機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)膠帶輸送機(jī)的傳動(dòng)裝置

1、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)：設(shè)計(jì)膠帶輸送機(jī)的傳動(dòng)裝置 目錄一、設(shè)計(jì)任務(wù)書3二、電動(dòng)機(jī)的選擇計(jì)算3三、傳動(dòng)比的分配：4四、傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)：5五、閉式齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì):7（一）高速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)：7 1 材料的選擇：7 2 按齒面接觸強(qiáng)度確定中心距并確定有關(guān)參數(shù)和幾何尺寸7 3 驗(yàn)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度9 4 驗(yàn)算齒根彎曲疲勞強(qiáng)度10 5 齒輪主要幾何參數(shù)11（二）低速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)：12 1 材料的選擇：12 2 按齒面接觸強(qiáng)度確定中心距并確定有關(guān)參數(shù)和幾何尺寸12 3 驗(yàn)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度14 4 驗(yàn)算齒根彎曲疲勞強(qiáng)度15 5 齒輪主要幾何參數(shù)16六、開式齒輪的設(shè)計(jì)17 1 選擇材料17 2 齒根彎曲疲勞

2、強(qiáng)度確定模數(shù)17 3 齒輪主要幾何參數(shù)19七、軸的設(shè)計(jì)及計(jì)算及聯(lián)軸器的選擇20（一）初步確定軸的直徑20 1 高速軸的設(shè)計(jì)20 2 中間軸的設(shè)計(jì)20 3 低速軸的設(shè)計(jì)20（二）低速軸的強(qiáng)度校核22 1 有關(guān)參數(shù)及支點(diǎn)反力.22（三）高速軸的強(qiáng)度校核27（四）中間軸的強(qiáng)度校核27八滾動(dòng)軸承的選擇及壽命驗(yàn)算28（一）初選滾動(dòng)軸承的型號(hào)28（二）軸承壽命驗(yàn)算28 1 低速軸軸承壽命驗(yàn)算28 2 中間軸的軸承壽命驗(yàn)算29 3 高速軸的軸承壽命驗(yàn)算30九鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇和校核30（一）鍵的選擇30 1 高速軸上鍵的選擇30 2 中間軸上鍵的選擇30 3 低速軸上鍵的選擇30（二）鍵的校核30 1 齒

3、輪處的鍵30 2 外伸出的鍵31十. 減速器的潤滑，密封形式和聯(lián)軸器的選擇31十一.參考文獻(xiàn)31一、設(shè)計(jì)任務(wù)書1 設(shè)計(jì)題目 ：設(shè)計(jì)膠帶輸送機(jī)的傳動(dòng)裝置2 .工作條件：工作年限工作班制工作環(huán)境載荷性質(zhì)生產(chǎn)批量102多灰塵稍有波動(dòng)小批3. 技術(shù)數(shù)據(jù)題號(hào)滾筒圓周力f n 帶速 v m/s 滾筒直徑 d mm 滾筒長度 l mm zl-6140000.28500900二、電動(dòng)機(jī)的選擇計(jì)算選擇電動(dòng)機(jī)系列 選用y系列，三相異步電動(dòng)機(jī)，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380伏選擇電動(dòng)機(jī)功率滾筒轉(zhuǎn)動(dòng)所需有效功率根據(jù)表4.2-9確定各部分的效率: 傳動(dòng)滾筒效率 滾筒 0.96聯(lián)軸器效率 聯(lián) 0.99 滾動(dòng)軸承效率 軸承 0.9

4、8（圓錐滾子軸承）開式齒輪的傳動(dòng)效率 開齒 0.95（0.940.96）閉式齒輪的傳動(dòng)效率 閉齒 0.97（8級(jí)精度）所以，傳動(dòng)總效率為: 所需要電動(dòng)機(jī)的功率為： 確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速 滾筒的轉(zhuǎn)速為：現(xiàn)以同步轉(zhuǎn)速為1500r/min和1000r/min兩種方案進(jìn)行比較，由1表4.12-1查得電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)，并計(jì)算出總傳動(dòng)比列于下表：方案號(hào)電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率/kw同步轉(zhuǎn)速/ r/min 滿載轉(zhuǎn)速/（r/min）總傳動(dòng)比1y132s-45.515001440134.6422y132m-65.5100096089.762n滿/n滾為使傳動(dòng)裝置內(nèi)零件尺寸適當(dāng)，結(jié)構(gòu)緊湊，降低成本，選用方案2。電動(dòng)機(jī)為y132m

