帶式輸送機傳動裝置的設計與計算--機械設計課程設計.docx

此文檔收集于網絡，如有侵權，請聯(lián)系網站刪除 東 莞 理 工 學 院機械設計課程設計計算說明書設計題目：帶式輸送機傳動裝置的設計與計算學生姓名： 學 號： 系 別： 機械工程學院專業(yè)班級： 指導教師：起止日期：2016年11月2日至2017年1月7日此文檔僅供學習與交流機械設計課程設計任務書一 設計題目(一) 帶式輸送機傳動裝置的設計與計算二、傳動布置方案帶式輸送機的傳動裝置如下圖所示,為一級帶傳動,兩級斜齒圓柱齒輪傳動。三、傳動裝置工作條件已知帶式輸送機驅動滾筒的圓周力(牽引力) F 、帶速V、卷筒直徑D，輸送機在常溫下連續(xù)單向工作, 載荷較平穩(wěn), 工作壽命8年，每年300個工作日，每日工作8小時。四、原始數據學 號123456789101112F(kN)2.52.82.131.92.32.52.722.82.22.1V(m/s)1.451.451.71.951.71.451.71.71.451.951.951.45D(mm)340280320380300380300300280380320320學 號131415161718192021222324F(kN)32.32.72.432.52.12.22.32.82.62V(m/s)1.71.71.451.451.71.451.451.451.71.71.951.7D(mm)340340320300280380380360380300340380學 號252627282930313233343536F(kN)2.91.922.921.92.22.32.52.92.22.4V(m/s)1.451.451.71.71.951.951.71.951.951.951.71.7D(mm)320360320380300300300360300320380300學 號373839404142434445464748F(kN)2.72.42.32.72.32.52.42.72.22.02.22.4V(m/s)1.951.951.951.951.451.451.71.951.71.451.71.7D(mm)360320300280340280320380300380300300學 號495051525354555657585960F(kN)2.351.852.752.252.852.652.352.552.752.152.12.65V(m/s)1.81.71.41.91.41.31.61.51.31.651.351.45D(mm)350340300320300290300360270310260280五、設計要求1.按比例繪制斜齒圓柱齒輪減速器裝配圖一張（A0或A1）2.按比例繪制零件圖兩張3.編寫設計計算書一份說明：要求在設計計算中加強計算機應用，至少采用計算機輔助繪圖完成一張圖紙。學生按表中學號對應數據進行設計。目 錄1.傳動裝置總體設計11.1 選擇電動機 11.2 傳動裝置的傳動比 21.3 傳動裝置的運動和動力參數計算 21.4 帶傳動設計 42. 減速器內部傳動設計 62.1 高速級漸開線標準斜齒圓柱齒輪傳動設計 62.2 低速級漸開線標準斜齒圓柱齒輪傳動設計123. 減速器外部傳動設計184. 軸的設計194.1 I軸的設計194.2 II軸的設計 294.3 III軸的設計395. 減速器附件的選擇 486. 潤滑與密封 50設計小結 52參考文獻 53設計計算及說明結果1. 傳動裝置總體設計1.1 選擇電動機1.1.1.選擇電動機的類型按工作要求和工作條件選用Y系列三相籠型異步電動機，全封閉自扇冷式結構，電壓380V。1.1.2.確定電動機所需功率Pw 按下試計算 式中Fw= 2700 N V= 1.95 m/s 工作裝置的效率考慮膠帶卷筒器及其軸承的效率取 =0.96 代入上式得=5.4844 KW電動機的輸出功率功率 P按下式 P=從電動機到工作機輸送帶之間的總效率為 =據機械設計課程設計表12-8 =0.95，=0.97，=0.99（8級精度一般齒輪傳動），=0.96，則有：=0.8326 所以電動機所需的工作功率為： P=6.587 KW1.1.3 確定電動機的轉速按推薦的兩級同軸式圓柱斜齒輪減速器傳動比i=35和帶的傳動比i=24。則系統(tǒng)的傳動比范圍為（24）*（35）*(35)=18100工作機卷筒的轉速為 n=133.00 r/min 所以電動機轉速的可選范圍為 n=i=（18100）133.00 =239413300 r/min據機械設計課程設計表19-1可選擇 Y132S2-2型三相異步交流電動機，其主要參數如表1.1所示 表1.1 Y132S2-2型電動機主要參數電機型號額定功率/KW同步轉速/滿載轉速/Y132S2-27.5300029002.02.31.2 傳動裝置的傳動比1）傳動裝置總傳動比 i=2）分配到各級傳動比 因為i=已知帶傳動比的合理范圍為24。故取i。分配減速器傳動比，因為i=i其中i為齒輪高速級的傳動比，i為齒輪低速級的傳動比。