機械設計課程設計說明書帶式輸送機傳送裝置

1、機械設計課程設計計算說明書設計題目：帶式輸送機傳送裝置目錄一.題目及總體分析3二.各主要部件選擇4三.電動機的選擇4四.分配傳動比5五.傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算5六.設計高速級齒輪71.選精度等級、材料及齒數(shù)，齒型72.按齒面接觸強度設計73.按齒根彎曲強度設計94.幾何尺寸計算115.驗算11七.設計低速級齒輪121.選精度等級、材料及齒數(shù)，齒型122.按齒面接觸疲勞強度設計123.按齒根彎曲強度設計144.幾何尺寸計算155.驗算15八.鏈傳動的設計16九.減速器軸及軸承裝置、鍵的設計181.軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設計182.軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設計233.軸（輸出軸

2、）及其軸承裝置、鍵的設計28十.潤滑與密封32十一.箱體結構尺寸33十二.設計總結34十三.參考文獻34一.題目及總體分析題目：設計一個帶式輸送機的傳動裝置給定條件：傳動簡圖如圖1-1所示，設計參數(shù)列于表1-1。工作條件：連續(xù)單向運轉，工作時有輕微振動，使用期為10年（每年300個工作日），小批量生產(chǎn)，兩班制工作，輸送機工作軸轉速允許誤差為。帶式輸送機的傳動效率為0.96。減速器類型選擇：選用展開式兩級圓柱齒輪減速器。特點及應用：結構簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入端，這樣，軸在轉矩作用下產(chǎn)生的扭轉變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形可部分

3、地互相抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象。高速級一般做成斜齒，低速級可做成直齒。整體布置如下：圖1-1 帶式輸送機傳動簡圖圖示：1為電動機，2為聯(lián)軸器，為減速器，4為高速級齒輪傳動，5為低速級齒輪傳動，6為鏈傳動，7為輸送機滾筒。輔助件有:觀察孔蓋,油標和油尺,放油螺塞,通氣孔,吊環(huán)螺釘,吊耳和吊鉤,定位銷,啟蓋螺釘,軸承套,密封圈等。輸送帶的牽引力F/KN2.5輸送帶的速度v/(m/s)1.3輸送帶滾筒的直徑D/mm370表1-1 帶式輸送機的設計參數(shù)二.各主要部件選擇部件因素選擇動力源電動機齒輪斜齒傳動平穩(wěn)，效率高高速級做成斜齒，低速級做成直齒軸承此減速器軸承所受軸向力不大滾動球軸承聯(lián)

4、軸器結構簡單，耐久性好彈性聯(lián)軸器鏈傳動工作可靠，傳動效率高單排滾子鏈三.電動機的選擇目的過程分析結論類型根據(jù)一般帶式輸送機選用的電動機選擇選用Y系列封閉式三相異步電動機功率工作機所需有效功率為PwFV2500N1.3m/s圓柱齒輪傳動(7級精度)效率(兩對)為10.98 2滾動軸承傳動效率(四對)為20.99 4彈性聯(lián)軸器傳動效率30.99 帶式輸送機的傳動效率為40.96鏈傳動的效率50.96電動機輸出有效功率為電動機輸出功率為型號按選電動機型號查得型號Y132S-4封閉式三相異步電動機參數(shù)如下額定功率p=5.5 kW滿載轉速1440 r/min同步轉速1500 r/min選用型號Y132S

5、-4封閉式三相異步電動機四.分配傳動比目的過程分析結論分配傳動比傳動系統(tǒng)的總傳動比其中是傳動系統(tǒng)的總傳動比，多級串聯(lián)傳動系統(tǒng)的總傳動等于各級傳動比的連乘積；nm是電動機的滿載轉速（r/min）；nw 為工作機輸入軸的轉速（r/min）。計算如下, 取 :總傳動比，：鏈傳動比，：低速級齒輪傳動比，：高速級齒輪傳動比五.傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算目的過程分析結論傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算設：從電動機到輸送機滾筒軸分別為軸、軸、軸、軸；對應于各軸的轉速分別為；對應各軸的輸入功率分別為；對應各軸的輸入轉矩分別為；相鄰兩軸間的傳動比分別為；相鄰兩軸間的傳動效率分別為。1. 各軸轉速n(r/min)，

