用于帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)

1、用于帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)一任務(wù)設(shè)計(jì)書(shū)題目 A：設(shè)計(jì)用于帶式運(yùn)輸機(jī)的傳動(dòng)裝置原始數(shù)據(jù)：工作條件：一半制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)。載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵（運(yùn)輸帶于卷筒及支撐間 . 包括卷筒軸承的摩擦阻力影響已經(jīng)在 F 中考慮）。使用年限：十年，大修期三年。生產(chǎn)批量：十臺(tái)。生產(chǎn)條件：中等規(guī)模機(jī)械廠，可加工78 級(jí)齒輪及蝸輪。動(dòng)力來(lái)源：電力，三相交流（380/220）。運(yùn)輸帶速度允許誤差：5%。設(shè)計(jì)工作量： 1. 減速器裝配圖一張（ A3）2.零件圖（ 13）3.設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)一份個(gè)人設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)：運(yùn)輸帶的工作拉力T(N/m)_4800_運(yùn)輸機(jī)帶速 V（m/s）_1.25_卷筒直徑 D（mm）_500_已

2、給方案三選擇電動(dòng)機(jī)1傳動(dòng)裝置的總效率： =122345式中： 1 為 V帶的傳動(dòng)效率，取 1=0.96 ； 22 為兩對(duì)滾動(dòng)軸承的效率，取 2=0.99 ； 3 為一對(duì)圓柱齒輪的效率，取 3=0.97;為彈性柱銷聯(lián)軸器的效率，取4=0.98 ； 5 為運(yùn)輸滾筒的效率，取 5=0.96。所以，傳動(dòng)裝置的總效率 =0.96*0.99*0.99*0.97*0.98*0.96=0.86電動(dòng)機(jī)所需要的功率P=FV/=4800*1.25/ （0.86 1000）=6.97KW2卷筒的轉(zhuǎn)速計(jì)算nw=60*1000V/ D=60*1000*1.25/3.14*500=47.7r/minV 帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比范圍為

3、 i 1 2 ,4 ; 機(jī)械設(shè)計(jì)第八版142 頁(yè)一級(jí)圓柱齒輪減速器的傳動(dòng)比為i2 8 ，10 ；機(jī)械設(shè)計(jì)第八版413 頁(yè)總傳動(dòng)比的范圍為 16 ，40 ；則電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍為763,1908;3選擇電動(dòng)機(jī)的型號(hào)：根據(jù)工作條件，選擇一般用途的Y 系列三相異步電動(dòng)機(jī)，根據(jù)電動(dòng)機(jī)所需的功率，并考慮電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速越高，總傳動(dòng)比越大，減速器的尺寸也相應(yīng)的增大，所以選用 Y160M-6型電動(dòng)機(jī)。額定功率7.5KW，滿載轉(zhuǎn)速 971（r/min ）, 額定轉(zhuǎn)矩 2.0 （N/m）, 最大轉(zhuǎn)矩 2.0 （N/m）4、計(jì)算傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配各級(jí)傳動(dòng)比總傳動(dòng)比 ib=n/nw=971/47.7=20.3式中：

4、n 為電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速；nw 為工作機(jī)軸轉(zhuǎn)速。取 V帶的傳動(dòng)比為i1=3 ，則減速器的傳動(dòng)比i2=ib/3=10.03;5計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)6. 計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)速。軸： n1=n/i1=971/3=323.6 r/min;軸： n2=ni/6.76=47.7; r/min卷筒軸： n3=n2=47.7 r/min7. 計(jì)算各軸的功率軸： P1=P 1=6.970.96=6.5184(KW);軸 P2=P1 23=6.51840.990.97=6.25(KW);卷筒軸的輸入功率： P3=P2 2=6.250.980.99=6.06(KW)8計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)矩電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩：T1=9550

5、 P/n=9660 6.97/971=68.5 N m軸的轉(zhuǎn)矩： T2=T1*i1* 1* 2=68.5*3*0.96*0.99=195.3 Nm軸的轉(zhuǎn)矩： T3=T2 i2* 2 3=195.36.760.990.97=1267.8N m第二部分傳動(dòng)零件的計(jì)算四.V 型帶零件設(shè)計(jì)1. 計(jì)算功率：PCAKP 1.3 7.5 9.75Ak A -工作情況系數(shù)，查表取值1.3; 機(jī)械設(shè)計(jì)第八版156 頁(yè)p -電動(dòng)機(jī)的額定功率2. 選擇帶型根據(jù) PCA9.75，n=971, 可知選擇 B 型；機(jī)械設(shè)計(jì)第八版157 頁(yè)由表 86 和表 88 取主動(dòng)輪基準(zhǔn)直徑d140mmd1則從動(dòng)輪的直徑為d420d

