設(shè)計膠帶輸送機的傳動裝置

1、海南大學(xué)機電工程學(xué)院09農(nóng)機一班032楊磊指導(dǎo)老師：袁成宇課程名稱：機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計設(shè)計名稱：設(shè)計膠帶輸送機的傳動裝置 目錄1 設(shè)計任務(wù)書2 二. 傳動裝置總體設(shè)計 3 三 電動機的選擇 4 四 V帶設(shè)計 6 五帶輪的設(shè)計 8 六齒輪的設(shè)計及校核 9 七高速軸的設(shè)計校核 14 八低速軸的設(shè)計和校核 21 九 .軸承強度的校核 29 十鍵的選擇和校核 31 十一.減速箱的潤滑方式和密封種類的選擇32 十二. 箱體的設(shè)置 33 十三. 減速器附件的選擇 35 十四.設(shè)計總結(jié)37 十五。參考文獻(xiàn)38 一任務(wù)設(shè)計書題目A：設(shè)計膠帶輸送機的傳動裝置 個人設(shè)計數(shù)據(jù)：工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)。載荷

2、平穩(wěn)，工作環(huán)境清潔。使用年限八年。運輸帶的工作拉力 F(N)_1000_ 運輸機帶速V（m/s） _2.0_ 滾筒直徑D（mm） _500_ 滾筒長度L（mm) _500_設(shè)計工作量：1.減速器裝配圖一張（A3） 2.零件圖（13） 3.設(shè)計說明書一份 二. 傳動裝置總體設(shè)計三選擇電動機1傳動裝置的總效率： =1222345 式中：1為V帶的傳動效率，取1=0.96； 2為三對滾動軸承的效率，取2=0.99； 3為一對圓柱齒輪的效率，取3=0.97; 4為彈性柱銷聯(lián)軸器的效率，取4=0.98； 5為運輸滾筒的效率，取5=0.96。 傳動裝置的總效率=0.96*0.99*0.99*0.99*0.

3、97*0.98*0.96=0.85電動機所需要的功率 P=FV/=1000*2/（0.851000）=2.35KW 2滾筒的轉(zhuǎn)速計算 4 w=v/r=2/0.25=8rad/s= 480rad/min n3=76.39r/minV帶傳動的傳動比范圍為i12,4;機械設(shè)計第八版142頁 一級圓柱齒輪減速器的傳動比為i28，10 ；機械設(shè)計第八版413頁 總傳動比的范圍為16，40； 則電動機的轉(zhuǎn)速范圍為1223,3056;3選擇電動機的型號： 根據(jù)工作條件，選擇一般用途的Y系列三相異步電動機，根據(jù)電動機所需的功率，并考慮電動機轉(zhuǎn)速越高，總傳動比越大，減速器的尺寸也相應(yīng)的增大，所以選用Y100L2

4、-4型電動機。額定功率3KW，滿載轉(zhuǎn)速1420（r/min）,額定轉(zhuǎn)矩2.2（N/m）,最大轉(zhuǎn)矩2.2（N/m） 4、計算傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比 總傳動比i=n/n3=1420/76.39=18.59式中：n為電動機滿載轉(zhuǎn)速； n3為工作機軸轉(zhuǎn)速。 取V帶的傳動比為i1=3.5，則減速器的傳動比i2=i/3.5=5.31; 5計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 6.計算各軸的轉(zhuǎn)速。 軸：n1=n/i1=1420/3.5=405.71r/min; 軸：n2=n1/i2=405.71/5.31= 76.39r/min 卷筒軸：n3=n2=76.39r/min 7.計算各軸的功率 軸：P1=P

5、電1=2.350.96*0.99=2.23344(KW); 軸P2=P123=2.233440.990.97=2.14477(KW); 卷筒軸的輸入功率：P3=P242=2.144770.980.99=2.081(KW) 8計算各軸的轉(zhuǎn)矩 電動機軸的輸出轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩：T1=9550P/n=95502.35/1420=15.80 Nm 軸的轉(zhuǎn)矩：T2= 9550*2.23344/405.71=52.57Nm 軸的轉(zhuǎn)矩：T3=9550*2.14477/76.39=268.13Nm 第二部分 傳動零件的計算 四.V型帶零件設(shè)計1.計算功率：Pca=KAP=1.2*3=3.6kw kA-工作情況系數(shù)，查表取

