帶式輸送機的傳動裝置機械設計9

1、機械設計課程設計題目：設計一帶式輸送機的傳動裝置 （兩級同軸式圓柱斜齒輪減速器）方案圖如下：6輸送帶1. 設計目的 , 匕丿 11 1，22. 設計方案 ,匕-八j 1 丿 7 /I、，33. 電機選擇 ,1一1 1/ UZ .-J ，54. 裝置運動動力參數(shù)計算 ,75.帶傳動設計 ,96.齒輪設計 ,上11 L3 匕丿、|，187.軸類零件設計 ,288.軸承的壽命計算 ,319.鍵連接的校核 ,3210.潤滑及密封類型選擇 ,3311.減速器附件設計 ,3313.心得體會 ,3414 參考文獻 ,351. 設計目的機械設計課程是培養(yǎng)學生具有機械設計能力的技術基礎課。 課程設計則是機械設計

2、課程的實踐性教學環(huán)節(jié)，同時也是高等工 科院校大多數(shù)專業(yè)學生第一次全面的設計能力訓練，其目的是：（1）通過課程設計實踐，樹立正確的設計思想，增強創(chuàng)新意 識，培養(yǎng)綜合運用機械設計課程和其他先修課程的理論與實際知識 去分析和解決機械設計問題的能力。（2）學習機械設計的一般方法，掌握機械設計的一般規(guī)律。（3）通過制定設計方案，合理選擇傳動機構和零件類型，正 確計算零件工作能力， 確定尺寸和掌握機械零件， 以較全面的考慮 制造工藝， 使用和維護要求， 之后進行結構設計， 達到了解和掌握 機械零件，機械傳動裝置或簡單機械的設計過程和方法。（ 4）學習進行機械設計基礎技能的訓練， 例如：計算，繪圖， 查閱設

3、計資料和手冊，運用標準和規(guī)范等。2.設計方案據(jù)所給題目：設計一帶式輸送機的傳動裝置（兩級同軸式圓柱斜齒輪減速器）方 案圖如下：IV54uiHi U!XHiiiiiii* ill61電動機2V帶傳動3減速器4聯(lián)軸器5鼓輪I6輸送帶技術與條件說明：1）傳動裝置的使用壽命預定為 _J5_年每年按300天計算，2 班制工作每班按 計算2）工作機的載荷性質是平穩(wěn)、輕微沖擊、中等沖擊、嚴重沖擊；單、雙向回轉；3） 電動機的電源為三相交流電，電壓為380/220伏；4）傳動布置簡圖是由于受車間地位的限制而擬訂出來的，不應隨意修改，但對于傳動 件的型式，則允許作適宜的選擇；5） 輸送帶允許的相對速度誤差90a

4、5.6計算帶的根數(shù)z(1)計算單根V帶的額定功率Pr由 dd1 = 90mm和 n = 1440 %n 查表 8-4a 得P0-1.064KW據(jù) n 0-1440 An，i=2 和 A 型帶，查28-4b 得心 P0-0.17KW查2表 8-5 得 K-0.97, K L -0.93，于是：Pr=(P0+AP0)NKL 漢Kq-(1.064+0.17) 0.97 漢 0.93-1.11KW(2)計算V帶根數(shù)zPea 4.4 十 z- -3.96Pr1.11L d -1250mm a-403mm齒輪設計故取4根。5.7計算單根V帶的初拉力最小值（Fo ） min由2表8-3得A型帶的單位長質量

5、q-0.1 kgm。所以、（2.5 KQPca2（Fo ） min =500 漢+ qVKav（2.50.97）漢 4.42=500 漢0.97 x4x 6.78=133N應使實際拉力F0大于（F0）min5.8計算壓軸力Fp壓軸力的最小值為：（F p）min =（ F0）min 匯 Sin工=2 x 4 漢 133 漢 0.992=1053N5.9帶輪設計（1）小帶輪設計由Y112M電動機可知其軸伸直徑為 d=28mm，故因小帶輪與其裝配， 故小帶輪的軸孔直徑 d0=28mm。有4P 622表14-18可知小帶輪結構 為實心輪。（2）大帶輪設計大帶輪軸孔取22mm，由4 622表14-18可

6、知其結構為輻板式。6.1速級齒輪設計1. 選定齒輪類型，精度等級，材料及模數(shù)1）按要求的傳動方案，選用圓柱斜齒輪傳動；2） 運輸機為一般工作機器，速度不高，故用7級精度；（GB10095 88）3）材料的選擇。由2表10-1選擇小齒輪材料為 40Cr （調質）硬度 為280HBS，大齒輪的材料為 45鋼（調質）硬度為 240HBS，兩 者硬度差為40HBS ；4）選小齒輪齒數(shù)為 Z1 =24，大齒輪齒數(shù) Z 2可由Z 2 =i 1XZ1 得 Z2 =87.36，取 87；5）初選螺旋角P =14。2. 按齒面接觸疲勞強度設計按公式：z=4d 、 l-2KtTi u1 /ZhZe、2dit 訂一

