設計一帶式輸送機傳動裝置

1、機械設計課程設計計算說明書設計題目：設計一帶式輸送機傳動裝置機械設計制造及其自動化專業(yè)四班設計者孫華躍學號2011072422指導老師王首軍2014年6月12日濟寧學院目錄1、 設計任務書32、 傳動方案擬定33、 電動機的選擇，傳動裝置的運動和運動參數(shù)計算3四、傳動零件的計算6五、軸的設計計算12六、鍵連接的設計16七、滾動軸承的設計17八、聯(lián)軸器的設計189、 箱體的設計18十、潤滑和密封的設計1911、 設計小結2012、 參考資料20計算項目及內(nèi)容主要結果一、設計任務書第1題 ： 設計一帶式輸送機傳動裝置 工作條件：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，空載起動，使用期10年（每年300個日），小批

2、量生產(chǎn)，兩班制工作，輸送機工作軸轉(zhuǎn)速允許誤差為5%。題號1-A1-B1-C1-D1-E輸送帶的牽引力F/kN21.251.51.61.8輸送帶的速度v/(m/s)1.31.81.71.61.5輸送帶滾筒的直徑D/mm180250260240220選擇數(shù)據(jù)：輸送帶的牽引力F=2kN輸送帶的速度v=1.3m/s輸送帶滾筒的直徑D=180二、傳動方案擬定方案擬定：采用帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應大起動轉(zhuǎn)矩工況要求，結構簡單，成本低，使用維護方便。3、 電動機的選擇、傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)的計算（一）電動機的選擇1、電動機類型和結構的選擇：

3、選擇Y系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。 2、電動機功率的確定： 工作機所需工作功率為： =/(1000) ：工作機阻力 ：工作機線速度 =（20001.3）/（10000.96）=2.708kW 由電動機至工作機的傳動總效率為： = 式中：分別為帶傳動、齒輪傳動、聯(lián)軸器和軸承的傳動效率。 取=0.96、=0.98、=0.99、=0.99 則：=0.960.980.99=0.913 所以電機所需的工作功率： = FV/1000 =(20001.3)/(10000.91

4、3) =2.966(kw) 電機的額定功率 由選取=3kW3、確定電動機轉(zhuǎn)速 卷筒工作轉(zhuǎn)速為： 601000V/（D） =(6010001.3)/（180） =138 r/min根據(jù)課程設計P.14表3-2推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍=35。取帶傳動比=24 。則總傳動比理論范圍為：620。 故電動機轉(zhuǎn)速的可選范為620即8282760 則符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有：1000和1500r/min根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由相關手冊查出兩種適用的電動機型號：（如下表） 方案電動機型號額定功率/kW滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)質(zhì)量/kg 1Y100L2-4314302.22.338 2

5、Y132S-639602.02.063綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器傳動比，可第1方案比較適合。此選定電動機型號為Y100L2-4（二）確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比：由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速和工作機主動軸轉(zhuǎn)速1、可得傳動裝置總傳動比為： =/=1430/138=10.36總傳動比等于各傳動比的乘積分配傳動裝置傳動比 = （式中分別為帶傳動 和減速器的傳動比） 2、分配各級傳動裝置傳動比： 根據(jù)課程設計P.14表3-2，取=2.8則=3.7（3） 確定傳動裝置的運動和動力設計（1）計算各軸的轉(zhuǎn)數(shù)： 電機軸：=1430 （r/min）中間軸：= /=1430/2.

6、8=510 （r/min） 低速軸：=/=510/3.7=138（r/min）滾筒：=138（r/min）（2） 計算各軸的功率：kW 電機軸：= 中間軸：=2.88 低速軸：=2.79 滾筒：= =2.73 式中：分別為帶傳動、齒輪傳動、聯(lián)軸器和軸承的傳動效率。 (3)計算各軸的輸出轉(zhuǎn)矩：Nm 由=可得：電機軸：=20.035中間軸: =53.929低速軸: =193.076電機軸中間軸低速軸滾筒功率/kW32.882.792.73轉(zhuǎn)矩/Nm20.03553.929193.076188.924轉(zhuǎn)速/(r/min)1430510138138傳動比i2.83.71效率0.960.97020.98

