機械設計說明書A

1、1.設計任務書2.目錄3.電動機的選擇、傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)3.1電動機的選擇3.2傳動比分配3.3各級傳動的動力參數(shù)計算3.4將運動和動力參數(shù)計算結果列表4.傳動零件的設計、計算4.1V帶傳動的設計4.2帶的參數(shù)尺寸列表4.3減速器齒輪設計5.軸的設計與校核5.1軸的初步設計5.2I軸的校核5.3II軸的校核6.鍵聯(lián)接的選擇與校核6.1I軸外伸端處鍵聯(lián)接6.2II軸外伸端處鍵聯(lián)接6.3II軸與大齒輪配合處鍵聯(lián)接7.軸承壽命校核7.11軸軸承7206AC校核7.211軸軸承7209AC校核8.聯(lián)軸器的選擇與校核9.潤滑與密封形式，潤滑油牌號及用量說明1 0.箱體結構相關尺寸11.減速器附件

2、列表12.參考資料1.設計任務書一、題目A設計帶式運輸機的傳動裝置 傳動裝置簡圖如右圖所示(電動機的位置自己確定)1.運輸機的數(shù)據(jù)： 運輸帶F=1350(N)運輸帶V=1.6(m/s)運輸帶D=300(mm)滾筒輪中心高度H=300(mm)(附：運輸帶繞過滾筒的損失用效率計，取效率n=o.97)。力度徑2.工作條件：鍋爐房運煤：I三班制，每班工作四小時：!空載啟動、連續(xù)、單向運轉、丄載荷平穩(wěn)。3.使用期限及檢修期間隔：工作期限為十年，每年工作三百日；檢修期間隔為三年。4.生產(chǎn)批量及生產(chǎn)條件：只生產(chǎn)幾臺，無鑄鋼設備。、設計任務選出電動機型號；確定帶傳動的主要參數(shù)及尺寸；設計該減速器；選出聯(lián)接減速

3、器輸出軸與運輸機軸的聯(lián)軸器。1.2.3.4.三、具體作業(yè)1.減速器裝配圖一張；2.零件工作圖兩張(大齒輪、輸出軸)；3.說明書一份。計算項目計算內(nèi)容1電動機；2V帶傳動;3減速器(斜齒)；4聯(lián)軸器；5帶式運輸機；計算結果2.電動機的選擇、傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)減速器 i減=36，所以電動機的 轉速范圍592.22368.8r/min。 常用的電動機轉速為1000r/min和1500r/min，而選用1500r/min較為經(jīng)濟。綜上，電動機型號可 選為Y100L2-4型，其額定功率為3kW滿載轉速1420r/min。2.傳動比分配總傳動比 i總帶傳動比 i帶4.將運動和動力參數(shù)計算結果進行整理

4、并列于下表2.1電動機的選擇 工作機所需功率PW傳動效率na實際需要功率Pd工作機轉速nw電動機轉速由于帶傳動的傳動比 i帶=24，計算項目計算內(nèi)容3.各級傳動的動力參數(shù)計算計算結果各軸轉速(nI, n,分另y為各軸輸入功率各軸輸入轉矩小齒輪軸轉速和大齒輪軸轉速）Y100L2-4型額定功率3kW滿載轉速1420r/min減速器傳動比則 i 減二竽=4.63三、傳動零件的設計、計算1.V帶傳動的設計查表13-6得 電動機計算功率Pc軸名功率P/kW轉矩T/kNmm轉速r/mi n輸入輸出輸入輸出電機軸2.4016.141420I軸2.30X46.48X473.3II軸2.23216.4198.6

5、卷筒軸2.12203.6698.6傳動比i效率n30.964.80.9710.94計算項目計算內(nèi)容計算結果V帶型號大小帶輪基準直徑d2，dr驗證V帶帶速V帶基準長度Ld和中心距a小帶輪包角的驗算由 Pc=2.88kW，門滿=1420r/min，查圖13-15，選用A型普通V帶取d1=100mm則查表13-7，取d2=300mm帶速 v=聞聞1n1= 7.43m/s，60X1000v在525m/s之內(nèi)，合適。初步選取中心a0=1.5(di+cl2)=600mn得帶長 查表13-2，取Ld=1800mm得實際中心距，S =180-21X57.3=160.2A120a合適。A型普通V帶di=100m

