帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)

機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)說明書設(shè)計(jì)題目帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì)學(xué)院專業(yè)姓名班級(jí)學(xué)號(hào)指導(dǎo)老師江湘顏?zhàn)罱K評(píng)定成績(jī)目錄TOC\o"1-1"\h\z\u一、設(shè)計(jì)任務(wù)書1二、擬定傳動(dòng)方案1三、選擇電動(dòng)機(jī)2四、計(jì)算傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比及其分配各級(jí)傳動(dòng)比3六、V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)4七、齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)6八、高速軸軸承的設(shè)計(jì)7九、高速軸直徑和長(zhǎng)度設(shè)計(jì)9十、高速軸的校核10十一、低速軸承的設(shè)計(jì)12十二、低速軸直徑和長(zhǎng)度設(shè)計(jì)13十三、低速軸的校核14十四、鍵的設(shè)計(jì)16十五、箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)17十六、減速器附件的設(shè)計(jì)19十七、潤(rùn)滑與密封21十八、課程設(shè)計(jì)總結(jié)22十九、參考文獻(xiàn)22課程設(shè)計(jì)任務(wù)書2023～2023學(xué)年第1學(xué)期學(xué)院專業(yè)班課程名稱：機(jī)械設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)題目：帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)的設(shè)計(jì)完成期限：自2023年12月20日至2023年12月31日共2周內(nèi)容及任務(wù)設(shè)計(jì)的主要技術(shù)參數(shù)帶的圓周力F/N帶速v〔m/s〕滾筒直徑D/mm40001.0400工作條件：二班制〔每班工作8h〕，使用年限8年，大修期為2~3年，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，工作載荷有輕微沖擊，中批量生產(chǎn)，運(yùn)輸帶速度允許誤差±5%，三相交流電源電壓為380/220V.設(shè)計(jì)任務(wù)傳動(dòng)系統(tǒng)的總體設(shè)計(jì)；傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算；減速器的結(jié)構(gòu)、潤(rùn)滑和密封；減速器裝配圖及零件工作圖的設(shè)計(jì)；設(shè)計(jì)計(jì)算說明書的編寫。工作量要求〔1〕減速機(jī)裝配圖1張〔0號(hào)圖紙〕；〔2〕零件工作圖2張〔軸、齒輪〕〔3號(hào)圖紙〕；〔3〕設(shè)計(jì)說明書1份〔6000～8000字〕?！?0頁(yè)以上〕進(jìn)度安排起止日期工作內(nèi)容2023.12.20～22 傳動(dòng)系統(tǒng)總體設(shè)計(jì)、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算；2023.12.23～26減速器裝配圖繪制零件工作圖的繪制2023.12.28～30整理說明書和打印2023.12．31辯論主要參考資料[1]銀金光等，機(jī)械設(shè)計(jì)，北京；清華大學(xué)出版社，2023[2]銀金光等.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì).北京：北京交通大學(xué)出版社，2023[3]成大先.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè).北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2023指導(dǎo)教師〔簽字〕：江湘顏2023年12月6日系主任〔簽字〕：銀金光2023年12月8日二、擬定傳動(dòng)方案為了估計(jì)傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比范圍，以便合理的選擇適宜的傳動(dòng)機(jī)構(gòu)和擬定傳動(dòng)方案?？上扔蓷l件計(jì)算起驅(qū)動(dòng)卷筒的轉(zhuǎn)速nw，即一般常選用轉(zhuǎn)速為1000r/min或1500r/min的電動(dòng)機(jī)作為原動(dòng)機(jī)，因此傳動(dòng)裝置總在傳動(dòng)比約為8.1或12，根據(jù)總傳動(dòng)比數(shù)值，可初步擬定出以二級(jí)傳動(dòng)為主的多種傳動(dòng)方案。如圖2-1[2]所示的四種方案可作為其中的一局部，這些方案的主要優(yōu)缺點(diǎn)：方案b不宜在長(zhǎng)時(shí)間連續(xù)工作，且本錢高；方案d制造本錢較高。根據(jù)該帶式傳送機(jī)的工作條件，可在a和c兩個(gè)方案中選擇?，F(xiàn)選用結(jié)構(gòu)較簡(jiǎn)單、制造本錢較低的方案a。