i=（1.31.5）i2.79故可先取i = 2.79 則i= 3.91.3 傳動裝置的運動和動力參數計算轉速：n= 2900 輸入功率：P=P= 6.587 kw輸出轉矩：T=9.55=9.55=216921軸：轉速：n=輸入功率：P=P輸入轉矩：T= 9.55=412162軸：轉速：n=輸入功率：P=P =6.01kw輸入轉矩：T= 9.55=1543743軸：轉速：n輸入功率：P 輸入轉矩：T9.55=413504 4軸（卷筒軸）：轉速：n輸入功率：P=P =5.770.990.96=5.484kw 輸入轉矩：T9.55393007 表4.1 各軸運動和動力參數軸 號功率（KW）轉矩（N）轉速（）電機軸6.587 2169229001軸6.2584121614502軸6.01154374371.7953軸5.77413504133.26卷筒軸5.484393007133.261.4 帶傳動設計1.4.1 確定計算功率P 據機械設計表8-8查得工作情況系數K= 1 。故有： P=KP =6.587kw1.4.2 選擇V帶帶型 據P和n有機械設計圖8-11選用A帶。1.4.3 確定帶輪的基準直徑d并驗算帶速 （1）初選小帶輪的基準直徑d由機械設計表8-7和8-9，取小帶輪直徑d=80mm （2）驗算帶速v，有： v= 因為 v 在530之間，故帶速合適。 （3）計算大帶輪基準直徑d d1.4.4 確定V帶的中心距a和基準長度L (1)據機械設計式8-20初定中心距a=324(2)計算帶所需的基準長度 L2a+ 由機械設計表8-2選帶的基準長度L=1100mm.（3）計算實際中心距 a 1.4.5 驗算小帶輪上的包角 1.4.6 計算帶的根數z（1）計算單根V帶的額定功率P由d和n查機械設計表8-4a得 P=1.64kw據n= 2900，i=2和A型帶，查機械設計8-5得 P=0.34kw分別查機械設計表8-6得K=0.98 、K= 0.91 ，于是： P=(P+P)KK =(1.64+0.34) 0.910.98 =1.766kw（2）計算V帶根數z z=3.73 故取 4 根。1.4.7 計算單根V帶的初拉力最小值（F）由機械設計表8-3得A型帶的單位長質量q= 0.105 。所以 （F）=500 = =120.627N應使實際拉力F大于（F）1.4.8 計算壓軸力F壓軸力的最小值為： （F）=2（F）sin =24120.627 =959.032N2. 減速器內部傳動設計2.1高速級齒輪傳動設計1.選定齒輪類型，精度等級，材料及模數 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8級精度； 3）材料的選擇。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； 4）選小齒輪齒數為Z= 23，大齒輪齒數Z可由Z=i 得Z= 89.7 取90 5）初選螺旋角=14。2.按齒面接觸疲勞強度設計 按公式： d （1）確定公式中各數值 1）試選K=1.3。 2）由機械設計圖10-20選取區(qū)域系數Z=2.433 3）由機械設計式（10-21）計算接觸疲勞強度用重合度系數Z =23.575 =1.643 4）由機械設計表10-7選取齒寬系數=1。 = =123tan14/3.14 =1.7925 =0.6845）由機械設計表10-5查的材料的彈性影響系數Z=189.8MP6）由機械設計圖10-25d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MP；大齒輪的接觸疲勞強度極限=550MP。 由機械設計式（10-23）可得螺旋角系數Z 7）由機械設計式（10-15）計算應力循環(huán)次數1091.670410923/90=4.2688108由機械設計圖10-23查取接觸疲勞壽命系數K= 0.92 ； K= 0.94 。 8）計算接觸疲勞許用應力。 取失效概率為1，安全系數S=1，有 = = 取和中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力 即 = =517MPa (2) 計算 1）計算小齒輪的分度圓直徑d，由計算公式可得： = 36.525mm 2)計算圓周速度。 v= 3）計算齒寬b及模數。 b=136.525=36.525mm 4）計算實際載荷系數K。 已知使用系數K=1，據v= 2.773 ，8級精度。小齒輪是相對支承非對稱布置，由機械設計圖10-8、表10-4得K= 1.14 ，K=1.449 （插值法）。 齒輪的圓周力=2 41216/0.36525=2256.865N 61.79N/mm 查機械設計表10-3得齒間載荷分配系數K=1.4故載荷系數： K=KKKK =1.14 1.0 1.4 1.449=2.3126 5)按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑： d=d=36.525 6）計算模數m m=44.256cos14。/23=1.867mm3.