6、輸入功率P(KW)，輸入轉矩T(N m)高速軸的轉速，輸入功率，輸入轉矩中間軸的轉速，輸入功率，輸入轉矩低速軸的轉速，輸入功率，輸入轉矩滾筒軸的轉速，輸入功率，輸入轉矩圓柱齒輪傳動(7級精度)效率為10.98 滾動軸承傳動效率為20.99 彈性聯(lián)軸器傳動效率30.99 帶式輸送機的傳動效率為40.96鏈傳動的效率50.96：鏈傳動比，：低速級齒輪傳動比，：高速級齒輪傳動比軸號電動機兩級圓柱減速器工作機軸軸軸軸轉速n(r/min)=1440n1=1440n2=378.95n3=134.38n4=67.19功率P(kw)P=5.5P1=5.445P2=5.28P3=5.13P4=4.87轉矩T(N

7、m)T1=36.11T2=133.06T3=364.57T4=692.19兩軸聯(lián)接聯(lián)軸器齒輪齒輪鏈輪傳動比 ii01=1i12=3.8i23=2.82i34=2傳動效率01=0.9912=0.9723=0.9734=0.95六.設計高速級齒輪1.選精度等級、材料及齒數(shù)，齒型1)確定齒輪類型兩齒輪均為標準圓柱斜齒輪。2)材料選擇。由表101選擇小齒輪材料為40r（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼(調質)，硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。3)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度(GB 1009588)4)選小齒輪齒數(shù)124，大齒輪齒數(shù)2113.824=91.

8、2,取Z2=91。5)選取螺旋角。初選螺旋角2.按齒面接觸強度設計按式（1021）試算，即1)確定公式內的各計算數(shù)值(1)試選 (2)由圖1030，選取區(qū)域系數(shù)(3)由圖1026查得(4)計算小齒輪傳遞的轉矩(5)由表107選取齒寬系數(shù)(6)由表106查得材料的彈性影響系數(shù)(7)由圖1021按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限(8)由式1013計算應力循環(huán)次數(shù)(9)由圖1019查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)(10)計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1，由式1012得2)計算(1)試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得(2)計算圓周速度(3)計算齒寬b及模

9、數(shù)(4)計算縱向重合度(5)計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)根據(jù)，7級精度，由圖108查得動載荷系數(shù)由表104查得由圖1013查得假定，由表103查得故載荷系數(shù)（）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式1010a得（）計算模數(shù)3.按齒根彎曲強度設計由式1017 1)確定計算參數(shù)(1)計算載荷系數(shù)(2)根據(jù)縱向重合度，從圖1028查得螺旋角影響系數(shù)(3)計算當量齒數(shù)(4)查取齒形系數(shù)由表105查得,(5)查取應力校正系數(shù)由表105查得,(6)由圖1020c查得，小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限(7)由圖1018查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù)(8)計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S

10、1.4，由式1012得(9)計算大小齒輪的大齒輪的數(shù)據(jù)大2)設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取1.5mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是有取，則4.幾何尺寸計算1)計算中心距將中心距圓整為。 2)按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正3)計算大、小齒輪的分度圓直徑4)計算大、小齒輪的齒根圓直徑5)計算齒輪寬度圓整后??；5.驗算合適七.設計低速級齒輪1.選精度等級、材料及齒數(shù)，齒型1)確定齒輪類型兩齒輪均為標準圓柱直齒輪2)材料選擇。小齒輪材料為4

11、0Cr（調質），硬度為380HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。3)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度4)選小齒輪齒數(shù)Z124，大齒輪齒數(shù)Z2Z12.8224=67.68，取=68。 2.按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算公式109a進行試算，即1)確定公式各計算數(shù)值(1)試選載荷系數(shù)(2)計算小齒輪傳遞的轉矩(3)由表107選取齒寬系數(shù)(4)由表106查得材料的彈性影響系數(shù)(5)由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限大齒輪的接觸疲勞強度極限(6)由式1013計算應力循環(huán)次數(shù)(7)由圖1019曲線1查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)