7、01四、傳動零件的計算（一）V型帶零件設計 1.計算功率： =P=1.23=3.6Kw-工作情況系數(shù)，查表8-8取值1.2 P-電動機的額定功率2.選擇帶型根據(jù)=3.6kW，n=1430,可知選擇A型；機械設計第八版157頁由表86和表88取主動輪基準直徑=100則從動輪的直徑為=2.8100=280mm,從表8-8取=280mm3. 驗算帶的速度 根據(jù)機械設計式（8-13）計算帶速=3.141001430/(601000)=7.49m/s帶速不宜過高或過低，一般應使=530 m/s57.4930 故帶速合適4、確定普通V帶的基準長度和傳動中心矩根據(jù)0.7(+)1200機械設計公式8-257.

8、 確定帶的根數(shù)Z 由=100和=1430查表8-4得=1.306 根據(jù)=1430，=2.8和A型帶查8-5=0.1684 查表8-6得=0.95，查表8-2得=0.96 Z =0.950.96=2.227 取Z=3 8.計算預緊力 機械設計公式8-27的引用 機械設計查表8-3得q=0.105（kg/m） =500(-1)+0.1057.492=137N 9.計算作用在軸上的壓軸力 =2sin=810N 10.帶輪結構設計 帶輪的材料采用鑄鐵 主動輪基準直徑dd1=100mm，故采用腹板式（或?qū)嵭氖剑瑥膭虞喕鶞手?徑dd2=280mm，采用孔板式。 11.主要設計結論 選用A型普通V帶4根，

9、帶基準長度1640mm，帶輪基準直徑=100mm， =280mm（2） 齒輪的設計 1選定齒輪的類型，精度等級，材料以及齒數(shù)；（1）按傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動；(2)減速器運輸機為一般工作機器，工作速度不是太高，所以選用7級精 度（GB10095-88）；(3)選擇材料。由表10-1可選擇小齒輪的材料為40Gr(調(diào)質(zhì))，硬度為 280HBS，大齒輪的材料為45剛（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者的材料 硬度相差為40HBS。(4)選小齒輪的齒數(shù)為24，則大齒輪的齒數(shù)為z2=243.7=88.8，取z2=89 （5）按齒面接觸強度進行設計 由式 試算小齒輪分度圓直徑1) 選用載荷系數(shù)=1.

10、32) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=95.5105P/n=5.393104Nmm3) 機械設計由表10-7選定齒輪的齒寬系數(shù)4) 機械設計由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)=189.85) 由圖10-20查區(qū)域系數(shù) ZH=2.56) 由式=計算重合系數(shù) =0.8727) 由圖10-25d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600Mpa；大齒輪的接觸疲勞強度極限=550MPa 由機械設計公式10-15得=605101（1630010）=1.4688109N2=60n2jLh=601381(1630010)=3.971088）計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1由圖10-23查

11、接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.9, KHN2=0.95由式10-14得=540Mpa=522.5Mpa試算小齒輪分度圓的直徑，帶入中較小的值=70.438mm.調(diào)整小齒輪分度圓直徑(1)計算圓周的速度=1.88m/s(2)計算齒寬b=170.438mm=70.438mm(3)計算實際載荷系數(shù)。根據(jù)V=1.88m/s;7級精度，由圖10-8可查得動載系數(shù)=1.08查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)=1.2由表10-4用插值法得=1.316由表10-2可得使用系數(shù) =1故載荷系數(shù)=11.081.21.316=1.703.按實際的載荷的系數(shù)校正所算得的分度圓直徑。=70.438mm=77.027mm4.