據(jù)此擬定傳動(dòng)方案如圖：圖2-1帶式輸送機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)簡(jiǎn)圖1-電動(dòng)機(jī)；2-V帶傳動(dòng)；3-二級(jí)圓柱齒輪減速器；4-聯(lián)軸器；5-滾筒；6-輸送帶三、選擇電動(dòng)機(jī)電動(dòng)機(jī)類型的選擇。根據(jù)動(dòng)力源和工作條件，選用一般用途的Y系列三相交流異步電動(dòng)機(jī)，臥式封閉結(jié)構(gòu)，電源380V。電動(dòng)機(jī)容量的選擇。根據(jù)條件，工作機(jī)所需要的有效功率為PW=設(shè)：n4w=輸送機(jī)、滾筒軸〔4軸〕主輸送帶間的傳動(dòng)效率nc聯(lián)軸器效率nc=0.99ng普通V帶傳動(dòng)效率ng=095nb一對(duì)滾動(dòng)軸承效率nb=099ncg輸送機(jī)滾筒效率ncg=096傳動(dòng)系統(tǒng)總系率為式中n01=nc=0.95n12=nbng=0.9603n23=nbng=0.9603n34=nc=0.99n4w=nbncg=0.9504那么總效率=0.8242工作時(shí)，電動(dòng)機(jī)所需的功率為Pd=由表12-1可知條件的Y系列三相交流異步電動(dòng)機(jī)額定功率PE應(yīng)取為3kw電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇。根據(jù)條件，可得輸送機(jī)滾筒的工作轉(zhuǎn)速nw=表2-1電動(dòng)機(jī)的數(shù)據(jù)及總傳動(dòng)比方案號(hào)電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率同步轉(zhuǎn)滿載轉(zhuǎn)速/(r/min總傳動(dòng)比i外伸軸徑D/mm軸外伸長(zhǎng)度E/mmⅠY132S-45.51500144030.163880ⅡY132M2-65.5100096020.103880通過對(duì)上述兩種方案比擬可以看出：方案Ⅰ選用的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速高，質(zhì)量輕，價(jià)格低，總傳動(dòng)比為30.16，對(duì)二級(jí)減速不算大，應(yīng)選Ⅰ方案較合理。四、確定總傳動(dòng)比及分配各級(jí)傳動(dòng)比4.1傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比帶式輸送機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)的總傳動(dòng)比4.2傳動(dòng)比的分配有傳動(dòng)系統(tǒng)方案知I01=1I12=2=15.08傳動(dòng)系統(tǒng)各級(jí)傳動(dòng)比分別為五、傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和運(yùn)動(dòng)參數(shù)的計(jì)算5.1傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)和運(yùn)動(dòng)參數(shù)的計(jì)算傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算傳動(dòng)系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩計(jì)算如下所示0軸〔電動(dòng)軸〕1軸〔v帶〕2軸〔減速器高速軸，皮帶軸〕3軸〔減速器低速軸〕4軸〔減速器中間軸〕〕5軸〔輸送機(jī)滾筒軸4-1傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)軸號(hào)電動(dòng)機(jī)V帶兩級(jí)圓柱齒輪減速器工作機(jī)0軸1軸2軸3軸4軸5軸轉(zhuǎn)速n〔r/min〕14401440720168.2244.6044.60功率P(KW)5.55.2255.024.824.774.72轉(zhuǎn)矩T(NM36.4834.6566.58242.981021.761010.67傳動(dòng)比1124.283.771六、V帶傳動(dòng)設(shè)計(jì)〔1〕計(jì)算功率,由教材表5-7工作情況系數(shù)2班制時(shí)的值KA=1.2〔2〕選擇V帶型號(hào)根據(jù)，，由課本5-11選取A型V帶〔3〕確定帶輪基準(zhǔn)直徑，并驗(yàn)算帶速V。①初選小帶輪直徑。由圖5-11可知，小帶輪基準(zhǔn)直徑的推薦值為80~100mm由表5-8和表5-9，那么取。②驗(yàn)算帶速V由式〔5-21〕得帶速因?yàn)関值在5~25m/s，帶速適宜。③計(jì)算大帶輪直徑。根據(jù)表5-9，取=400mm確定帶長(zhǎng)和中心距a。由式〔5-22〕初定中心距0.7〔〕≤≤2〔〕560mm≤≤1600mm初選中心距=1500mm由式〔5-23〕計(jì)算帶所需要的基準(zhǔn)長(zhǎng)度由表5-2，取由式〔5-24〕計(jì)算實(shí)際中心距〔5〕驗(yàn)算小帶輪上的包角。〔6〕確定V帶根數(shù)。根數(shù)Z公式為令傳動(dòng)比查表5-5得有查表5-6得；查表5-2得，由此可得Z=2取兩根7、求作用在帶輪上的壓力查表5-1得q=0.18kg/m,故由式5-27由式5-28，作用在軸上的壓力為1選定齒輪精度等級(jí)、材料、熱處理方法及齒數(shù)〔1〕傳送設(shè)備為一般工作機(jī)器，速度不高，應(yīng)選用8級(jí)精度〔GB10095—88〕?！?