12、，(8)計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1，由式1012得2)計算(1)試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值(2)計算圓周速度v(3)計算齒寬b(4)計算齒寬與齒高之比 bh模數(shù)(5)計算載荷系數(shù)K 根據(jù)，7級精度，由圖108查得動載荷系數(shù) 假設，由表103查得 由表102查得使用系數(shù).25由表104查得 由圖1013查得故載荷系數(shù) (6)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式1010a得(7)計算模數(shù)3.按齒根彎曲強度設計由式105得彎曲強度的設計公式為1)確定公式內的計算數(shù)值(1)由圖1020c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限(2)由圖10

13、18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)， (3)計算彎曲疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1.4，由式1012得(4)計算載荷系數(shù)(5)查取齒形系數(shù)由表105查得，(6)取應力校正系數(shù) 由表105查得(7)計算大小齒輪的，并比較大齒輪的數(shù)據(jù)大2)設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，可取有彎曲強度算得的模數(shù)2.33，并就近圓整為標準值2.5。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是有，取大齒輪齒數(shù)取4.幾何尺寸計算1)計算分度圓直徑2)計算齒根圓直徑3)計算中心距將中心距圓整后取。4)計算齒寬取5.驗算合適八

14、.鏈傳動的設計1 選擇鏈輪齒數(shù)和材料取小齒輪齒數(shù)，大齒輪的齒數(shù)為材料選擇40鋼，熱處理：淬火、回火2 確定計算功率由表96查得，由圖913查得，單排鏈，則計算功率為：3 選擇鏈條型號和節(jié)距根據(jù)及查圖911，可選20A-1。查表91，鏈條節(jié)距為。4 計算鏈節(jié)數(shù)和中心距初選中心距。取。相應得鏈長節(jié)數(shù)為，取鏈長節(jié)數(shù)節(jié)。查表97得到中心距計算系數(shù)，則鏈傳動的最大中心中心距為：5 計算鏈速v，確定潤滑方式 由和鏈號20A1，查圖914可知應采用油池潤滑或油盤飛濺潤滑。6 計算壓軸力有效圓周力為：鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù)，則壓軸力為。7 鏈輪的基本參數(shù)和主要尺寸名稱符號計算公式結果分度圓直徑齒頂圓直徑齒

15、根圓直徑齒高確定的最大軸凸緣直徑節(jié)距p=31.75mm，滾子直徑=19.05mm，小鏈輪齒數(shù)，大鏈輪齒數(shù)，內鏈板高度九.減速器軸及軸承裝置、鍵的設計1.軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設計.輸入軸上的功率轉矩.求作用在齒輪上的力 圓周力，徑向力，軸向力.初定軸的最小直徑選軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表153，取(以下軸均取此值），于是由式152初步估算軸的最小直徑。輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選的軸直徑 與聯(lián)軸器的孔徑相適應,故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩Tca=KAT1,查表14-1,考慮到轉矩的變化很小,故取KA=1.3,則 按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸

16、器公稱轉矩的條件，查機械設計手冊，選用HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為160000N。半聯(lián)軸器的孔徑，故取半聯(lián)軸器長度L42，半聯(lián)軸器。與軸配合的轂孔長度。.軸的結構設計 1)擬定軸上零件的裝配方案（見圖9-1） 2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 (1)為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1軸段右端需制一軸肩，軸肩高度,故取段的直徑 。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=30mm.，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故的長度應該比略短一點，現(xiàn)取。 (2)初步選擇滾動軸承。參照工作要求并根據(jù)，初選型號6205深溝球軸承，其尺寸為，基本額定動載荷，基本額定靜載荷，故,軸段3和5

17、的長度取相同,，。(3)軸段4做成齒輪軸。軸段4的直徑應根據(jù)6205的深溝球軸承的定位軸肩直徑確定，取,。其余尺寸如圖91(4)取齒輪齒寬中間為力作用點，則可得,，。(5)參考表152，取軸端為和各軸肩處的圓角半徑。圖9-1 輸入軸的結構布置簡圖5.受力分析、彎距的計算 1)計算支承反力 在水平面上在垂直面上故總支承反力2)計算彎矩并作彎矩圖 (1)水平面彎矩圖 (2)垂直面彎矩圖 (3)合成彎矩圖3)計算轉矩并作轉矩圖6.作受力、彎矩和扭矩圖圖 92軸受力、彎矩和扭矩圖7.選用鍵校核鍵連接：聯(lián)軸器：選單圓頭平鍵（A型）軸的直徑d=18mm,選，聯(lián)軸器:由式61，查表62，得 ，鍵校核安全8.