6、md2=300mmv=7.43m/s計算項目計算內(nèi)容計算結果單根普通V帶的 基本額定功率由n滿=1420r/min及d1=100mm查表13-3得，P0=1.32kW工作系數(shù)KxK=1.2由Ld=1800mm查表13-2得 心=1.01單根V帶的初 拉力F0作用在帶輪上 的壓力FQ帶輪結構2.帶的參數(shù)尺寸列表計算項目計算內(nèi)容計算結果3.減速器齒輪（閉式、斜齒）設計材料選擇由于對傳動要求不咼，故大小齒 輪選用軟齒面。小齒面選用45號鋼調質，硬度210230HBS大齒面選用45號鋼正火，硬度小齒面選用45號鋼調質大齒面選用45號鋼正火Po傳動比ii=3.1額定功率增量妒0查表13-4得，APo=0

7、.17kW包角修正系數(shù)由 g =160.2。,查表13-5得，KaKa=0.95帶長修正系數(shù)V帶根數(shù)z根數(shù)z = 2.13單位長度質量查表13-1得，q=0.1kg/mq=0.1kg/m小帶輪直徑d/mm大帶輪直徑dJmm中心距a/mmH+h r/帶長Ld/mm100300577.71800帶根數(shù)z初拉力Fo/N軸上載荷FQ/N3117.1692.1A型帶KL大帶輪采用腹板式,小帶輪采用整體式。170210HBS小齒面硬度比大齒面大50HBS左 右，符合要求。(1)按齒面接觸疲勞強度初步計算接觸極限b H lim安全系數(shù)SH查圖11-7，取小齒輪接觸疲勞極限crHiim1=46OMPa大齒輪接

8、觸疲勞極限bHiim1=420M Pa查表11-4，取SH=1.1SH=1.1許用接觸應力載荷系數(shù)K查表11-4，取K=1.1K=1.1齒寬系數(shù)中型減速器，取屮a=0.4大小齒輪齒數(shù)取小齒輪齒數(shù)乙=19，Z1=19Z2，Zl則大齒輪齒數(shù) Z2=：2 Z止 91乙=91實際傳動比i初選中心距a計算項目計算內(nèi)容計算結果模數(shù)m初選螺旋角 P =15。m=3mm確定中心距a查表4-1，取m=3mmag(Z1+z2)319+91) 2cos P2 cos15取整數(shù)值 a=170mm確定螺旋角P分度圓直徑許用彎曲應力 當量齒數(shù)Zv1,Zv2計算項目計算內(nèi)容計算結果驗算彎曲強度安全(3)齒輪其他傳動的參數(shù)端

9、面壓力角 8齒頂咼ha齒根高hf全齒高h頂隙cha=mF3mm hf=1.25m=3.75mm h= ha+hf=6.75mm c= hf-ha=0.75mmda1=d1+2ha=64.727mmha= 3mmhf=3.75mm h=6.75mm c=0.75mmda1= 64.727mm齒頂圓直徑dada2=d2+2h=287.273mmda2= 287.273mm齒根圓直徑df1df1=d1-2hf=51.227mmdf1=51.227mmdf2=d2-2hf=273.773mmdf2=273.773mm齒輪結構小齒輪為齒輪軸 大齒輪為腹板式(4)齒輪傳動參數(shù)列表di,d2齒寬bi,b2(

10、2)驗算彎曲強度彎曲極限b F lim查圖11-10，取小齒輪彎曲疲勞極限bFlim1=180MPa大齒輪彎曲疲勞極限CFiim 2=160MPa安全系數(shù)SF查表11-4，取SF=1.3SF=1.3齒型系數(shù)YF1，YF2查圖11-9，取YFi=2.87YF1=2.87，YF2=2.20YF2=2.20(6)大齒輪結構尺寸參數(shù)列表ds(mm)dh=1.6ds(mm)lh=(1.21.5)ds(mm)b(mm)5080取7068c=0.3b(mm)S =(2.54)mn(mm)do(mm)d(mm)取10取1016040“ diMl0JPI軸：Y ni 244=110 J =19.00mmM73.

