帶式輸送機傳動裝置設計概述(doc 36頁).doc

1、機械設計機械設計課程設計說明書帶式輸送機傳動裝置設計 院系： 機械工程學院 專業(yè): 機械設計制造及其自動化 班級: 機電BG111 組長: 高全鋒 組員: 李博、李雪、魏斌 指導教師: 韓穎燁 完成日期: 2014年 6 月 20 日 35目錄一、設計任務書2二、傳動方案的確定（如下圖）2三、確定電動機的型號4四、確定傳動裝置的總傳動比及各級分配5五、傳動零件的設計計算71普通V帶傳動的設計計算72.齒輪傳動設計計算103 按齒根彎曲疲勞強度設計134 幾何尺寸計算165強度校核166 主要設計結(jié)論17六、減速器鑄造箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸設計19七、軸的設計20八、軸承的選擇31九、鍵聯(lián)接的選擇3

2、1十、聯(lián)軸器得選擇和計算32十一、減速器的潤滑方式，牌號及密封件32十二、課程設計小結(jié)33十三、參考文獻35一、設計任務書 設計題目：設計一帶式輸送機用單級圓柱齒輪減速器，傳動轉(zhuǎn)置如圖所示，電動機驅(qū)動帶傳動經(jīng)單級直齒圓柱齒輪減速器，驅(qū)動滾筒回轉(zhuǎn)。已知傳動滾筒直徑為D=450mm,滾筒的輸送拉力F=5.5KN，輸送帶工作速度V=1.4m/s（允許輸送帶速度誤差為5%）。滾筒效率=0.96（包括滾筒與軸承德效率損失）。工作條件:兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)；使用折舊期：8年；工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35；電力：三相交流，電壓380/220V；檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修

3、，半年一次小修；制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。二、傳動方案的確定（如下圖） 采用普通V帶傳動加一級直齒圓柱齒輪傳動2 原始數(shù)據(jù)帶拉力： F=5500N 帶速度： v=1.4m/s 滾筒直徑： D=450mm滾筒效率=0.96。允許輸送帶速度誤差為5%，要求齒輪使用壽命為8年，二班工作制；軸承使用壽命4年。設 計 說 明 書設 計 及 說 明結(jié) 果三、確定電動機的型號1選擇電動機類型：選用Y系列三相異步電動機。2選擇電動機功率運輸機主軸上所需要的功率傳動裝置的總效率：其中，查課程設計表2-3，V帶傳動的效率， 深溝球軸承的效率， 圓柱齒輪的效率（精度等級7）， 彈性聯(lián)軸器的效率

4、， 工作機效率， 所以： 電動機所需功率： 查課程設計156頁的表12-1，取電動機的額定功率為11kW。3選擇電動機的轉(zhuǎn)速工作機的轉(zhuǎn)速：根據(jù)課程設計第16頁表2-3，V帶傳動比范圍24，單級圓柱齒輪傳動比35，電動機轉(zhuǎn)速范圍： ，選擇電動機同步轉(zhuǎn)速為750r/min。查表19-1，取Y系列三相異步電動機的型號為Y132S-4。電動機型號額定功率(kW)同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速nm(r/min)額定轉(zhuǎn)矩功率因數(shù)Y180L-8117507301.70.77查表19-2，得電動機得安裝及有關(guān)尺寸。中心高 H外形尺寸底腳安裝尺寸 地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸鍵公稱尺寸132475(270+210)

5、315216178123880 108四、確定傳動裝置的總傳動比及各級分配傳動裝置得總傳動比 ：取單級圓柱齒輪減速器傳動比：；V帶傳動比：1計算各軸的輸入功率電動機軸軸（高速軸）軸（低速軸）卷筒 2計算各軸的轉(zhuǎn)速電動機軸 =軸 軸 卷筒 3計算各軸的轉(zhuǎn)矩電動機軸軸 軸 卷筒 4上述數(shù)據(jù)制表如下：參數(shù)軸名輸入功率（）轉(zhuǎn)速（）輸入轉(zhuǎn)矩（）電動機軸9.28730121.4軸（高速軸）8.91221.2384.68軸（低速軸）8.359.781325.95 卷筒7.8959.781260.45五、傳動零件的設計計算1普通V帶傳動的設計計算 確定計算功率，根據(jù)機械設計表8-8， 1.2 選擇V帶型號根據(jù)