12、計算模數(shù)m。=3.2mm;5.按齒根彎曲強度設計彎曲強度的計算公式（1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1)查圖10-24c可得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500Mpa; 大齒輪的彎曲強度極限=380 Mpa 2）查表可得彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85, =0.88；3）計算彎曲疲勞許用應力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式可得 =303.57 MPa =238.86 MPa4)由圖10-17查取齒形系數(shù)。查得 2.65 2.2 5）由圖10-18查取應力校正系數(shù)。查表可得= 1.58 =1.79 6)計算大，小齒輪的并加以比較。=0.0138= 0.0165大齒輪的數(shù)值大。（2）試算模數(shù)1)由公式=1.4

13、022）計算實際載荷系數(shù)1 由圖10-8查得=1.042 查表10-3得=1.23 插圖10-13得=1.27 則動載系數(shù)載荷為=11.041.21.27=1.5853) 由式可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)m=1.498對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關,可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.498并就近圓整為標準值m=1.5，按接觸強度計算得的分度圓直徑=77.027mm，算出小齒輪數(shù)=51.35,取52大齒輪的齒數(shù)=523.7

14、=192.4,取193。，互質(zhì)。綜上所述，這樣設計出的齒輪傳動比穩(wěn)定，不僅滿足了齒面接觸疲勞強度，而且滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，提高了效率，有效減少各種失效，再者避免了浪費，故設計這種齒輪。7.幾何尺寸的計算 （1）計算分度圓直徑=m=521.5=78mm=m=1931.5=289.5mm(2)計算中心距=183.75(3）計算齒輪的寬度78mm考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪 略加寬（510）mm，即取=88mm，而使大齒輪的齒寬等于設計齒寬，=78mm。 8.主要設計結論 齒數(shù)=52，=193，模數(shù)m=1.5，壓力角=20，中心距=183.7

15、5mm，齒寬=88mm，齒寬=78mm。六軸的設計及計算（1） 高速軸的設計及計算1. 已知高速軸的轉(zhuǎn)速=510r/min,轉(zhuǎn)矩=53929Nmm,輸入功率=2.88kW2. 作用在齒輪上的力已知小齒輪的分度圓直徑=m=521.5=78mm=1382N=503N 圓周力 徑向力3. 初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查機械設計表15-3取=112則根據(jù)公式=19.94mm所求最小直徑應為受扭部的最細處，即裝帶輪處的軸徑，該處有一鍵槽，且軸的直徑小于100mm，故軸徑應增大7%，即：d=1.0719.94=21.3358，取標準值d=22mm；4.軸的結構設計（1）第一段軸 =

16、22mm, =50mm (2)第二段軸考慮軸間定位，以及密封圈選型： 氈圈25 內(nèi)徑d=25mm 考慮軸承蓋的寬度以及距軸承的距離。 故第二段軸 =25mm =43mm (3) 第三段軸，非定位軸肩自由確定，即可軸承選型：型號:7206C基本尺寸/mm|d: 30基本尺寸/mm|: 62基本尺寸/mm|B: 16安裝尺寸/mm|da (min): 36安裝尺寸/mm|Da (max): 56考慮到甩油環(huán)的寬度故 =30mm =30mm（4）第四段軸 非定位軸肩自由確定,即可。寬度可以看情況而定。 故 =35mm =6.5mm（5）第五段軸 通過齒輪的計算已經(jīng)得出。 故 =44mm =57mm

17、(6)第六段軸與第四段軸對稱。故 =38mm =6.5mm. (7) 第七段軸與第三段軸對稱,故 =30mm, =30mm。5.傳動零件的周向固定及其他尺寸帶輪處采用A型普通平鍵，鍵（GB1095-1990,GB1096-1990）鍵長選擇比帶 輪寬度稍短，選40mm.為加工方便，參照7206C型軸承安裝尺寸，軸上過渡圓 角半徑全部取r=1mm軸端倒角為6.按彎扭合成應力校核軸的強度求支反力 求彎矩 求合成彎矩 按當量彎矩校核軸的強度齒輪右端面與軸之間的截面彎矩較大是一個危險截面，對其校核，該處軸的最大彎矩為 ，視=0.59，T=50000Nmm對于45鋼， =650MPa ， 則為（0.09