6、2據(jù)表 88，取 d450 mmb23. 驗(yàn)算帶的速度vd d1n= 3.14140 971 =7.11m/s601000601000機(jī)械設(shè)計(jì)第八版157 頁(yè)7.11m/s25m/sV帶的速度合適4、確定普通 V帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度和傳動(dòng)中心矩根據(jù) 0.7( d d 1 + dd 2 ) a0 S=1.6ScaS283.627.682S2（因計(jì)算精度較低，材料不夠均勻，故選取s1.6 ）故該軸在截面V 左側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。因無(wú)大的瞬時(shí)過(guò)載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。八低速軸的計(jì)算1. 軸的材料選取選取 45 鋼，調(diào)制處理，參數(shù)如下:硬度為 HBS220抗拉強(qiáng)度極限 B650MPa屈

7、服強(qiáng)度極限 s360MPa彎曲疲勞極限 1270MPa剪切疲勞極限 1155MPa許用彎應(yīng)力 1=60MPa2. 初步估計(jì)軸的最小直徑軸上的轉(zhuǎn)速 n2 功率 P2 由以上機(jī)械裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算部分可知n2 =47.7r / min ； P2 =6.25 kw取 AO =115dA 3minop21156.2558.4 mmn47.72輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑d I II . 為了使所選的軸的直徑d I II 與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需要同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩TcaK AT2 ，查表14-1 ，考慮到轉(zhuǎn)矩變化小，故取K A1.5 .則TcaK AT2 1.5

8、1307.2 =1906800N mm按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca 應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件。查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（軟件版）R2.0，選 HL5 型彈性套柱銷連軸器，半聯(lián)軸器孔的直徑d I60mm ，長(zhǎng)度L 142mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1107mm。故取 dI II 60mm3. 擬定軸的裝配方案4. 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度。（1）選取 d I=60mm, l I107mm。因 I-II軸右端需要制出一個(gè)定位軸肩，故取dIII 70mm（ 2）初選滾動(dòng)軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承，參照工作要求，由軸知其工作要求并根據(jù)d 70mm，選取單列圓錐滾子軸承33015

9、 型, 由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè) ( 軟件版 )R2.0 查得軸承參數(shù)：軸承直徑： d75mm； 軸承寬度： B31mm，D=115mm所以， d III IVdV VI75mm（ 3）右端滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。取 33215 型軸承的定位軸肩高度 h=2mm,因此，取 dVI VII 79mm（ 4）取做成齒輪處的軸段 - 的直徑 d 85mm；齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位，齒輪的寬度為64mm,取 l V VI62mm（5）軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑脂的要求，取端蓋的外端面與帶輪右端面間的距離 l30mm， 故取 l II III 50mm（ 6

10、）因?yàn)榈退佥S要和高速軸相配合，其兩個(gè)齒輪應(yīng)該相重合，所以取l -=42mm.l - =32 mm.(7 ）軸上零件的周向定位。齒輪、帶輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接（詳細(xì)選擇過(guò)程見(jiàn)后面的鍵選擇）。（8）確定軸上的圓角和倒角尺寸參考課本表 152，取軸端倒角為 145，各軸肩處的圓角半徑為R1.2mm參考課本表 152，取軸端倒角為 145，各軸肩處的圓角半徑為R1.2mm4. 計(jì)算過(guò)程1. 根據(jù)軸上的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。確定軸承的支點(diǎn)位置大致在軸承寬度中間。故 L1157mmL2 65mmL355mm因此作為簡(jiǎn)支梁的支點(diǎn)跨距L2L365mm55mm120mm.計(jì)算支反力作用在低速軸上的2T