〕材料的選擇由參考文獻(xiàn)【1】表7-1選擇小齒輪材料為40Cr〔調(diào)質(zhì)〕，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼〔調(diào)質(zhì)〕，硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS?！?〕齒數(shù)高速級(jí)選小齒輪的齒數(shù)Z1=20,大齒輪齒數(shù)Z2=4.33×20=86.6故取Z2=87。低速級(jí)選小齒輪的齒數(shù)Z3=20，大齒輪齒數(shù)Z4=20×3.34=66.8故取Z4=672高速級(jí)直齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)及計(jì)算2.1按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值①試選載荷系數(shù)Knc=1.3。②計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。T1=242.98(N.m)③由文獻(xiàn)【1】表7-6選取齒寬系數(shù)QUOTE?d=1。④由文獻(xiàn)【1】表7-5查得材料彈性影響系數(shù)Ze=189.8。⑤由文獻(xiàn)【1】7-18按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限QUOTEσHlim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度σHlim2⑥計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。N1=60n1jLh=607201(283008)=16.6108N==0.39×10⑦由文獻(xiàn)【1】取接觸疲勞壽命系數(shù)⑧由文獻(xiàn)【1】7-22計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力〔取失效概率1%，平安系數(shù)S=1〕〔2〕計(jì)算①試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入σd1t60.12mm②計(jì)算圓周速度v。V=2.27m/s③計(jì)算齒寬b。b=1×60.12mm=60.12mm④計(jì)算齒寬與齒高之比QUOTEbh。m3mmh=2.25m=2.25×3mm=6.75mm8.91⑤計(jì)算載荷系數(shù)K。根據(jù)v=4.53m/s，7級(jí)精度，由文獻(xiàn)【1】7-7查得動(dòng)載荷系數(shù)kv=1.13由文獻(xiàn)【1】表7-3查得直齒輪，kHα=由文獻(xiàn)【1】表7-2查得使用系數(shù)=1；由文獻(xiàn)【1】圖7-11用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支撐非對(duì)稱布置時(shí)，KHβ由bh=8.91，KHβ=1.417由文獻(xiàn)【1】圖7-11得K=1×1.13×1×1.417=1.60⑥按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式〔10-10a〕得d64.43mm⑦計(jì)算模數(shù)mm=3.22mm2.2按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為(1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值①由文獻(xiàn)【1】查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE1=500Mpa；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限σFE2=380M②由文獻(xiàn)【1】7-22取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85，K③計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞平安系數(shù)S=1.4，由式〔10-12〕得④計(jì)算載荷系數(shù)KK=1×1.13×1×1.32=1.49mm⑤查取齒形系數(shù)。由文獻(xiàn)【1】7-16查得YFa1=2.80Y⑥查取應(yīng)力校正系數(shù)由7-17查得YSa1=1.55；Y⑦計(jì)算大、小齒輪的QUOTEYFaYsaσF0.014大齒輪的數(shù)值大。(2)設(shè)計(jì)計(jì)算m2.97mm比照計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.97mm并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值QUOTEm=2mmm=3mm，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=60.12mm，算出小齒輪齒數(shù)。z20.4取z1=20那么大齒輪數(shù)z2=μz1=4.28x20=85.6，z.這樣設(shè)計(jì)儲(chǔ)的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，防止浪費(fèi)。2.3幾何尺寸計(jì)算(1)計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑d20×3mm=60mmdmm=258mm(2)計(jì)算中心距a=156mm(3)將中心距調(diào)整為156mm計(jì)算齒輪的寬度b=60mm圓整后去BB3低速級(jí)直齒圓柱齒輪的設(shè)計(jì)及計(jì)算3.1按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算根據(jù)文獻(xiàn)【1】公式進(jìn)行試算，即(1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值①試選載荷系數(shù)Kt②計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。