11、3dII工 110 訃一II軸：Vn12.37=110=31.75mm98.6考慮到軸的削弱作用：考慮I軸連接帶輪，取dI=24mm中心距a/mm模數(shù)m/mm螺旋角P端面壓力角at170313.9320.55齒數(shù)齒寬/mm分度圓直徑/mmZ1Z2b1b2d1d21991746858.727281.273齒高/mm齒頂圓/mm齒根圓/mmhahfda1da2df1df233.7564.727287.27351.227273.773計算內(nèi)容計算項目計算結果第10頁計算項目計算內(nèi)容計算結果四、軸的設計與校核1.軸的初步設計第11頁di=24mmdii=38mm初估最小直徑(5)大齒輪結構簡圖材料選取

12、選用45號鋼，調質處理45號鋼調質計算項目計算內(nèi)容計算結果2.I軸的校核小齒輪受力切向力 Ft2TlT675.2N di徑向力 Fr=Fttan,n=628.2N cos P軸向力 Fa=Fttan P =415.5NFa=415.5Na第12頁計算內(nèi)容計算項目計算結果第13頁垂直面支撐反由合成彎矩圖，a-a與b-b截面 均為危險截面，但由于M與M相差不大，但b-b比a-a軸徑小 許多，故b-b更危險，只驗算b-b截面的當量彎矩。由于T為不變的轉矩，取a =0.345鋼的cT丄=40MPa，貝U計算項目計算內(nèi)容I1計算結果3.II軸的校核大齒輪受力切向力 Ft=1675.2N徑向力 Fr=62

13、8.2N軸向力 Fa=415.5N垂直面彎矩計算水平面支撐反水平面彎矩計合成彎矩計算合適I軸結構合理=26.9MPa 0.68 而FFr1訂68,X=0.41,丫1=0.87茨=1, 丫2=02=1,丫2=0當量動載荷P溫度系數(shù)ft載荷系數(shù)fp要求軸承壽命Lh由表16-9, 取ft=0.95由表16-10，取fp=1.2每天工作12小時，每年工作300天,ft=0.95fp=1.2Lh=10800h基本額定動載荷C1由于P1P2，故按軸承1計算fpPCr，愕Lh合適=135929N F2，故按軸承1計算fpB360n I人、千-Lh合適V10Cr1ft=7017.7N Cr=36800NII軸

14、軸承選用7209AC合 適聯(lián)軸器的選擇II軸外伸端需使用聯(lián)軸器選用彈性柱銷聯(lián)軸器HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器HL3型當量動載荷的X、X1=0.41，丫1=0.87(GB5014-85)22Tc=KATI1合適=1.5 X 229.03 =343.5N m 1.2取1=10mm1=10mm大齒輪頂圓與2 S，取2=9mm2=9mm內(nèi)機壁距離1小齒輪端面與內(nèi)機壁距離2計算項目計算內(nèi)容計算結果軸承與箱體3=9mm3=9mm內(nèi)機壁距離l1=60mml1=60mm3D=102mmD=102mm外機壁與軸DI=126mmDI=126mm承座端面距 離11I軸軸承端蓋 外徑DII軸軸承端 蓋外徑DI軸承端蓋凸緣厚tt=8mmt=8mm十、減速器附件列表 名稱及規(guī)格螺栓MIX 120螺母M16墊圈螺栓M12 25螺釘M8X 16銷10X 30油標尺放油孔螺塞通氣孔螺塞墊片油封油封卜一、參考資料數(shù)量666222-2442丄11功能軸承旁聯(lián)接軸承旁聯(lián)接軸承旁聯(lián)接機座機蓋聯(lián)接機座機蓋聯(lián)接機座機蓋聯(lián)接軸承端蓋聯(lián)接開啟機蓋窺視孔蓋聯(lián)接定位標志油位放油孔聯(lián)接通氣孔聯(lián)接密封I軸端蓋密封II軸端蓋密封材料Q235AQ235A65MnQ2