18、按彎扭合成應力校核軸的強度由合成彎矩圖和轉矩圖知，C處左側承受最大彎矩和扭矩，并且有較多的應力集中，故c截面為危險截面。根據(jù)式155，并取，軸的計算應力，由表151查得，故安全9.校核軸承和計算壽命(1)校核軸承A和計算壽命徑向載荷軸向載荷由，在表135取X0.56。相對軸向載荷為，在表中介于0.0400.070之間，對應的e值為0.240.27之間，對應Y值為1.81.6，于是，用插值法求得，故。由表136取則，A軸承的當量動載荷，校核安全該軸承壽命該軸承壽命(2)校核軸承B和計算壽命 徑向載荷 當量動載荷，校核安全該軸承壽命該軸承壽命查表13-3得預期計算壽命，故安全。2.軸（中間軸）及其

19、軸承裝置、鍵的設計1.中間軸上的功率轉矩2.求作用在齒輪上的力高速大齒輪:低速小齒輪: 3.初定軸的最小直徑 選軸的材料為45鋼，調質處理。根據(jù)表153，取，于是由式152初步估算軸的最小直徑中間軸上有兩個鍵槽，最小軸徑應增大10%15%，取增大12%得，圓整的。這是安裝軸承處軸的最小直徑4.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度(1)初選型號6207的深溝球軸承參數(shù)如下，基本額定動載荷基本額定靜載荷，故。軸段1和5的長度相同,故取。(2)軸段2上安裝高速級大齒輪,為便于齒輪的安裝,應略大與,可取。齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊,軸段2的長度應比齒輪轂長略短,若轂長

20、與齒寬相同,已知齒寬，取。大齒輪右端用軸肩固定,由此可確定軸段3的直徑, 軸肩高度,取 ，。(3)軸段4上安裝低速級小齒輪,為便于齒輪的安裝, 應略大與,可取。齒輪右端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪右端面上,即靠緊,軸段4的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬，取。取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得, ，(4)參考表152，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見圖93。圖93 中間軸的結構布置簡圖5.軸的受力分析、彎距的計算1）計算支承反力： 在水平面上 在垂直面上： 故 總支承反力：2)計算彎矩在水平面上：在垂直面上： 故 3)計算轉矩并作轉矩圖6.作受力、彎矩和扭矩圖圖94軸受力、彎矩

21、和扭矩圖7.選用校核鍵1)低速級小齒輪的鍵由表61選用圓頭平鍵（A型），小齒輪軸端直徑d=40mm,，小齒輪齒寬B=85mm，。由式61，查表62，得 ，鍵校核安全2)高速級大齒輪的鍵 由表61選用圓頭平鍵（A型），大齒輪軸端直徑d=40mm，大齒輪齒寬B=50mm，。由式6，查表62，得 ，鍵校核安全8.按彎扭合成應力校核軸的強度 由合成彎矩圖和轉矩圖知，2處當量彎矩最大，并且有較多的應力集中，為危險截面，根據(jù)式155，并取，由表查得，校核安全。9.校核軸承和計算壽命1)校核軸承A和計算壽命徑向載荷軸向載荷,查表13-5得X=1,Y=0,按表13-6,取,故因為，校核安全。該軸承壽命2)校核

22、軸承B和計算壽命 徑向載荷 當量動載荷，校核安全該軸承壽命查表13-3得預期計算壽命，故安全。3.軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設計1.輸入功率轉速轉矩2.第三軸上齒輪受力3.初定軸的直徑軸的材料同上。由式152，初步估算軸的最小直徑輸出軸上有兩個鍵槽，最小軸徑應增大10%15%，圓整的。這是安裝鏈輪處軸的最小直徑，取，查機械手冊可得到安裝在鏈輪孔的軸的長度：，為保證鏈輪與箱體的距離，取。4.軸的結構設計1)擬定軸的結構和尺寸（見圖95）2)根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度(1) 為滿足鏈輪的軸向定位要求，1軸段右端需制一軸肩，軸肩高度,故取段的直徑 。(2)軸段3和軸段6用來安裝軸承