TN.m③由文獻(xiàn)【1】表7-6選取齒寬系數(shù)?d④由文獻(xiàn)【1】表7-5查得材料彈性影響系數(shù)。⑤由文獻(xiàn)【1】圖7-18按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限QUOTEσHlim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度σHlim2⑥由文獻(xiàn)【1】式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。N1=60n1jLh=60168.221(283008)=3.86108N1.03×10⑦由文獻(xiàn)【1】取接觸疲勞壽命系數(shù)⑧由文獻(xiàn)【1】式7-22，計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力〔取失效概率1%，平安系數(shù)S=1〕(2)計(jì)算①試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入σd1t80.57mm②計(jì)算圓周速度v。V=0.71m/s③計(jì)算齒寬b。b=1×80.57mm=80.57mm④計(jì)算齒寬與齒高之比QUOTEbh。。m4.02mmh=0.71m=0.71×4.02mm=2.85mm28.27⑤計(jì)算載荷系數(shù)K。根據(jù)v=0.48m/s，7級(jí)精度，由文獻(xiàn)【1】圖7-7查得動(dòng)載荷系數(shù)kv由文獻(xiàn)【1】表7-3查得直齒輪，kHα=由文獻(xiàn)【1】表7-2查得使用系數(shù)=1；由文獻(xiàn)【1】表7-11用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支撐非對(duì)稱布置時(shí)，KHβ由bh=8.88，KHβ=1.417由文獻(xiàn)【1】圖7-11得K=1×1.02×1×1.417=1.45⑥按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得d89.87mm⑦計(jì)算模數(shù)mm=4.5mm3.2按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式〔10-5〕得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為(1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值①由文獻(xiàn)【1】圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE1=500Mpa；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限σFE2=380M②由文獻(xiàn)【1】圖7-22取彎曲疲勞壽命系數(shù)QUOTEKFN1③計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞平安系數(shù)S=1.4，由式〔10-12〕得④計(jì)算載荷系數(shù)KK=1×1.02×1×1.32=1.34mm⑤查取齒形系數(shù)。由文獻(xiàn)【1】表7-16查得=2.80QUOTEYFa2=2.22；⑥查取應(yīng)力校正系數(shù)由文獻(xiàn)【1】表7-17查得=1.55；=1.77；⑦計(jì)算大、小齒輪的QUOTEYFaYsaσF大齒輪的數(shù)值大。(2)設(shè)計(jì)計(jì)算m3.604mm比照計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)3.604并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=4mm，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑d3=77.80mm，算出小齒輪齒數(shù)。z20.14取Z=20，那么大齒輪數(shù)=3.34×20=66.8，=67.這樣設(shè)計(jì)儲(chǔ)的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，防止浪費(fèi)。3.3幾何尺寸計(jì)算(1)計(jì)算大小齒輪的分度圓直徑d20×4mm=80mmdmm=268mm(2)計(jì)算中心距a=174mm將中心距調(diào)整為174mm(3)計(jì)算齒輪的寬度b=1×80mm=80mm圓整后去BB八、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及計(jì)算8.1高速軸的設(shè)計(jì)8.1.1軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的計(jì)算在前面的設(shè)計(jì)中得到8.1.2初步估算軸的最小直徑。選取材料為45鋼，調(diào)制處理。，取，于是就有輸入軸的最小直徑應(yīng)該安裝聯(lián)軸器處，為了使軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，