18、0.1），即58.565MPa，取=60MPa，軸的計算應力為： 48000h 選用軸承合格（二）低速軸處計算當量動載荷P軸承在工作過程中只受合力計算額定動載荷=8921.82N選用7209C型軸承=3857498h48000h 選用軸承合格九聯(lián)軸器的選擇兩軸間相對位移較小，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，且結構簡單，對緩沖要求不高故選用彈性柱銷聯(lián)軸器。載荷計算：計算轉(zhuǎn)矩根據(jù)，軸徑d，轉(zhuǎn)速n查標準GB5014-1985選用LX3彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩=1250Nm,許用轉(zhuǎn)速4700r/min,符合要求10.箱體設計為保證減速器正常工作，應考慮油池注油，排油面高度，加工及裝拆檢修，箱座的定位，吊裝等附件的設計1)

19、 檢查孔：為檢查傳動件的嚙合情況并向箱內(nèi)注入潤滑油，應在箱體的適當位置設置檢查孔，平時檢查孔蓋板用螺釘固定在箱蓋上。2) 通氣器：保持箱內(nèi)外壓力平衡，避免使?jié)櫥蜐B漏因而設置通氣器。3) 軸承蓋：固定軸系部件的軸向位置并承受軸向載荷軸承座孔兩端用軸承蓋封油，采用凸緣式軸承蓋。4) 定位銷：保證拆裝箱蓋時，能夠正確定位，保持軸承座孔制造加工時的精度應在精加工軸承孔前，在箱蓋與箱座的連接凸緣上配裝定位銷，采用非對稱布置。5) 油面指示器：采用油標尺檢查箱內(nèi)油池面的高度經(jīng)常保持油池內(nèi)有適量的油。6) 放油螺塞：在箱座底部，油池的最低位置處開設放油孔，平時用螺賽堵住。7) 啟箱螺釘：為方便開啟平時用水

20、玻璃或密封膠連接的箱體剖面，增設啟箱螺釘在啟蓋時旋動螺釘將箱蓋頂起。8) 起吊裝置：為便于搬運在箱體設置起吊裝置吊環(huán)或吊鉤等。9) 密封裝置：在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進入機體內(nèi)。10) 中心距箱體結構尺寸選擇如下表：=2.708kW=2.966(kw)=3kW138 r/min電動機型號：Y100L2-4=10.36帶輪：=2.8齒輪：=3.7轉(zhuǎn)速：r/min=1430 =510 =138=138功率：kW=3=2.88=2.79 =2.73輸出轉(zhuǎn)矩：Nm =20.035 =53.929 =193.076 =188.924=3.6KwA型帶=100=280mm

21、中心矩=500mm=1613mm=1640mm=514mm=160根數(shù)：Z=3=137N=810N=100mm=280mm=0.872=600Mpa=550MPa=1.46109=3.97108540Mpa522.5Mpa=70.438mm=77.027mm303.57 MPa238.86 MPa=1.402齒輪模數(shù)：m=1.498=52=193=78mm=289.5mm183.75=88mm=78mm=19.94mmd=22mm=22mm =50mm=25mm =43mm=30mm =30mm=35mm =6.5mm=44mm =57mm=38mm =6.5mm=30mm =30mmd=35

22、mm250998Nmm聯(lián)軸器型號:LX3=35mm =82mm=40mm =42mm=45mm =44mm =50mm =52mm =59mm =8mm=45mm =31mm=7206C型軸承7209C型軸承名稱符號尺寸（mm）機座壁厚8機蓋壁厚18機座凸緣厚度b12機蓋凸緣厚度b112機座底凸緣厚度P20地腳螺釘直徑dfM16地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)結螺栓直徑d112機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d28軸承端蓋螺釘直徑d36/8窺視孔蓋螺釘直徑d46定位銷直徑d6df，d1, d2至外機壁距離C122，20，15d1， d2至凸緣邊緣距離C218，13軸承旁凸臺半徑R120凸臺高度h 根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準外機壁至軸承座端面距離 145大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離110齒輪端面與內(nèi)機壁距離2 10機座肋厚m168軸承端蓋外徑D292，125軸承旁聯(lián)接螺栓距離s盡量靠近，以Md1和Md2互不干涉為準，一般s=D2十一潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇1.齒輪：傳動件圓周速度小于12m/s，采用油池潤滑，大齒輪浸入油池一定深度，齒輪運轉(zhuǎn)時把潤滑油帶到嚙合區(qū)，甩到箱壁上，借以散熱，對于單機減速