11、2=21307.21000=6220NF t420d2F rF t tan =2263.8N水平面方向MB0,FNH 4 120Ft650故 FNH 43369 NF =0, FNH 3FtFNH 46220 N3369N2851N垂直面方向MB0，F(xiàn)NV 4 120Fr650,故 FNV 41226NF0, FNV 3FrFNV 42263.8 N1226 N1037.8 N2) 計(jì)算彎距水平面彎距M CHF NH 4 L 3 = 3369 55 =185295N mm垂直面彎矩MMCV 3CV 4FFL1037 .86567457 N mmNV32NV4L31226 55 67430N m

12、m合成彎矩MMC1C2=M 2 CHM 2 CV 3 =197190N mmM 2 CHM 2 CV 4 =197190N mm根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎距圖和扭距圖?？煽闯鯿 截面為最危險(xiǎn)截面，現(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的 M V、 M H 及 M的值列于下表3：載荷水平面 H垂直面 V支反FNH 32851NFNV 31037.8N力FNH 43369NFNV 41226N5. 按彎扭合成彎距M H185295Nmm應(yīng)力校核軸的M cV 367457N .mmMMcV 4N mm67430 .硬度總彎M 1197190N.mm進(jìn)行校核時(shí)，距M 2197190N.mm通常只校核軸扭距上承受最大彎T

13、T1307.2 N m距和扭距的截面（即危險(xiǎn)截面C）的強(qiáng)度。根據(jù)課本式 155 及上表中的值，并扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取 0.6 ，軸的計(jì)算應(yīng)力Mc 2(T)2caW 1972(0.61307 ) 2 1000MPa13.166 MPa0.1853已由前面查得許用彎應(yīng)力 1=60MPa，因ca S1.6caS2S2103.30 226.322（因計(jì)算精度較低，材料不夠均勻，故選取s1.6 ）故該軸在截面右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。因無(wú)大的瞬時(shí)過(guò)載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱性，故可略去靜強(qiáng)度校核。九. 軸承強(qiáng)度的校核1. 高速軸上的軸承校核按照以上軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)，初步選用型號(hào)32007 型的單列圓錐滾

14、子軸承。1）軸承的徑向載荷軸承 DRDR2 DHR2 DV1463.762532.812 1557.716N軸承 BRBR2 BHR2 BV1463.892532.812 1557.716N求兩軸承的計(jì)算軸向力Fa1和 Fa 2對(duì)于 32007 型軸承，按表 13-7 ，軸承派生軸向力 Fd eFr ，其中 e 為判斷系數(shù)，其值由 Fa / C0 的大小來(lái)確定，但現(xiàn)在軸承軸向力 Fa 未知，故先初取 e0.4，因此可估算Fd 10.4Fr10.41557.716 N623.09 NFd 20.4Fr10.41557.716N623.09N則Fa1 Fd1 623.09NFa2Fd 2623.0

15、9N查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（軟件版）R2.0 得 32007 型軸承的基本額定動(dòng)載荷C70.5KNC089.5KN。按照表13-5 注 1 ） ， 取 f0 14.7,則相對(duì)軸向載荷為f 0 Fa / C 0 14.7623.09 / 89500，在表中介于 0.172 0.345之間，對(duì)應(yīng)的 e 值為0.19 0.22 ， Y值為 1.99 2.30 。用線性插值法求Y值Y1.99+ （2.30-1.99 ）（ 0.345-0.279 ）/ （0.345-0.172 ） 2.108故X=0.4 Y2.1083）求當(dāng)量動(dòng)載荷PP f（ XFYF ）1.2 （0.41557.7162.108623.09

16、） N2323.872Npra4）驗(yàn)算軸承壽命，根據(jù)式（13-5 ）L 6n（ CP）6（）（10/3h1385462.192h）h10 /60/10/ 60284 47800/ 2323.872已知軸承工作壽命為L(zhǎng)h103001648000h因?yàn)長(zhǎng)hLh ，故所選軸承滿足工作壽命要求。2. 低速軸上的軸承的校核選用深溝球軸承61812，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)（軟件版）R2.0 得基本額定動(dòng)載荷C r47.8KN , C032.8KN軸承的徑向力計(jì)算：軸承 1FF 2NH 3F 2NV 3 1290.32Nr 1軸承 2Fr 2 F 2 NH 4F 2 NV 4 1825.35N因?yàn)镕r1 Lh48000h所選軸承合適。十鍵的選擇和校核1. 選擇鍵的鏈接和類型一般 8 級(jí)以上精