7、*（ _ ） ug（1）確定公式中各數(shù)值1）試選 Kt =1.3。2）由2圖10-30選取區(qū)域系數(shù) Z h =2.4333）由3圖 16.2-10 可得：名癥=0.78, 8 =0.87貝9心=農癥 + =0.78+0.87=1.65。4）由2表10-7選取齒寬系數(shù) =1。5）計算小齒輪傳遞的轉矩，由前面計算可知：4 =3.96如0 N mm。16） 由2表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)Z e =189.8MP 27）由2圖10-21d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限b H lim 1 =600MP ；大齒輪的接觸疲勞強度極限b H lim 2 =550MP。8）由2圖10-19取接觸疲

8、勞壽命系數(shù) K HN1=0.90 ;K hn 2 =0.95o9）計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1 00，女全系數(shù)S=1，有r , K hnH lim1 r yrH 1 =0.9 沢 600=540MPS”,KHN2Hlim2 2=0.95x 550=522.5MPS廿、1 hh2 540 +522.5 所以H =2 2=531.25MP（2）計算1）計算小齒輪的分度圓直徑d1t，由計算公式可得：d1t _323.96 104 464 (2433 1898)23.64531.251 1.65=39.17mm2）計算圓周速度。二 d1t nj3.14 39.17 720v=60 100060

9、 1000=1.48 ms計算齒寬b及模數(shù)。b= d d1t =1 39.17=39.17mmd1t cos :m nt =1.58mmh=2.25m nt =2.25 1.58=3.56mm39.17b/h=11.003.56計算縱向重合度。1=0.318 d Z1 tan 1計算載荷系數(shù)=0.3181 24 tan14 =1.903K。已知使用系數(shù)得 Kv=1.08，K a=1，據(jù) v=1.57ms, 7 級精度。由2圖 10-8Kh -=1.417。由2圖 10-13 查得 K 1=1.35，由2圖 10-3 查得 Kh：.=K h：=1.4故載荷系數(shù):K=K v K a K h Kh:

10、=1 1.08 1.4 1.417=2.146）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑:d1 =d 1t=39.17 3 晉=46.25mm7）計算模數(shù)m nd1 cosP 46.25 匯 cos14 m n =1.86mmnZ1243.按齒根彎曲疲勞強度設計按公式：3：2KT1Ypcos20YFaYsam n 啟 3 1J * 粧1電升（1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)。K=K AKV KF（xKFp=1 匯 1.08漢 1.4 漢 1.35=2.042 ）根據(jù)縱向重合度 邛=1.903，由2圖10-28查得螺角影響系數(shù)Y 0=0.88。3）計算當量齒數(shù)。Z124Z v1 =3 fy=_26

11、.29cos 0 cos 14Z287Zv2=3 R 一=95.29cos P cos 144）查取齒形系數(shù)由2表 10-5 查得 Y Fa1 =2.592，Y Fa2 =202165）查取應力校正系數(shù)由2表 10-5 查得 Ysa! =1.596，Y Sa2 =1.7776）由2圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極 fe1=500MP，大齒輪的彎曲疲勞強度極限 aFE2=380MP7）由2圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) K fn1 =0.85，K fn2=0.888）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞女全系數(shù) S-1.4,則有：kfn1fe1 0.85 漢 500b F 1 =-=303.5

12、7MpS1.4Kfnfe2 0.88 沃 380bF2 -=238.86MPS1.4Y y9計算大、小齒輪的卜十，并加以比較YFaiYsai/592 1.596 =0*63 匸 Fh 303.57丫Fa2丫Sa2匚 F 22.216 1.777238.86=0.01649(2)設計計算3 2 2.04 3.69 104 0.88 cos14mn _3 20.016491 242 1.65對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m n大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取 m=1.5mm，已可滿足彎曲疲勞強度，用接觸疲勞強度算得分度圓 直徑d1 =46.25mm來計算應有的齒數(shù)。于是由：

13、d1 cos :mn46.25 cos 14=29.91.5取 Z1=30，則 Z2 = h 乙=3.64 30=1094幾何尺寸計算(1)計算中心距(Z1 Z2)mn (30 109) 1.5 a=2cosP2=(.875#5.68mm基圓直徑db1db1 三i cos -6.63 疋os 20.8 3.59mmdb2db2 2 cos f-169.43 疋os20.8o 58.39mm中心距aa圭0去冷濺0缶已7.9mm6.2低速級齒輪設計1選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù)1）按選定的齒輪傳動方案，選用圓柱斜齒輪；2）選用 7 級精度；（GB10095-88）3） 材料的選擇。由2表10

