Z1X i 齒=25X4. 4= 110模數(shù)m = d1/Z1 = 65/25=2.6查模數(shù)標準表格，取m=3mm分度圓直徑d1 = m Z2= 25X3= 75mmd2= m Z2= 110X 3= 330mm中心距

15、a=<d1+ d2） /2= <75+330） /2=202.5mm齒寬b=小 d*d1 =1.0 x 6 5= 65mm取 b2=65mmb1 =b2+5 mm=70 mm(4校核齒根彎曲疲勞強度齒形系數(shù)YF查1課本表10.13% = 2.65Yf2= 2.176應力修正系數(shù)Ys查1課本表10.14%=1.59Ys2= 1.808許用彎曲應力crF(TF= (TFlim Ynt/Sf由課本1圖10.25 按齒面硬度中間值得(7 Flim1 = 240Mpa(T Flim2 = 220Mpa由課本1圖13-33 得彎曲疲勞壽命系數(shù)YntYnT1 YnT2 1按一般可靠性要求，取彎曲

16、疲勞安全系數(shù) 0=1 計算得彎曲疲勞許用應力為-F1= Fiim1 Ynt/Sf=240X 1/1 = 240Mpa(T F2 = (T Flim2 Ynt/Sf =220X 1/1 = 220Mpa校核計算(rF1 = 2kT1¥1YS1/ <bm2Z1)= 2X1.2 X1 38210X 2.65 X 1.59/<65 X 32X25) =95.56Mpa< (tfi2 一、(rF2= 2kT1Y2%2/ <bm Z1)=95.56 義 1.808 X 2.716/(1.59 義 2.65>= 113.37Mpa< (tf2故輪齒齒根彎曲疲勞強

17、度足夠(5>齒輪的幾何尺寸計算齒頂圓直徑dada1 =d1+2ha= 75+6= 81mmda2= d2+2ha= 330+6= 336mm齒全高hh =(2 ha*+c*>m =(2+0.25> x 3 = 6.75 mm齒根高 hf = <ha*+c*)1.25 x 3= 3.75mm齒頂高 ha=ha*m = 1X3 = 3mm齒根圓直徑dfdf1 =d1-2hf =75-7.5 = 67.5mmdf2 =d2-2hf =330-7.5 = 322.5mm(6>齒輪的結(jié)構(gòu)設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)。大齒輪的有關(guān)尺寸計算如下：軸孔

18、直徑d = 60mm輪轂直徑 D1=1.6d=60X 1.6 = 96mm輪轂長度 L= 1.2d = 1.2 X 60= 72mm輪緣厚度 6 0=(3-4>m = 9-12mm取 6 0= 10mm輪緣內(nèi)徑 D2= da2-2h-2 6 0= 336-2X6.75 20= 302.5 mm取 D2 = 300mm腹板厚度 C= (0.2-0.3>b =13-19.5mm取 C= 18mm腹板中心孔直徑 D0= 0.5(D1+D2>= 0.5(96+300>二198mm腹板孔直徑d0=15-25mm 取d0= 20mm齒輪倒角取C2三)軸的設計計算I、輸入軸的設計計算

19、1、軸的結(jié)構(gòu)設計軸上零件的定位，固定和裝配選用45#M質(zhì)鋼，硬度<217255HBS)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 用套筒或者彈性擋圈軸向固定，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 確定軸各段直徑和長度2、軸的結(jié)構(gòu)設計軸上零件的定位，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確定軸各段直徑和長度乂、a e / .1/3=<103126)d1AAo(P/n1&

20、gt;)mm(9.42/1460>1/3=<19.123.4、ac 1/3=<103126)d2> Ao(P2/n2>mm1/3=<26.131.9(8.48/521.42>1/3d3>Ao(P5/n3>1/3=<103126)mm1/3=<41.250.4(8.14/127.14>1/3選取聯(lián)軸器類型聯(lián)軸器的孔徑，由表14-1查得Ka=1.3,則聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca=KaTIII =1.3X611.28=794.6 NJ- mm.按計算轉(zhuǎn)矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩條件，查GB/T 5014-2003選用TL3型彈性柱

21、銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1000 N- mm半聯(lián)軸器孔徑d=50mm故取d I - H =50mm聯(lián)軸器長度L=112mm由于半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1應該小于L,所以取L I - H =110mm右段需要制一個軸肩，高約未4故取dn - m =50+4X 2mm=58mm根據(jù)課程設計，當軸肩用于軸上零件定位和承受內(nèi)力時，應具有一定高度，軸肩差一般可取610mm用作滾動軸承內(nèi)圈定位時，軸肩的直徑應按軸承的安裝尺寸取。如果兩相鄰軸段直徑的變化僅是為了軸上零件裝拆方便或區(qū)分加工表面時兩直徑略有差值即可，例如取15mmt可以采用相同公稱直徑而不同的公差數(shù)值?？紤]滾動軸承的裝拆，選用深溝球滾動軸承型