6、值1.2;機械設(shè)計第八版156頁 p-電動機的額定功率 2.選擇帶型 根據(jù)Pca=3.6kw，n=1420,可知選擇A型；機械設(shè)計第八版157頁 由表86和表88取主動輪基準(zhǔn)直徑 dd1=90mm則從動輪的直徑為 dd2=315mm3. 驗算帶的速度 V=3.14*90*1420/60/1000=6.69m/sV帶的速度合適 4、確定普通V帶的基準(zhǔn)長度和傳動中心矩 根據(jù)0.7(dd1+dd2)a907.確定帶的根數(shù)Z 機械設(shè)計第八版158頁 由， 查表84a和表84b 得p0 =1.07，p=0.17查表85得：k=0.96,查表82得：kl=0.91，則 Z3*1.2/(1.07+0.17)

7、/0.96/0.91=3.3取Z=4根 8.計算預(yù)緊力 機械設(shè)計第八版158頁 查表8-3得q=0.10（kg/m） 則F0min=500*(2.5-0.96)*3.6/0.96/4/6.69+0.1*6.69=112.3N9.計算作用在軸上的壓軸力 FP =2*4*1.5*112.3*sin(165/2)=1336N機械設(shè)計第八版158頁 五.帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計帶輪的材料采用鑄鐵 主動輪基準(zhǔn)直徑d=90mm，故采用實心式，從動輪基準(zhǔn)直徑D=315mm，采用腹板式六齒輪的設(shè)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

8、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45Gr(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20，則大齒輪的齒數(shù)為205.31=106.2，取z2=1072按齒面接觸強度進(jìn)行設(shè)計 由設(shè)計公式進(jìn)行計算，選用載荷系數(shù) K t =1.3計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1=*2.2334/405.71=52572N/mm由表10-7選定齒輪的齒寬系數(shù)；機械設(shè)計第八版205頁 a=1由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8由圖10-21d按

9、齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 大齒輪的接觸疲勞強度極限3.計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1=60Lhn1j=60*405.71*1*(2*8*8*365)=N2=/9.29=取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.89, KHN2=0.895;機械設(shè)計第八版207頁 4.計算接觸疲勞許用應(yīng)力。 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，所以機械設(shè)計第八版205頁 5.計算接觸疲勞許用應(yīng)力。 1)試算小齒輪分度圓的直徑，帶入H中較小的值 得d1t=59.15mm(1)計算圓周的速度V 得v=3.14*59.15*405.17/60/1000=1.25m/s(2) 計算b 得齒寬為59.15mm(3) 計算齒寬和齒

10、高之比。 模數(shù)得m為2.9575齒高b/h=59.15/6.63=8.92(4) 計算載荷精度根據(jù)V=1.25m/s;7級精度，插圖可知kv=1.01 機械設(shè)計第八版194頁直齒輪 可得使用系數(shù)KA=1.00，機械設(shè)計第八版193頁用插圖法差得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，kH=1.423； 查圖可得KF=1.36 故載荷系數(shù)K=1*1.01*1*1.423=1.437械設(shè)計第八版192頁 (5） 按實際的載荷的系數(shù)校正所算得的分度圓直徑得d1=46.3mm（6）計算模數(shù)m=d1/z1=46.3/20=2.3156. 按齒根彎曲強度設(shè)計 彎曲強度的計算公式 機械設(shè)計第八版201頁 （1

11、）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 1)查表可得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=500Mpa; 大齒輪的彎曲強度極限FE2=380 Mpa 機械設(shè)計第八版209頁 2）查表可得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.86,KFN2 =0.87； 3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式可得 計算載荷系數(shù)K K=1*1.01*1*1.36=1.37查取齒形系數(shù)。 查得 YFa1 =2.80 YFa2 =2.12機械設(shè)計第八版200頁 6)查取應(yīng)力校正系數(shù)。 查表可得YSa1 = 1.55 YSa2 =1.865機械設(shè)計第八版200頁 計算,小齒輪的 并加以比較。小齒輪=2.80*2.12/307

12、.14=0.0193大齒輪=1.55*1.865/236.14=0.0122小齒輪的數(shù)值大（2） 設(shè)計計算。 m1.59 并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2按接觸強度計算得的分度圓直徑d1=46.3mm算出小齒輪數(shù) z1=46.3/2=23.15 取z1=24大齒輪的齒數(shù)z2=24*5.31=127 取128這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免了浪費 4.幾何尺寸的計算 （1）計算分度圓直徑 d1=z1m =2*24=48mmd2=z2m =2*128=256mm2) 計算中心距 a=(48+256)/2=152mm（3）計算齒輪的寬度 b=1*