14、-1選擇小齒輪材料為 40Cr （調質）硬度 為280HBS，大齒輪材料為 45鋼（調質）硬度為 240HBS二者 的硬度差為40HBS ；4） 初選小齒輪齒數(shù)為 Z3=24，大齒輪Z 2 =2.624 =62.4,取63；5）初選螺旋角B =14 :2按齒面接觸疲勞強度設計H , l2KtT2 u1/ZhZe、2d3 弋比* Jv % %uPh（1）確定公式內各數(shù)值1 ）初選 Kt=1.32 ）由2圖10-30選區(qū)域系數(shù) ZH =2.4333 ）由3圖 16.2-10 可?。篻癥=0.78，E=0.86貝=名慎+ =0.78+0.86=1.644 ）由2表10-7選取齒寬系數(shù)*d =15）計

15、算小齒輪傳遞的轉矩：9.55 漢106 x F2T 2 =6=9.55 0 匯2.84197.8=13.7 x 104Nmm16）由2表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Ze=189.8MF27 ）由2圖10-21d按齒面硬度得小齒輪齒面接觸疲勞強度極限aHlim3 =600MP大齒輪的齒面接觸疲勞強度極限 h lim 4 =551MF8） 由2圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) KHN3=0.90 , KHN4=0.959）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%。安全系數(shù)S=1，有K HN 3”H lim 3 匚 H 3=0.9600S=540MPK HN4 H lim 4 c H 4 =0.9555

16、0S=522.5MP所以；h=Th 3 +3 4仆 1.643.6 z 2.433 189.82（ ）2.6 531.252)計算圓周速度V=兀門2 3.14匯61.02匯197.860 1000 60 1000=0.632ms3 ）計算齒寬b及模數(shù)b=dd3t=161.02=61.02mmnt=d3t cosP61.02 cos14=2.47mmZ324h=2.25m nt =2.252.47=5.56mm61.02b/h=10.975.564）計算縱向重合度 =0.318 dZ3tan 1=0.3181 24 tan14=1.9035）計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)KA=1，據(jù)v=0.632

17、ms，7級精度。由2 圖 10-8 得 KV =1.02 , Khr=1.424 由2圖 10-13 查得 KfR=1.38，由2表10-13查得K=K=1.4.故動載系數(shù)K=Ka K/ K- K一 內=1 x 1.02 x 1.4 x 1.424A VH H p=2.036）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑I K z cc |203da=dw 3|=61.02 x 3 =70.79mm3KtV 1.37 ）計算模數(shù)mnd1 cosP c“mn =2.86乙3.按齒根彎曲疲勞強度設計由2式10-17可知m3旳2丫嚀20孑丫尸玄n N 咕2%升（1）確定計算參數(shù)1）計算載荷系數(shù)K=Ka K

18、v KfKf p=1 匯 1.02 X 1.4 X 1.38=1.972）計算縱向重合度彗=1.903，由2圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) Yp=0.88.3）計算當量齒數(shù)rZ324“ ccZv3=o=26.29COS P cos 14Z=63 =69V4 cos30 COS3144）查取齒形系數(shù)由2表 10-5 查得 YFa3 =2.592，YFa4=2.2395）查取應力校正系數(shù)由2表 10-5 查得 YSa3=1.596，YSa4 =1.7486 ）由2圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限二fe3=500MP,大齒輪的彎曲疲勞強度極限:二Fe4=380MF。7 ）由2圖10-18取

19、彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN3=0.85 , KFn4=0.88.8）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4。則有：-fK FN 3；- FE30.85 5001.4=303.57MP-F 4KfnEfe4 -0.88 380 =238.86MP1.4）計算大小齒輪的YFaYsa，并加以比較丫Fa3丫Sa32592 停6 01363303.57丫Fa4丫Sa472239 8 “01639238.86m n =2mmZ29Z 4 = 76，13.53（2 ）設計計算21 241.64叫他臨 1050.88 cos%0.01639可取mn=2mm又由于兩級中心距相等，所以由 Z4 = 2.6Z

20、3和a= （-3乙“巴1-以及算得的a=108mm聯(lián)立解得Z3=29,Z4=76 2cosP4. 幾何尺寸計算（1）按圓整后的數(shù)值修正螺旋角: =arccos（Z3 Z4）mn =（2976） 22cosP2 99=13.53因值相差不多，故參數(shù)等不用修正（2）計算大小齒輪的分度圓直徑= Z3mn cos r-29 2cos13.53=59.7mm= Z4mncos :76 2=156.3mm(3)計算齒輪寬度cos13.53b=d d1 =1 59.7=59.7mm圓整后取 B4 =60mm B3=65mm5.大小齒輪各相關參數(shù)見下表低速級大小齒輪各相關參數(shù)名稱符號計算公式及說明法面模數(shù)mn

