機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計帶式輸送機(jī)傳動裝置說明書

機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)一、設(shè)計任務(wù) 1、帶式輸送機(jī)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/mm360 2、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(yùn)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(diǎn)： 1）外傳動機(jī)構(gòu)為帶傳動； 2）減速器為一級齒輪傳動。 2、該方案優(yōu)缺點(diǎn)： 優(yōu)點(diǎn)：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(diǎn)：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；帶的壽命較短；傳動效率較低。三、電動機(jī)的選擇 1.電動機(jī)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(jī)，臥式封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓380V。 2.工作機(jī)功率PW（KW）式中Fw=2600NV=1.4m/sηW是帶式輸送機(jī)的功率，取ηW=0.95代入上式得==3.83Kw 電動機(jī)的輸出功率功率按下式 式中為電動機(jī)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=0.99;滾動軸承2對，滾動軸承效 率=0.99;圓柱齒輪閉式1對，齒輪傳動效率=0.97;V帶開式傳動1幅，η1=0.95;卷筒軸滑動軸承潤滑良好1對，η5=0.98;總功率η=η1η5=0.8762 所以電動機(jī)所需工作功率為4.37Kw考慮1.0~1.3的系數(shù)，電動機(jī)額定功率Pm=(1.0~1.3)P0Pm=4.37~5.68kW，取5.5kW 3.確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速 按《機(jī)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 而工作機(jī)卷筒軸的轉(zhuǎn)速為 所以電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nm=455.86~1486.2電動機(jī)選型：Y132M1-6參數(shù)如下額定功率Pm=5.5kW電動機(jī)轉(zhuǎn)速nm=960四、計算總傳動比及分配各級的傳動比1）總傳動比i∑=nm/nw=960/74.31=12.922)總傳動比i∑=i1×i2試取i1=3.2，i2=4五、運(yùn)動參數(shù)及動力參數(shù)計算 1、各軸的轉(zhuǎn)速 Ⅰ軸n1 Ⅱ軸 n2===300 滾筒軸 nw=n2=300 2、各軸轉(zhuǎn)速輸入功率 =4.37kw Ⅰ軸 ==4.33kw Ⅱ軸 ==4.15kw 滾筒軸 =4.07kw 3、各軸的輸入轉(zhuǎn)矩計算 Ⅰ軸 = ==43.07 Ⅱ軸 T2===132.11 工作軸===129.56 電機(jī)軸Tm===54.71六、傳動零件的設(shè)計計算 1、皮帶輪傳動的設(shè)計計算（1）選擇普通V帶截型由課本[3]P153表8-9得：kA=1.3P0=4.37KWV帶傳送功率Pc=KAP0=1.3×4.37=5.681KW據(jù)Pc=5.681KW和n1=960由課本[3]P154圖8-12得：選用B型V帶（2）確定帶輪基準(zhǔn)直徑，并驗(yàn)算帶速由[3]課本P145表8-4，取d1=140mm>dmin=125d2=i帶d1(1-ε)=3.2×125×(1-0.02)=392mm由[3]課本P145表8-4，取d2=400mm帶速V：V=πd1n1/60×1000=π×125×960/60×1000=6.28m/s在5~25m/s范圍內(nèi)，帶速合適。（3）確定帶長和中心距初定中心距a0=1.5×（d1+d2）=810mmL0=2a0+π(d1+d2)/2+(d2-d1)2/4a0=2×810+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確定中心距a≈a0+(Ld-L0)/2=810+(3550-3336.46)/2=916.77mm(4)驗(yàn)算小帶輪包角α1=180·-57.3·×(d2-d1)/a=180·-57.3·×(400-140)/916.77=163.75·>120·（適用）（5）確定帶的根數(shù)單根V帶傳遞的額定功率.據(jù)d1和n1，查課本[3]P151圖8-6得P0=2.08KW，由課本[3]式（8-17）得傳動比i=d2/d1(1-ε)=400/140(1-0.02)=2.92查[3]表8-8，得Kα=0.95；查[3]表8-3得KL=1.09，查[3]表8-7得△Po=0.3KWZ=PC/[(Po+△Po)KαKL]=5.681/[(2.08+0.3)×0.95×1.09]=2.31(取3根)(6)計算軸上壓力由課本[3]表8-2，查得q=0.,17kg/m，由課本[3]式（8-32）單根V帶的初拉力：F0=500PC/ZV[2.5/Ka-1]+qV2=500x5.681/3x6.28[(2.5/0.95-1)]+0.17x39.4384=252.69N則作用在軸承的壓力FQFQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×252.69sin(163.75·/2)=291.55N2、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260HBS；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215HBS；精度等級：運(yùn)輸機(jī)是一般機(jī)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(qiáng)度設(shè)計由d1≥(6712×kT1(u+1)/φdu[σH]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。則大齒輪齒數(shù)：Z2=iZ1=4×20=80取Z2=80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φd=1.1(3)轉(zhuǎn)矩T1T1=9550×10×10×10×P1/n1=9550×10×10×10×4.37/960=43472.4Nm(4)根據(jù)工作條件，選取載荷系數(shù)為K=1.32、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(yùn)輸機(jī)是一般機(jī)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(qiáng)度設(shè)計由d1≥[(2KT1/φd)(u+1/u)（ＺEＺH/[σH]）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。