23、，根據(jù)，初選型號6212的深溝球軸承，參數(shù)基本：，基本額定動載荷基本額定靜載荷。由此可以確定： ，取 ，。 (3)軸段5上安裝低速級大齒輪,為便于齒輪的安裝, 應略大與,可取。齒輪右端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪右端面上,即靠緊,軸段5的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬，取。大齒輪左端用軸肩固定,由此可確定軸段4的直徑,取,。 (4)取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得, ，(5)參考表152，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見圖95。圖95 軸的結構布置簡圖5.軸的受力分析、彎距的計算(1)計算支承反力 在水平面上在垂直面上故(2)計算彎矩1)水平面彎矩 在C處，2)垂直面彎矩

24、在C處 在B處 (3)合成彎矩圖 在C處在B處，(4)計算轉矩，并作轉矩圖 (CD段)6.作受力、彎矩和扭矩圖 圖96 軸受力、彎矩和扭矩圖7.選用校核鍵1)低速級大齒輪的鍵由表61選用圓頭平鍵（A型）d=62mm， ，。由式61，查表62，得 ，鍵校核安全2)高速級鏈輪的鍵 由表61選用圓頭平鍵（A型）d=45mm，由式61，查表62，得 ，鍵校核安全8.按彎扭合成應力校核軸的強度 由合成彎矩圖和轉矩圖知，B處當量彎矩最大，并且有較多的應力集中，為危險截面根據(jù)式155，并取，d=62mm，由表151查得，校核安全。9.校核軸承和計算壽命1)校核軸承D和計算壽命徑向載荷當量動載荷因為，校核安全

25、。該軸承壽命該軸承壽命2)校核軸承B和計算壽命 徑向載荷 當量動載荷，校核安全該軸承壽命該軸承壽命十.潤滑與密封1.潤滑方式的選擇因為此變速器為閉式齒輪傳動，又因為齒輪的圓周速度，所以采用將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑，傳動件回轉時，粘在其上的潤滑油被帶到嚙合區(qū)進行潤滑。同時，傳動零件將油池中的油甩到箱壁上，可以使?jié)櫥图铀偕?。箱體內應有足夠的潤滑油，以保證潤滑及散熱的需要。為避免大齒輪回轉時將油池底部的沉積物攪起，大齒輪齒頂圓到油池底面的距離應大于3050mm。驗算油池中的油量V是否大于傳遞功率所需油量。軸承采用脂潤滑，需要定期檢查和補充潤滑脂。脂潤滑易于密封，結構簡單，維護方便。為

26、防止箱內潤滑油進入軸承室而使?jié)櫥♂屃鞒觯瑫r也防止軸承室中的潤滑脂流入箱體內而造成油脂混合，通常在箱體軸承座箱內一側裝設甩油環(huán)。潤滑脂的充填量為軸承室的1/21/3，每隔半年左右補充或更換一次。2.密封方式的選擇由于I，II，III軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封。氈圈密封結構簡單，但磨損快，密封效果差，主要用于脂潤滑和接觸面速度不超過5m/s的場合。3.潤滑油的選擇因為該減速器屬于一般減速器，查機械設計手冊可選用工業(yè)閉式齒輪油， LCKC100(GB 59031995)；潤滑脂選7407號齒輪潤滑脂(SY 40361984)。十一.箱體結構尺寸機座壁厚=0.025a+58mm機蓋壁厚11=0.025a+58mm機座凸緣壁厚b=1.512mm機蓋凸緣壁厚b1=1.5112mm機座底凸緣壁厚b2=2.520mm地腳螺釘直徑df =0.036a+1216.3mm地腳螺釘數(shù)目a1.210mm齒輪端面與箱體內壁距離229 mm兩齒輪端面距離4=