21、mn = 2mm端面模數(shù)mtmt 叫22.06 mmcos cos13.53o法面壓力角nJ = 20。端面壓力角t丄tan“丄tan 20“ l。刑 _arcta_arctan_20.5cos pcos13.53 螺旋角PP =13.53齒頂高haha =hSmn =1 疋2 =2mm齒根高hfh,出卽七”1）叫 # 柏25）磁=2.5mm全齒高hh =ha 卄f =2+2.5=4.5mm分度圓直徑d3mnZ=2X29卄_cos pcos 13.53 d4mnZ42X76d4亠zd56.3mmcos p cos 13. 53齒頂圓直徑da3da3 i 2ha T9.7 七舲=63.7mmda

22、4da 4 4 如ha 二56.3 七愆 960.3mm齒根圓直徑d f 3df 3 土 -2hf =59.72X2.5 =54.7mmd f 4df4=d4-2hf 三563_2?.5二51.3口口基圓直徑db3db3 dacos/59.7 垃os20.46 55.93mmb3 = 60mmB 4 = 65mmdb4d b4 _d4cosg_1563 疋os20.46O 164.44mm中心距aa = 107.9mm7.1 I軸的設計計算1.求軸上的功率，轉速和轉矩由前面算得 P1=2.99KW, n1=720rmin ,4T 1 =2.0610 Nmm2.求作用在齒輪上的力已知高速級小齒輪

23、的分度圓直徑為軸類 零件 的設 計d 1 =46.63mmt = 2T1= 220600 =884Nd146.63r=Fttan _：%cos :=884 -tan 20=332NCOS14.45F a=Fttan : =884 tan 14.45 =228N3.初步確定軸的最小直徑現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理據(jù)2表15-3，取A0=118,于是得：min =A0 3 P1 譏3 m1720因為軸上應開2個鍵槽，所以軸徑應增大5%-7液 d=20.33mm,又此段軸與大帶輪裝配,綜合考慮兩者要求取 dmin=22mm查4P 620d min22mm表14-16知帶輪寬

24、 B=56.4mm故此段軸長取 55mm4.軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，選用2圖15-1的裝配方案I II III IV V VI VII VIII（2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1 ） 1-11 段是與帶輪連接的其d-22mm l 1=55mm2 ）11-111段用于安裝軸承端蓋，軸承端蓋的總寬度為20m（由減速器及軸的結構設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的拆卸及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋與1-11段右端的距離為30mm故取1 口-50mm因其右端面需制出一軸肩故取d |-29mm3 ）初選軸承，因為有軸向力和徑向力故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并據(jù)

25、d | UI| -29mm由軸承目錄里初選 30207號其 尺寸為 d x D x B -35mm72mm工、18.25mm故d川-35mm又右邊套筒長取 32.75mm所以 1 川4 ）取安裝齒輪段軸徑為 d|V -40mm齒輪左端與左軸承之間用套筒定位，已知齒輪寬度為52mm為是套筒端面可靠地壓緊齒 輪，此軸段應略短于齒輪寬度故取1 |V48mm齒輪右邊V-VI段為軸肩定位，軸肩高h0.07d，故取 h-4mm則此處dV _V| -48mm 寬度 b H1.4h 取 1 V 衛(wèi)-10mm5 ）VI-VII段右邊為軸承用軸肩定位，因為軸承仍選用圓錐滾子30207所以dVII mi -35mm

26、所以此處軸肩高 h啟0.07d取h-5mm故 d VI _VII -45mm 軸肩寬度 b 蘭 1.4h，取 1 V| 亠“ -8mm1 vii 亠川-22mm（3）軸上零件的周向定位齒輪，帶輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d丨由5P 53表4-1查得平鍵截面bh=8d.37d0d1169.43=1617Nr1=Ft1tan ncos :=884 tan 20=608Ncos 14.45Fa1=Fttan - =884 tan 14.45 =417N同理可解得:Ft2=4621N, Fr2=1730N, Fa2=1112N3.初步確定軸的最小直徑現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，

27、調質處理據(jù)2表15-3，取A0=112,于是得：min=A03；12 3蔦7；=27.2訕因為軸上應開2個鍵槽，所以軸徑應增大5%-7故 d min =29.2mm,因為軸承上同時承受軸向 參照工作條件可選 30206又此段軸與軸承裝配， 故同時選取軸承, 力和徑向力，故選用單列圓錐滾子軸承，其尺寸為：d D T =30 62 17.25故d I UI =30mm右端用套筒與齒輪定位，套筒長度取33.75mm所以 1=51mm4. 軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案 通過分析比較，轉配示意圖如下IIIIIIIVVVI（2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1 ）I-II段為高速級大齒輪，由前面可知其寬度為47mm為了使套筒端面與大齒輪可靠地壓緊此軸段應略