13、48=48mm七軸的設(shè)計與校核高速軸的計算。 （1）選擇軸的材料 選取45鋼，調(diào)制處理，參數(shù)如下: 硬度為HBS220 抗拉強度極限B650MPa 屈服強度極限s360MPa 彎曲疲勞極限1270MPa 剪切疲勞極限1155MPa 許用彎應(yīng)力1=60MPa 二初步估算軸的最小直徑 由前面的傳動裝置的參數(shù)可知n1= 405.17 r/min; p1=2.2334(KW)；查表可取 AO=115； 機械設(shè)計第八版370頁表15-3dmin=20.31mm三軸的機構(gòu)設(shè)計 （1）擬定軸上零件的裝配方案 如圖，從右到左依次為軸承、軸套、小齒輪1、 軸承、軸承端蓋、帶輪。 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的

14、各段直徑和長度 1.軸的最小直徑顯然是安裝帶輪處的直徑，考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則取d1=21 mm，為了保證軸端擋圈只壓在帶輪上而不壓在端面上，故段的長度應(yīng)比帶輪的寬度略短一些，取帶輪的寬度為50 mm，現(xiàn)取。 l1=47mm帶輪的右端采用軸肩定位,軸肩的高度h=(0.07 0.1)d，取h=1.5 mm，則d2=23mm軸承端蓋的總寬度為20 mm，根據(jù)軸承端蓋的拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取蓋端的外端面與帶輪的左端面間的距離l=30 mm，故取l2=50 mm 2. 初步選擇滾動軸承。因為軸主要受徑向力的作用，一般情況下不受軸向力的作用，故選用深溝球滾動軸承，由于軸d2=23m

15、m,故軸承的型號為6005，其尺寸為d=25mm,D=47mm,B=12mm.所以軸d3=25mm,l3=12mm。3. 取齒輪距箱體內(nèi)壁間距離a10mm， 考慮到箱體的鑄造誤差， 在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s， 取s4mm，則 l4=s+a=10+4=14mm。取d4=28mm。4. 取做成齒輪處的軸段的直徑d5=30mm，l5=48mm5. 由于對稱可知，d6=28mm，l6=14mm6. d7=25mm.l7=12mm至此，已經(jīng)初步確定了各軸段的長度和直徑 （3）軸上零件的軸向定位 齒輪，帶輪和軸的軸向定位均采用平鍵鏈接（詳細(xì)的選擇見后面的鍵的選擇過程） （3）軸上零件的

16、軸向定位 齒輪，帶輪和軸的軸向定位均采用平鍵鏈接（詳細(xì)的選擇見后面的鍵的選擇過程） （4）確定軸上的倒角和圓角尺寸 參考課本表152，取軸端倒角為145，各軸肩處的圓角半徑 R=1.0mm .(四)計算過程 1.根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖，如圖，對于6005深溝球軸承B=12mm簡支梁的軸的支承跨距：L=l1 l2+l3+l4+l5+l6+l7=47+50+12+14+48+14+12=197mm2.作用在齒輪上的力Ft=2T1/d1=2*52572/48=2190.5NFr=Ft*tan20=2190.5*tan20=797NFn=Ft*cos20=2190.5/cos20=2331N計

17、算支反力 水平方向的M=0，所以 FNH1=Ft/2=2190/2=1095NFNH2=Ft/2=2190/2=1095N垂直方向的M=0，有 FNV1=Fr/2=797/2=398.5NFNV2=Fr/2=797/2=398.5N水平面的彎矩 M1=Fr*R1=797*24=19129N*mm垂直面彎矩 M2=Fr*ln=398.5*44=17534N*mm合成彎矩 得M=295.49N*m3.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的硬度 進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)課本式155及上表中的值，并扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取0.6，軸的計算應(yīng)力 得=11.21

18、Mpa已由前面查得許用彎應(yīng)力1=60Mpa,故安全。 4.精確校核軸的疲勞強度 截面A，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕地確定的，所以截面A，B均無需校核。 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和V和VI處的過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況看，截面C上的應(yīng)力最大。截面VI的應(yīng)力集中的影響和截面V的相近，但截面VI不受扭距作用,同時軸徑也較大，故可不必作強度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及槽引起的應(yīng)力集中均在兩端),而且這里軸的直徑最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面V的左側(cè)

19、即可，因為V的右側(cè)是個軸環(huán)直徑比較大，故可不必校核。 八低速軸的計算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 抗拉強度極限B650MPa 屈服強度極限s360MPa 彎曲疲勞極限1270MPa 剪切疲勞極限1155MPa 許用彎應(yīng)力1=60MPa 2. 初步估計軸的最小直徑 軸上的轉(zhuǎn)速n2 功率P2由以上機械裝置的運動和動力參數(shù)計算部分可知 AO=115 d=34.95mm輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑.為了使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需要同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化小，故取Ka=1.5選HL5型彈性套