按齒根彎曲疲勞強度設計 按公式： m（1）確定計算參數 1）選用載荷系數。 =1.3 2）由機械設計式（10-18），可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數/cos2=1.643/0.948=1.733 由式（10-19），可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數YY=1-/120=1-1.64314/120=0.808 3）計算當量齒數。 Z=23/=25.178 Z=90/=98.52 4）查取齒形系數 由機械設計表10-17查得Y=2.63 ，Y=2.19 5）查取應力校正系數 由機械設計表10-18查得Y=1.59 ，Y=1.8 6）由機械設計圖10-24c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極=500MP，大齒輪的彎曲疲勞強度極限=380MP 7）由機械設計圖10-22取彎曲疲勞壽命系數K= 0.9 ，K= 0.92 8）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，則有： = =9）計算大、小齒輪的 ，并加以比較 = = 因為 小 齒輪的大于 大 齒輪的，所以取=0.0238（2）計算齒輪模數 m 4.調整齒輪模數 （1）計算實際載荷系數前的數據準備1)圓周速度v=1.35823/cos14=32.19mmv=2.444m/s b=32.19mm 2）齒高h及寬高比 b/h 2.251.358=3.0555 b/h=10.535mm 3)計算實際載荷系數K 據v= 2.444 ，8級精度。由機械設計圖10-8、表10-4得K= 1.11 ，K=1.447 （插值法）。 齒輪的圓周力=241216/0.3219=2560.7953N 79.5525N/mm 查機械設計表10-3得齒間載荷分配系數K=1.4 結合b/h= 10.535 ，查圖10-13，得K=1.35 載荷系數K=KKKK=1.111.01.41.35=2.0979 由式（10-13）可得按實際載荷系數算得的齒輪模數 對比計算結果，從標準中取= 2mm = d1cos22 =875.幾何尺寸計算（1）計算中心距 a= 圓整為112mm（2）按圓整后的中心距修正螺旋角 =arccos=arccos=13.29（3）計算大，小齒輪的分度圓直徑 d d （4）計算齒輪寬度 b= 圓整后取b= 52mm ，b=46mm 6 .主要設計結論 齒數=22 ，= 87，模數= 2 ，壓力角，螺旋角=13.29 變位系數 ，中心距a= 112mm ，齒寬b=52mm ，b=46mm小齒輪選用40Cr（調質），大齒輪選用45鋼（調質），齒輪按8級精度設計2.2 低速級齒輪傳動設計1.選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數 1）按選定的齒輪傳動方案，選用圓柱斜齒輪； 2）選用8級精度； 3）材料的選擇。由機械設計表10-1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）初選小齒輪齒數為Z=23 ，大齒輪Z=65 5）初選螺旋角。2.按齒面接觸疲勞強度設計 按公式： d （1）確定公式中各數值 1）試選K=1.3。 2）由機械設計圖10-20選取區(qū)域系數Z=2.433 3）由機械設計式（10-21）計算接觸疲勞強度用重合度系數Z =arcos23cos20.562/(23+21cos14)=30.295 =arcos65cos20.562/(65+21cos14) =24.612 =23(tan30.295-tan20.562)+65(tan24.612-tan20.562)/2=1.6244）由機械設計表10-7選取齒寬系數=1。 = =123tan14/ =1.825 = =0.6875）機械設計表10-6查得材料的彈性影響系數Z=189.8MP6）由機械設計圖10-25d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MP；大齒輪的接觸疲勞強度極限=550MP。 由機械設計式（10-23）可得螺旋角系數Z 7）由機械設計式（10-15）計算應力循環(huán)次數 1081.51555081108由機械設計圖10-23查取接觸疲勞壽命系數K= 0.9 ； K= 0.92 。9）計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%。安全系數S=1，有 =MPa =MPa 取和中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力 即 = =506MPa (2) 計算 1）計算小齒輪的分度圓直徑d，由計算公式可得： d 2)計算圓周速度。 v= 3）計算齒寬b及模數。 b= 59.18mm 4）計算實際載荷系數K。 已知使用系數K=1，據v= 1.152 ，8級精度。