6、 確定帶輪的基準直徑根據(jù)機械設計表8-7和表8-9，取小帶輪的基準直徑為小帶輪直徑 =160mm，大帶輪的直徑 驗證帶速在5m/s30m/s之間。故帶的速度合適。 確定V帶的基準長度和傳動中心距初選傳動中心距范圍為：，即3441376，初定=600mmV帶的基準長度：根據(jù)機械設計表8-2，選取帶的基準直徑長度。實際中心距： 驗算主動輪的包角 故包角合適。 計算V帶的根數(shù)z由，=160mm，根據(jù)機械設計表8-4、8-5，查得：根據(jù)機械設計表8-6，根據(jù)機械設計表8-2，取z=6根。 計算V帶的合適初拉力根據(jù)機械設計表8-3，q=0.170kg/m, 計算作用在軸上的載荷 帶輪的結(jié)構(gòu)設計（根據(jù)機械

7、設計基礎課程設計表5-1）（單位：mm） 帶輪尺寸小帶輪大帶輪槽型BB基準寬度1111基準線上槽深2.752.75基準線下槽深8.78.7槽間距150.3150.3槽邊距99輪緣厚66外徑內(nèi)徑3030帶輪寬度帶輪結(jié)構(gòu)實心式腹板式V帶輪采用鑄鐵HT200制造，其允許的最大圓周速度為25m/s.直徑較小的小帶輪采用實心式（圖a）；中等直徑的大帶輪采用腹板式（圖b）；2.齒輪傳動設計計算已知條件：直齒圓柱齒輪，小齒輪轉(zhuǎn)速221.2r/min，輸入功率8.91kw， ，由電機驅(qū)動，工作壽命8年 ，二班制。1選擇材料及確定需用應力1）選取壓力角按圖所示的傳動方案，選直齒圓柱齒輪，壓力角取為2）選取精度等

8、級帶式輸送機為一般工作機器，參考機械設計課本表106，選用7級精度。3）材料的選擇查表101 ，選擇小齒輪材料為40Gr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS,大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS。4）齒數(shù)選擇選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取。2按齒面接觸疲勞強度設計(1)確定 由式（101）試計算小齒輪分度圓直徑，即 確定公式中的各參數(shù)值 試選 查表10-7選取齒寬系數(shù) 由圖10-20查得區(qū)域系數(shù) 由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù) 計算接觸疲勞強度重合度系數(shù) =0.872 計算接觸疲勞許用應力 由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為、 由式（1015）計算應力循環(huán)次數(shù)： 由

9、圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)、 取失效概率為、安全系數(shù)S=1，由式（1014）計算 取和中較小的作為齒輪副的接觸疲勞許用應力，即。試計算小齒輪分度圓直徑（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。圓周速度。齒寬2) 計算實際載荷系數(shù) 由表10-2查的使用系數(shù) 根據(jù)，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù) 齒輪的圓周力。 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù) 由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù) 。由此，得到實際載荷系數(shù) 3) 按實際載荷系數(shù)算的分度園直徑 及相應的齒輪模數(shù) mm3 按齒根彎曲疲勞強度設計 （1）由式（107）計算模數(shù)，即 確

10、定公式中的各參數(shù)數(shù)值初選由式（10-5）計算彎曲疲勞強度重合度系數(shù) 計算 由圖10-17查得齒形系數(shù)、由圖10-18查得應力修正系數(shù)、 由圖10-24c查得大齒輪和小齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為、。 由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)取彎曲疲勞安全系數(shù)由式（1014）得 因為大齒輪的大于小齒輪的，所以取=1) 試算模數(shù)2) 計算圓周速度 齒寬b 寬高比b/h 3)計算實際載荷系數(shù) 根據(jù)以上數(shù)據(jù)查表得 由下式 計算結(jié)果，查表得 則 對比計算結(jié)果，由于齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù),并

11、就近圓整為標準，按接觸疲勞強度算的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)，取 、，取。4 幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 （3）計算齒輪寬度 考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬和節(jié)省材料，一般將小齒輪略微加寬（5-10mm）,即小齒輪寬度為104mm109mm,我們?nèi)。簖X輪。5強度校核 （1）齒面接觸疲勞強度校核先計算式（1010）中的各參數(shù) 由以上計算及查表得 齒面接觸疲勞強度滿足要求。 （2）齒面彎曲疲勞強度校核由以上計算及查表得 、 、 、 、 、 6 主要設計結(jié)論齒數(shù)、，模數(shù)，壓力角，中心距,齒寬，。小齒輪選用 (調(diào)質(zhì))，大齒輪選用鋼鋼（調(diào)質(zhì)）。齒輪按7級精度設計。

12、齒輪傳動的幾何尺寸，制表如下：(詳細見零件圖)名稱代號計算公式 結(jié)果小齒輪大齒輪中心距234傳動比 3.7齒頂高2mm齒根高2.5mm全齒高4.5mm齒數(shù)Z33123分度圓直徑99mm369mm齒頂圓直徑=105mm375mm齒根圓直徑df91.5mm361.5mm齒輪寬b107mm99mm（4）齒輪結(jié)構(gòu)設計 齒頂圓直徑與軸徑接近，把小齒輪做成齒輪軸。齒頂圓直徑da500mm，用鍛造齒輪。小齒輪采用齒輪軸結(jié)構(gòu)，大齒輪采用腹板式結(jié)構(gòu)。大齒輪尺寸：代號計算公式結(jié)果10440/2178da271df262251c0.20.3b16六、減速器鑄造箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸設計根據(jù)機械設計課程設計17頁43-1