20、柱銷連軸器，半聯(lián)軸器孔的直徑d1=36mm,長度L62mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=42,3. 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度選取d1=36,L1=104mm,因I-II軸右端需要制出一個 定位軸肩，故取 d2=45mm,初選滾動軸承。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)d245mm，L2=50mm選取單列圓錐滾子軸承 33007型,由機械設(shè)計手冊(軟件版)R2.0查得軸承參數(shù)： 右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。取33215型軸承 的定位軸肩高度h=2mm,因此，取d3=55mm.L3=14mm,d5=55

21、mm.L5=14mm因為低速軸要和高速軸相配合，其兩個齒輪應(yīng)該相重合，所以取做成齒輪處的軸段的直徑d465mm； L4=48mm,5.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 過程見后面的鍵選擇）。 6.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 4. 計算過程 1. 根據(jù)軸上的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。確定軸承的支點位置大致在軸承寬度中間。 計算支反力 作用在低速軸上的Fr=797N,Ft=2331N,水平面的彎矩 M1=Fr*R2=797*148=N*mm垂直面彎矩 M2=Fr*ln=398.5*44=175

22、34N*mm合成彎矩 得M=1192N*m3.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的硬度 進(jìn)行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)課本式155及上表中的值，并扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取0.6，軸的計算應(yīng)力 得=13.166 MPa 已由前面查得許用彎應(yīng)力1=60Mpa,故安全。 6.精確校核軸的疲勞強度 1)判斷危險截面 截面A，B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕地確定的，所以截面A，B均無需校核。 從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和IV和V處的過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載

23、的情況看，截面C上的應(yīng)力最大。截面IV的應(yīng)力集中的影響和截面V的相近，但截面V不受扭距作用,同時軸徑也較大，故可不必作強度校核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及槽引起的應(yīng)力集中均在兩端),而且這里軸的直徑最大，故截面C不必校核。因而只需校核截面IV的右側(cè)即可，因為IV的左側(cè)是個軸環(huán)直徑比較大，故可不必校核。 9. 軸承強度的校核 1.高速軸上的軸承校核 壽命計劃：兩軸承受純徑向載荷P=797n X=1 Y=0從動軸軸承壽命：深溝球軸承6209，基本額定功負(fù)荷=25.6KN =1 =3=預(yù)期壽命為：8年，兩班制L=830016=38400軸承壽命合格十鍵的選擇計算及校核（一）從動

24、軸外伸端d=42，考慮鍵在軸中部安裝故選鍵1040 GB/T10962003，b=16，L=50，h=10，選45號鋼，其許用擠壓力=100MPa=82.75則強度足夠，合格（2） 與齒輪聯(lián)接處d=48mm，考慮鍵槽在軸中部安裝，故同一方位母線上，選鍵1452 GB/T10962003，b=10mm，L=45mm，h=8mm，選45號鋼，其許用擠壓應(yīng)力=100MPa=45.392則強度足夠，合格十一減速箱的潤滑方式和密封種類的選擇1.潤滑方式的選擇 在減速器中，良好的潤滑可以減少相對運動表面間的摩擦磨損和發(fā)熱，還可起到冷卻散熱防銹沖洗金屬磨粒和降低噪聲的作用，從而保證減速器的正常工作及壽命。

25、齒輪圓周速度： 高速齒輪 V1=d1n1/(601000)=3.1448405.7/(601000)=1.09m/s2m/s 低速齒輪 V2=d2n2/(601000)=3.1425676.39/(601000)1.32m/s2m/s 由于V均小于2m/s，而且考慮到潤滑脂承受的負(fù)荷能力較大、粘附性較好、不易流失。所以軸承采用脂潤滑，齒輪靠機體油的飛濺潤 32 滑。 2.潤滑油的選擇 由于該減速器是一般齒輪減速器，故選用N200工業(yè)齒輪油，軸承選用ZGN2潤滑脂。 3.密封方式的選擇 輸入軸和輸出軸的外伸處，為防止?jié)櫥饴┘巴饨绲幕覊m等造成軸承的磨損或腐蝕，要求設(shè)置密封裝置。因用脂潤滑，所以采用毛氈圈油封，即在軸承蓋上開出梯形槽，將毛氈按標(biāo)準(zhǔn)制成環(huán)形，放置在梯形槽中以與軸密合接觸；或在軸承蓋上開缺口放置氈圈油封，然后用另一個零件壓在氈圈油封上，以調(diào)整毛氈密封效果，它的結(jié)構(gòu)簡單。 所以用氈圈油封。 減速器附件的選擇確定列表說明如下：計