則大齒輪齒數(shù)：Z2=iZ1=4×20=80取Z2=80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φd=1.1(3)轉(zhuǎn)矩T1T1=9550×10×10×10×P1/n1=9550×10×10×10×4.33/960=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ＺH=2.5(5)由課本[3]表5-7查得材料的影響系數(shù)ＺE=188Mpa1／2(5)許用接觸應(yīng)力[σH]，由課本[3]圖5-28查得：σHlim1=600MpaσHlim2=550Mpa(6)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：按一年300個工作日，每班8h計算，由課本[3]公式(5-16)N=60njLh計算N1=60×960×1×2×8×300×5=1.3824×109N2=N1/i齒=1.3824×109/4=3.456×108(7)查[3]課本圖5-26中曲線1，得KHN1=1.0，KHN2=1.05(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：[σH]1=KHN1σHlim1/S=600x1/1=600Mpa[σH]2=KHN2σHlim2/S=550x1.05/1=577.5Mpa故得：(9)計算小齒輪分度直徑d1，帶入[σH]中較小值d1≥[(2KT1/φd)(u+1/u)（ＺEＺH/[σH]）2]1/3=[(2×1.3×43074.48/1.1)(5/4)（2.5×188/577.5）2]1/3=43.85mm模數(shù)：m=d1/Z1=43.85/20=2.19mm由課本[3]表5-1，取模數(shù)m=2.5mmd1=mZ1=2.5×20=50mm(10)校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)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)：YFa1=2.8YSa1=1.55；YFa2=2.22YSa2=1.77由應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查課本[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(qiáng)度極限分別為：σFE1=500MpaσFE2=380Mpa計算彎曲疲勞強(qiáng)度，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由課本[3]式5-15得：[σF]1=KFN1σFE1/S=0.85×500/1.4=303.57Mpa[σF]2=KFN2σFE2/S=0.9×380/1.4=244.29Mpa分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mmd2=mZ2=2.5×80mm=200mm計算圓周力：F1=2T1/d1=2×43074.48/50=1772.98N計算輪齒齒根彎曲應(yīng)力B=φdd1=1.1×50=55由課本[3]5-20得：σF1=(KFt/Bm)YFa1YSa1=(1.3×1772.98/55×2.5)×2.8×1.55=72.75Mpa＜303.57MpaσF2=(KFt/Bm)YFa12YSa1=(1.3×1772.98/55×2.5)×2.22×1.77=65.88Mpa＜244.29Mpa故輪齒齒根彎曲疲勞強(qiáng)度足夠(10)齒輪幾何參數(shù)計算：P=πm=3.14×2.5=7.85mmPb=Pcosa=7.85×cos20°=7.38mmha=ha*m=1×2.5=2.5mmhf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×2.5=3.125mmda1=d1+2ha=50+2×2.5=55mmda2=d2+2ha=200+2×2.5=205mmdf1=d1-2hf=50-2×3.125=43.75mmdf2=d2-2hf=200-2×3.125=193.75mma=m(z1+z2)/2=2.5×(20+80)/2=125mm(10)計算齒輪的圓周速度VV=πn1d1/60×1000=3.14×960×50/60×1000=2.512m/sV＜6m/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)力選軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。查[3]表11-1可知得σb=650Mpa,σs=360Mpa,[σ-1]b=60Mpa查[3]表11-3，取C=126，由式11-2得：d≥C(P/n)1/3=126×(4.15/300)1、3=30.25mm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=30.25×1.03=31.2mmm，取標(biāo)準(zhǔn)直徑得d=35mm齒輪所受的轉(zhuǎn)矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×4.15/300=132108Nmm2、齒輪作用力求圓周力：Ft=2T2/d2=2×132108/200=1321.08N求徑向力：Fr=Fttanα=1321.08×tan20。=480.83N3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸結(jié)構(gòu)設(shè)計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結(jié)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：35×82GB5014-85（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(shí)現(xiàn)軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實(shí)現(xiàn)周向固定，兩端軸承靠套筒實(shí)現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實(shí)現(xiàn)周向固定，軸通過兩端軸承蓋實(shí)現(xiàn)軸向定位，聯(lián)軸器靠軸肩平鍵和過盈配合分別實(shí)現(xiàn)軸向定位和周向定位（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)軸器相配，考慮聯(lián)軸器用軸肩實(shí)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d6=45mm.選擇軸承型號.