13、經(jīng)驗公式，列出下表：名稱代號尺寸計算結(jié)果（mm）底座壁厚0.025a+17.512箱蓋壁厚(0.80.85) 814底座上部凸緣厚度h0(1.51.75) 20箱蓋凸緣厚度h1(1.51.75) 20底座下部凸緣厚度h2(2.252.75) 30底座加強肋厚度e(0.81) 12底蓋加強肋厚度e1(0.80.85) 10地腳螺栓直徑d10地腳螺栓數(shù)目n6軸承座聯(lián)接螺栓直徑d20.75d12箱座與箱蓋聯(lián)接螺栓直徑d3(0.50.6)d10軸承蓋固定螺釘直徑d4(0.40.5)d10(大)、8（?。┮暱咨w固定螺釘直徑d5(0.30.4)d6軸承蓋螺釘分布圓直徑D1D+2.5d4100 120120

14、 160軸承座凸緣端面直徑D2D1+2.5d4螺栓孔凸緣的配置尺寸c1c2D0表3-2c1 =22，c2=20, D0=30地腳螺栓孔凸緣的配置尺寸c1c2D0表3-3c1=28, c2=24,D0=45箱體內(nèi)壁與齒輪距離1.212箱體內(nèi)壁與齒輪端面距離112底座深度H0.5da+(3050)230外箱壁至軸承座端面距離l1c1+c2+(510)37七、軸的設計1高速軸的設計（1）選擇軸的材料：選取45號鋼，調(diào)質(zhì)，HBS250，根據(jù)機械設計表10-1。（2）初步估算軸的最小直徑根據(jù)機械設計表15-3，取，（3）軸的結(jié)構(gòu)設計 因為與V帶聯(lián)接處有一鍵槽，所以直徑應增大5%，考慮帶輪的機構(gòu)要求和軸的

15、剛度，取裝帶輪處軸徑，根據(jù)密封件的尺寸，選取裝軸承處的軸徑為。兩軸承支點間的距離：+l，式中：，小齒輪齒寬，箱體內(nèi)壁與小齒輪端面的間隙，箱體內(nèi)壁與軸承端面的距離，軸承寬度，選取6010深溝球軸承，B=16mm l,軸肩的寬度，l=10mm 透蓋上的軸段長 通過查機械設計基礎課程設計確定端蓋的厚度30mm,考慮透蓋的拆卸及扳手的寬度，取軸段長為64mm 帶輪上軸段長通過計算帶輪的寬度，確定該段軸段長為140mm軸承上軸段長根據(jù)軸承尺寸，確定為32mm（4）按彎扭合成應力校核軸的強度 軸的計算簡圖（2）軸上的載荷載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T（3）按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校

16、核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)式及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為靜應力，取,軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設計表15-1查得。因此，故安全。（4）精確校核軸的疲勞強度（1）判斷危險軸面 截面A、B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的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鈕轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，所以截面A、B均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應力最大。截面的應力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時軸徑比較

17、大，故不必做強度校核。截面C雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C不必校核。截面和顯然更不必校核。由機械設計第三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。截面左側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面左側(cè)的彎矩截面上的扭矩截面上的彎曲應力截面上的扭轉(zhuǎn)切應力軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。機械設計表15-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按機械設計附表3-2查取。因，經(jīng)插值后可查得。又由機械設計附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為故有效應力集中系數(shù)按式（機械設計附3-4）為 由機械設計附圖3-2得尺寸

18、系數(shù)；又由機械設計附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由機械設計附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，即，則得綜合系數(shù)為：得碳鋼的特性系數(shù)為：取取于是，計算安全系數(shù)Sca值，則得：故可知其安全。截面右側(cè)抗彎截面系數(shù)W按表15-4中的公式計算?？古そ孛嫦禂?shù)彎矩M及彎曲應力為：扭矩T1及扭轉(zhuǎn)切應力為： 過盈配合處的，由機械設計附表3-8用插值法求出，并取 ，于是得軸按磨削加工，由機械設計附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為：故得綜合系數(shù)為：所以軸在截面右側(cè)的安全系數(shù)為：故該軸在截面右側(cè)的強度也是足夠的。2低速軸的設計 選擇軸的材料：選擇45號鋼，正火，HBS=250 初步估算軸的最小直徑：取A0