小齒輪是相對支承非對稱布置，由機械設計圖10-8、表10-4得K= 1.08 ，K= 1.456 （插值法）。 齒輪的圓周力=5217.10N 88.156N/mm 查機械設計表10-3得齒間載荷分配系數K=1.4故載荷系數： K=KKKK =1.081.01.41.456 =2.2 5)按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑： d=d=59.181.19168=70.524 6）計算模數m m=70.524cos14/23=2.975mm3.按齒根彎曲疲勞強度設計 按公式： m（1）確定計算參數 1）選用載荷系數。 =1.3 2）由機械設計式（10-18），可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數 由式（10-19），可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數Y =1-1.82514/120 =0.787 3）計算當量齒數。 Z= Z= 4）查取齒形系數 由機械設計圖10-17查得Y= 2.65 ，Y=2.25 5）查取應力校正系數 由機械設計圖10-18查得Y= 1.59 ，Y=1.76 6）由機械設計圖10-24c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極=500MP，大齒輪的彎曲疲勞強度極限=380MP 7）由機械設計圖10-22取彎曲疲勞壽命系數K=0.88 ，K=0.9 8）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，則有： = =9）計算大、小齒輪的 ，并加以比較 = = 因為 大 齒輪的大于 小 齒輪的，所以取=0.0162（2）計算齒輪模數 m = =1.838mm4.調整齒輪模數 （1）計算實際載荷系數前的數據準備1)圓周速度v=1.83823/cos14=43.568mmv= b=43.568mm 2）齒高h及寬高比 b/h 2.251.838=4.135mm b/h=10.568mm 3)計算實際載荷系數K 據v= 0.848 ，8級精度。由機械設計圖10-8、表10-4得K= 1.05 ，K= 1.451 （插值法）。 齒輪的圓周力=2154374/43.592=7082N 162.5N/mm 查機械設計表10-3得齒間載荷分配系數K=1.4 結合b/h=10.535mm ，查圖10-13，得K=1.35 載荷系數K=KKKK =1.051.01.41.35 =1.9845 由式（10-13）可得按實際載荷系數算得的齒輪模數 對比計算結果，從標準中取=2.5 = 26 =i2=735.幾何尺寸計算（1）計算中心距 圓整為128mm（2）按圓整后的中心距修正螺旋角 =arccos=arccos=14.8（3）計算大，小齒輪的分度圓直徑 （4）計算齒輪寬度 b= 圓整后取b= 74mm ，b=68mm 6 .主要設計結論 齒數= 26 ，= 73 ，模數= 2.5 ，壓力角，螺旋角=14.8 變位系數 ，中心距a=128mm ，齒寬b=74mm ，b=68mm小齒輪選用40Cr（調質），大齒輪選用45鋼（調質），齒輪按8級精度設計 誤差分析(誤差應該在) 23.92.79=21.762 符合工程要求3. 減速器箱體結構尺寸計算箱座壁厚mm 取=8mm箱蓋壁厚6.4mm 取=6mm箱座凸緣厚度b=1.5=12mm箱蓋凸緣厚度=1.5=9mm箱座底凸緣厚度=2.5=20mm地腳螺栓直徑=16mm 取=20mm地腳螺栓數目：因a=112mm ，故n=4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 取=16mm箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑20 取=12mm兩側箱體內壁間距：l=（150200）mm，取l=150mm軸承端蓋螺栓直徑8mm 取=8mm視孔蓋螺釘直徑6mm 取=8mm定位銷直徑d=9.6mm 取d=10mm、到外箱壁距離：=22mm, =20mm, =26mm、到凸緣邊緣距離：=20mm =24mm軸承旁凸臺半徑： 20mm凸臺高度h=10mm外箱壁至軸承座斷面距離=47mm大齒輪頂圓（蝸輪外圓）與內機壁距離 取12mm齒輪端面與內機壁距離，取=10mm箱蓋、箱座肋厚：5.1mm 6.8mm4. 軸的設計4.1 軸的設計4.1.1軸上的功率P1、轉速N1和轉矩T1的計算在前面的設計中得到： 1軸：轉速：n=輸入功率：P=P輸入轉矩：T= 9.55=412164.1.2求作用在齒輪上的力因在前面的設計中得到高速級小齒輪的分度圓直徑為： 所以F=F=F=F=Ftan=1823.31tan13.29=430.68N壓軸力959.032N4.1.3初步確定軸的最小直徑初步估算軸的最小直徑。選取材料為45鋼，調制處理。