由[1]P270初選深溝球軸承,代號為6209,查手冊可得: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Ⅰ段：d1=35mm長度取L150mmII段：d2=40mm初選用6209深溝球軸承，其內(nèi)徑為5×9=45mm,寬度為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）=96mmIII段：d3=45mmL3=L1-2=50-2=48mmⅣ段：d4=50mm長度與右面的套筒相同，即L4=20mmⅤ段：d5=52mm.長度L5=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(qiáng)度計算①求分度圓直徑：已知d=200mm②求轉(zhuǎn)矩：已知T=132.11③求圓周力：Ft=2T/d=2×132.11/200=1.32N④求徑向力FrFr=Fttanα=1.32×tan200=0.48N⑤因?yàn)樵撦S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)處理。查[2]表13-1可知：σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]=215Mpa[σ0]=102Mpa,[σ-1]=60Mpa2、按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)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：d≥C(P/n)1/3查[2]表13-5可得，45鋼取C=126則d≥126×(4.33/960)1/3mm=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=9.55×106P/n=9.55×106×4.33/960=43074N齒輪作用力：圓周力：Ft=2T/d=2×43074/50N=1723N徑向力：Fr=Fttan200=1723×tan200=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(shí)現(xiàn)軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實(shí)現(xiàn)周向固定，兩端軸承靠套筒實(shí)現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實(shí)現(xiàn)周向固定，軸通過兩端軸承蓋實(shí)現(xiàn)軸向定位，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36mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。(2)按彎扭復(fù)合強(qiáng)度計算①求分度圓直徑：已知d=50mm②求轉(zhuǎn)矩：已知T=43.07Nm③求圓周力Ft：Ft=2T/d=2×43.07/50=1.72N④求徑向力Fr：Fr=Fttanα=1.72×tan200=0.63N⑤∵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=5×300×2×8=24000h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COr=20500N（1）已知n2=300r/min兩軸承徑向反力：Fr1=Fr2=Fr=Fttan200=2T/dtan200=1748.5N根據(jù)課本[2]P265（11-12）得軸承內(nèi)部軸向力FS=0.63Fr則FS1=FS2=0.63Fr1=0.63x1748.5=1101.555N(2)∵FS1+Fa=FS2Fa=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/Fr1=1101.6/1748.5=0.96Fa2/Fr2=1101.6/1748.5=0.96Fa1/COr=1101.6/20500=0.054根據(jù)課本[3]表（12-6）得e=0.26Fa1/Fr1＞e，查表12-6，可得X=0.56Y=1.71(4)計算當(dāng)量載荷P1、P2根據(jù)課本[3]12-7,取fp=1.5，由式12-7得P=fP(XFr+YFa)=1.5×(0.56×1748.5+1.71×1101.6)=4294.3N(5)軸承壽命計算∵深溝球軸承ε=3由課本[12-6]表得fT=1根據(jù)手冊得6209型的Cr=31500N由課本[3]12-3式得LH=106(fTCr/P)ε/60n=106(1×31500/4294)3/60X300=219311h>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L'h=10×300×2×8=48000h（1）已知n1=960(r/min)兩軸承徑向反力：Fr1=Fr2=Fr=Fttan200=2T/dtan20=1045.18根據(jù)課本[1]（11-12）得軸承內(nèi)部軸向力FS=0.63FR則FS1=FS2=0.63Fr1=0.63x1045.18=658.46N(2)∵FS1+Fa=FS2Fa=0故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端Fa1=FS1=Fa2=FS2=658.46N(3)求系數(shù)X、YFa1/Fr1=658.46/1045.18=0.63Fa2/Fr2=658.46/1045.18=0.63Fa1/COr=658.46/11150=0.06根據(jù)課本[3]表（12-6）得e=0.26Fa1/Fr1＞eFa2/Fr2＞e查表12-6，可得X=0.56Y=1.71(4)計算當(dāng)量載荷P1、P2根據(jù)課本[3]12-7,取fp=1.5，由式12-7得P=fP(XFr+YFa)=1.5×(0.56×1045.18﹢1.71×658.46)=2566.9N(5)軸承壽命計算∵P1=P2故取P=2566.9N∵深溝球軸承ε=3由課本[3]12-5表得fT=1根據(jù)手冊得6206型的Cr=19500N由課本[12-3]式得LH=106(fTCr/P)ε/60n=106(1×19500/2566.9)3/60X960=219311>48000h∴預(yù)期壽命足夠九、鍵聯(lián)接的選擇及計算1．根據(jù)軸徑的尺寸，由[1]中表12-6高速軸(主動軸)與V帶輪聯(lián)接的鍵為：鍵8×36GB1096-79大齒輪與軸連接的鍵為：鍵14×45GB1096-79軸與聯(lián)軸器的鍵為：鍵10×40GB1096-792．鍵的強(qiáng)度校核大齒輪與軸上的鍵：鍵14×45GB1096-79b×h=14×9,L=45,則Ls=L-b=31mm圓周力：Fr=2T2/d=2×132108/200=1321.08N擠壓強(qiáng)度：σP=2T/dkl=2×132108/200×9/2×31=9.47MPa<100~120MPa因此擠壓強(qiáng)度足夠十、潤滑與密封1.齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于為單級圓柱齒輪減速器，速度ν<12m/s，當(dāng)m<20時，浸油深度h約為1個齒高，但不小于10mm，所以浸油高度約為36mm。3