22、號為“ 6212”，由標 準查得裝滾動軸承 D直徑為110mm寬為22mm取齒輪距箱體內(nèi)壁距離 a=15mm考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s=8mm則因此輸入軸由小端到大端可以設計出各段軸的直徑，考慮齒輪端面 和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應有一定距離。取套筒長為15mm通過密封蓋軸段長應根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應有一 定矩離而定，所以輸出軸由小端到大端可以設計出各段軸的直徑分別為：50mm 58mm 62mm 66mm 76mm 62mm根據(jù)課程設計表3-1 ,表4-1以及圖4-1 ,得6 取 10mm, 6 1 取 8mm,齒輪頂圓至

23、箱體內(nèi)壁的距離： 1=10mm齒輪端面至箱體內(nèi)壁的距離： 2=10mm因為齒輪的圓周速度V=5.96m/s>1.52.0 m/s故軸采用油滴潤滑 3=3mm軸承寬：33mm選用彈性套柱聯(lián)軸器查表得可算得 m=22mm e=12mm所以可以設計出各段軸的長度，分別為110mm 46mm 41mm 59mm 8mm 32mm軸上零件的周向固定齒輪、大帶輪與軸的周向定位采用平鍵連接.齒輪處軸由表6-1查得 平鍵bx h=18x 11mm鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為63mm為了保證齒輪與軸 配合有良好的對中性，故選擇配合為H7/n6,同樣，大帶輪與軸的連接選用平鍵bx h=14X 9mm長32mm配

24、合為過渡配合 H7/k6確定軸上圓角與倒角尺寸查表15-2,軸左端倒角為2X45。,右端倒角為2X45o.軸肩處圓角半徑見圖紙標注.軸的校核計算(e)M3匚對于輸入軸校核：Tiii =9550PIII/n 川=9550X 8.14/127.17=611.28N mFt=2Tiii /d1=611.28/321=3080.8NFr=Fttan a=1386N繪制軸受力簡圖<a)繪制垂直面彎矩圖<b)FAY=FBY=Fr/2=0.693NMC1=FAYL/2=40.194Nm繪制水平面彎矩圖<c)FAZ=FBZ=Ft/2=1504.4N MC2=FAZL/2=87.232Nm繪制

25、合彎矩圖<d)MC=(MC12+MC22>1/2=96.046Nm繪制扭矩圖<e)T=9.55<P1/n1) =61.16Nm繪制當量彎矩圖<f)Mec=Mc2+<x T 2 1/2=102.362Nm校核危險截面C的強度(re=Mec/0.1d3=49.8MPa< (r-1b該軸強度足夠。四、滾動軸承的選擇計算(1>根據(jù)根據(jù)條件，軸承預計壽命Lh=8X300X 16= 38400h從動軸上的軸承由初選的軸承的型號為：6211,查2附表5-1基本額定動載荷Cr=43.2KN查1表 19-6 Kp = 1.2兩軸承徑向反力：FAR= FBR= &l

26、t;FHA2+ FVA2 1/2=(604.82+1661.52> 1 /2=1768.2NP=KpX FR仁 1.2 X 1768.2= 2121.8NCr = P(Lhn H / 16667>1/ 3= 2121.8 X (24000 乂 95.52 / 16667>1/ 3 = 10952.6 N<Cr故所選用軸承合適(2>主動軸上的軸承：由初選的軸承的型號為：6208 查2附表5-1基本額定動載荷Cr=31.5KN查1表 19-6 Kp = 1.2左端軸承徑向反力：FBR= <FHB2+ FVB2 1/2= <2175.72+ 1661.52

27、) 1/2= 2737.6NP = KpX FBR= 1.2 X2737.6= 3285.12NCr=P(Lhn I / 16667>1/3=3285.12 X (24000X 384/ 16667>1/3= 26963.7N< Cr故所選用軸承合適五、鍵的選擇校核計算<1)主動軸外伸端d=30mm考慮到鍵在軸中部安裝，故選鍵 10x70 (GB/T1096-2003>b=10mm h=8mm L=70mm選才？45鋼，其許用擠壓應力(rp=100 MPao- p= 4TI/dhL=4x104.45x1000/34x8x(70-10>=25.6 MPa<

28、; (rp故所選鍵聯(lián)接強度足夠。<2)從動軸外伸端d=45mm考慮到鍵在軸中部安裝，故選鍵 14x100 (GB/T1096-2003>b=14mm h=9mm L=100mm選才？45鋼，其許用擠壓應力(rp=100 MPa0- p= 4TI/dhL=4x402.92x1000/45x9x(100-14>=46.3 MPa< (rp故所選鍵聯(lián)接強度足夠。<3)與齒輪聯(lián)接處d=60mm考慮到鍵在軸中部安裝，故在同一方為母線上。選鍵 16x63 (GB/T1096-2003>b=16mm h=11mm L=63mm選才？45鋼，其許用擠壓應力(rp=100 MPao- p= 4TI/dhL=4x402.92x1000/60x11x(63-16>=52 MPa< (rp故所選鍵聯(lián)接強度足夠。六、箱體、箱蓋主要尺寸計算箱體采用水平剖分式結(jié)構(gòu)，采用 HT200灰鑄