19、=112， 軸的結(jié)構(gòu)設計：初定軸徑及軸向尺寸： 考慮聯(lián)軸器的結(jié)構(gòu)要求及軸的剛度，所以直徑應增大15%，取裝聯(lián)軸器處軸。由工作情況，根據(jù)機械設計基礎課程設計159頁表12-4。選用HL型彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為HL5，公稱轉(zhuǎn)矩為2000,d=60mm.按軸的結(jié)構(gòu)和強度要求選取軸承處的軸徑d=70mm，初選軸承型號為6014的深溝球軸承，B=20mm。（1） 軸的計算簡圖（5）軸上的載荷載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T （3）按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)式及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為靜應力，取

20、,軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機械設計表15-1查得。因此，故安全。（4）精確校核軸的疲勞強度（1）判斷危險軸面 截面A、B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的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鈕轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的，所以截面A、B均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應力最大。截面的應力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時軸徑比較大，故不必做強度校核。截面C雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C

21、不必校核。截面和顯然更不必校核。由機械設計第三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。截面左側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面左側(cè)的彎矩截面上的扭矩截面上的彎曲應力截面上的扭轉(zhuǎn)切應力軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。機械設計表15-1查得截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按機械設計附表3-2查取。因，經(jīng)插值后可查得。又由機械設計附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為故有效應力集中系數(shù)按式（機械設計附3-4）為 由機械設計附圖3-2得尺寸系數(shù)；又由機械設計附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由機械設計附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，即，則得綜合系

22、數(shù)為：得碳鋼的特性系數(shù)為：取取于是，計算安全系數(shù)Sca值，則得：故可知其安全。截面右側(cè)抗彎截面系數(shù)W按表15-4中的公式計算。抗扭截面系數(shù)彎矩M及彎曲應力為：扭矩T1及扭轉(zhuǎn)切應力為： 過盈配合處的，由機械設計附表3-8用插值法求出，并取 ，于是得軸按磨削加工，由機械設計附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為：故得綜合系數(shù)為：所以軸在截面右側(cè)的安全系數(shù)為：故該軸在截面右側(cè)的強度也是足夠的。八、軸承的選擇 減速器為直齒圓柱齒輪,中等載荷沖擊,軸向沖擊小,剛性較好，轉(zhuǎn)速不高，故選用深溝球軸承,由軸的尺寸,初定高速軸軸承型號6010,低速軸上軸承型號6014。九、鍵聯(lián)接的選擇1高速軸與V帶輪用鍵聯(lián)接選用單圓頭普通

23、平鍵（A型）根據(jù)機械設計表6-1，軸徑d=40mm，及帶輪寬。選擇A12x8（GB/T 1096-2003）。2低速軸與齒輪用鍵聯(lián)接選用圓頭普通平鍵（A型）軸徑d=75mm，輪轂長。根據(jù)表6-1，選鍵A20x12（GB/T 1096-2003）3低速軸與聯(lián)軸器用鍵聯(lián)接選圓頭普通平鍵（A型）軸徑60mm，輪轂長144mm，根據(jù)表6-1，選鍵A1811(GB/T1096-2003)十、聯(lián)軸器得選擇和計算根據(jù)機械設計表14-1，電動機，轉(zhuǎn)矩變化小，選取工作系數(shù) 根據(jù)工作條件，選用彈性柱銷聯(lián)軸器，根據(jù)機械設計基礎課程設計表12-4，許用轉(zhuǎn)矩，配合軸徑，配合長度L=144mm，A型鍵。十一、減速器的潤滑

24、方式，牌號及密封件1. 齒輪傳動的圓周速度因為，所以采用浸油潤滑；由查表，選用LAN32全損耗系統(tǒng)用油（GB443-1989）,大齒輪浸入油中的深度大約1-2個齒，但不應少于10mm。2軸承潤滑根據(jù)已知條件，采用脂潤滑，由表12-3選用鈣基潤滑酯LXAAMHA2(GB491-1987)，只需要填充軸承空間的1/21/3.并在軸承內(nèi)側(cè)設擋油環(huán)，使油池中的油不能浸入軸承稀釋潤滑酯。 =160mm=528mm初定=600mma=600mmZ=6選90.78N/mmm=4.11mm496.31MPa114.81MPa109.95MPa十二、課程設計小結(jié)時間似流水般飛快的逝去，轉(zhuǎn)眼間三周的機械設計實習即將接近尾聲，回顧這三周的實習，忙碌充實，收獲頗多。實習前是漫長的理論學習時間，在我們看來理論學習永遠是那樣的枯燥無味，相比之下，我們更是喜歡忙碌而充實的實踐課，因為通過實踐讓我們學到的東西感覺更多，而且不像理論學習那樣的枯燥。所以這次的實習我們都很積極。實習的第一天就是分組，在自由分組的前提下我們四人組就此誕生，分別是組長高全鋒，組員李博、李雪、魏斌，總體來說我們組的實力