有機械設計中的表15-3，取A= 120 ，于是就有d=A因為軸上應開1個鍵槽，所以軸徑應增大5%-7%故d= d=20.91mm又因為帶型號為A型，帶根數z=4 ，大帶輪基準直徑D=160mm故軸最小直徑d=28mm4.1.4 軸的結構設計擬定軸上零件的裝配方案（根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度）1.各段軸直徑的確定如表位置直徑(mm)理由28由前面算得帶輪的孔徑32為滿足帶輪軸向定位要求，軸段需制出一個軸肩， 2，故取=3235根據 =32 選取7207AC角接觸球軸承其尺寸為35721738左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位由2上得軸承的定位軸肩高度h= 1.5 ，因此取=3844取安裝齒輪處的軸段直徑44 38齒輪右端采用軸肩定位，取h= 3 ，則軸環(huán)處直徑 38 。35見段理由。2.各軸段長度的確定如表位置長度（mm）理由52安裝的大帶輪輪轂寬度取，則可取該軸段長度83該段軸長度應考慮軸承端蓋上的螺釘的裝拆空間要求。軸承端蓋上螺釘, 可結合圖5-17和表14-81來選擇：螺栓GB/T 5781 M825，軸承端蓋凸緣厚度取10mm,調整墊圈厚度取2mm,軸承座孔加工凸臺高度取5mm，預留軸承端蓋外端面和大帶輪端面間距離35mm, 于是，確定第二段軸長度：17可取軸承寬度B，即：mm90 52mm10mm29的確定應考慮軸承寬度、擋油盤的安裝尺寸及倒角尺寸，取擋油盤為2mm薄板沖壓結構，倒角取245，可取高速軸的裝配方案如下圖所示， 4.1.5求軸上的載荷首先根據軸的結構圖（上圖）做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于7207AC 角接觸球軸承，由于手冊中查得a= 21mm。因此，確定簡支梁的軸的支撐跨距=131mm 、= 112mm 、=34mm根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖LAB=L1 =131mm LBC=L2= 112mm LCD=L3=34mm（1）計算小齒輪輪齒的作用力: F=F=F=F=Ftan=1823.31tan13.29=430.68N壓軸力959.032N（2）H面載荷分析建立力系的平衡條件：求解上述方程，可得：NN可計算出C截面的彎矩 Nmm（3）V面載荷分析集中力偶Nmm建立力系的平衡條件：求解上述方程，可得：NN可計算出：C左截面的彎矩 NmmC右截面的彎矩 Nmm在帶傳動壓軸力作用下I軸的載荷分析N（方向未定）建立力系的平衡條件：求解上述方程，可得：NN可計算出彎矩： Nmm Nmm（5）合成彎矩計算由于帶傳動壓軸力方向未定，計算合成彎矩時，假設作用下軸的彎矩方向與H面彎矩及V面彎矩的合力矩方向相同?？捎嬎闳缦陆孛娴暮铣蓮澗兀築截面的合成彎矩： NmmC截面左側的合成彎矩： Nmm Nmm（6）轉矩計算取折合系數，則可計算： Nmm可繪制轉矩圖，如圖5-3所示。（7）計算彎矩的計算可計算如下截面的計算彎矩： Nmm Nmm Nmm 高速軸的受力分析 高速軸上的載荷分布載荷水平面H垂直面V支反力FNNNN彎矩M Nmm Nmm Nmm總彎矩 Nmm扭矩T Nmm4.1.6 按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面）的強度。根據2式（15-5）、表15-4及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取=0.6， 軸的計算應力 前已選定軸的材料為45 ，調質處理，由2表15-1查得=60 MPa。因此,故安全。4.1.7鍵連接的強度計算根據設計要求確定鍵的主要尺寸軸的直徑d= 28mm ，鍵寬b鍵高h 87mm ，鍵長L= 50mm ，工作長度=L-b=42mm前已選定軸的材料為鋼，載荷性質為輕微沖擊，由2表6-2查得=100120 MPa。因此,故安全4.1.8軸承壽命計算查1表15-4可知7207AC 類軸承的基本額定動載荷29KN查2表13-4可知溫度系數N根據2中表13-6載荷系數、表13-7可知接觸時派生軸向力0.68434.49=295.45 N 0.681517.96=1032.21N 295.45+430.68 =726.13N通過比較可得軸承 被壓緊, 軸承 被放松=295.45N 295.45+430.68 =726.13N求軸承當量動載荷和因為=e ，e由表13-5分別進行查表得徑向動載荷系數X和軸向動載荷系數Y =1.2(1.0434.49+01532.73)=521.39N1.2(11517.96+0726.13)=1821.55N驗算軸承壽命因為 e由表13-5分別進行查表得徑向動載荷系數X和軸向動載荷系數Y =1.2 （1 3069+0）=3682.8N1.2 （0.41 2133.77+0.87 2869.6）=3045.68N驗算軸承壽命因為 ,所以按軸承 的受力驗算（球軸承）由2式1