5、26型 ，額定功率5.5kw, 同步轉(zhuǎn)速1000r/min,滿載960r/min。由表4.12-2查得電動(dòng)機(jī)中心高 h 132mm，外伸軸段 d×e 38mm×80mm。 三、傳動(dòng)比的分配： 根據(jù)文獻(xiàn)14.2-9 取總傳動(dòng)比為：i則減速器傳動(dòng)比為：減速箱內(nèi)高速級(jí)齒輪的傳動(dòng)比： 減速箱內(nèi)低速級(jí)齒輪的傳動(dòng)比： 說明：上面分配的傳動(dòng)比僅為初步值。四、傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)：1.0軸： （即電動(dòng)機(jī)軸）2.軸： （減速器高速軸）3.軸： （減速器中間軸） 213.618r/min 4.軸： （減速器低速軸）5.軸： （和開式齒輪相連的傳動(dòng)軸）6.軸： （滾筒軸）軸序號(hào)功率p kw

6、轉(zhuǎn)速n r/min 轉(zhuǎn)矩 n?m 傳動(dòng)型式傳動(dòng)比效率05.1696051.33聯(lián)軸器1.00.995.10896050.814閉式齒輪傳動(dòng)4.4940.974.856213.618217.092閉式齒輪傳動(dòng)3.3290.974.61664.169686.980聯(lián)軸器1.00.994.47864.169666.442開式齒輪傳動(dòng)60.954.16910.6953722.669五、閉式齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì):（一）高速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)： 材料的選擇：由2表10-1選擇得：小齒輪 40cr 調(diào)質(zhì)處理 齒面硬度 280hbs大齒輪 45鋼 正火處理 齒面硬度 230hbs大、小齒輪硬度相差50hbs（考慮經(jīng)濟(jì)性）應(yīng)

7、力循環(huán)次數(shù):由2公式（10-13）計(jì)算得：取失效概率為1%，取接觸強(qiáng)度計(jì)算的最小安全值：shmin 1.0 由2圖10-21（d）得：,由2圖10-19得：，計(jì)算許用接觸應(yīng)力: 按齒面接觸強(qiáng)度確定中心距并確定有關(guān)參數(shù)和幾何尺寸 小輪轉(zhuǎn)矩： t1 50814n?mm初定螺旋角 13,。減速傳動(dòng)： ;取端面壓力角：基圓螺旋角：由4.2-10,取中心距a 115mm。 a 115mm估算模數(shù)mn 0.0070.02 a 0.84-2.4mm,取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)mn 2mm。 小齒輪齒數(shù)： mn 2mm大齒輪齒數(shù)： z2 uz1 91.655取z1 20，z2 92 z1 20， z2 92實(shí)際傳動(dòng)比 傳動(dòng)比

8、誤差：， 在允許范圍內(nèi)。 修正螺旋角：與初選 130相近,zhz可不修正. 齒輪分度圓直徑： 圓周速度： 由2表10-4得：取齒輪精度為8級(jí)。驗(yàn)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度 按電機(jī)驅(qū)動(dòng),載荷稍有波動(dòng),由2表10-2,取ka 1.10由2圖10-8，按8級(jí)精度和， 得kv 1.03。齒寬。由2表10-4，按b/d1 46/41.071 1.120,考慮軸的剛度較大和齒輪相對(duì)軸承為非對(duì)稱布置，得kh 1.10。由2表10-5，得kh 1.4載荷系數(shù) 計(jì)算重合度齒頂圓直徑端面壓力角齒輪基圓直徑端面齒頂壓力角 1.636 基圓螺旋角:計(jì)算齒面接觸應(yīng)力故安全。驗(yàn)算齒根彎曲疲勞強(qiáng)度按z1 20，z2 92, 得，得

9、yn1 1.0，yn2 1.0mn 2mm 5mm,故yx1 yx2 1.0取yst 2.0，sfmin 1.4計(jì)算許用彎曲應(yīng)力yfa1 2.82，yfa2 2.23ysa1 1.57，ysa2 1.78因齒輪主要幾何參數(shù) z1 20, z2 92, u 4.494, mn 2 mm, z1 21， z2 94 , mt mn/cos 2/cos13.1160 2.053mm, mt 2.053mm a齒寬： 取 （二）低速級(jí)齒輪的設(shè)計(jì)：1.材料的選擇根據(jù)工作條件及其載荷性質(zhì)選擇小齒輪 40cr 調(diào)質(zhì)處理 280hbs大齒輪 45鋼 正火處理 230hbs應(yīng)力循環(huán)次數(shù):取失效概率為1%，取接觸

10、強(qiáng)度計(jì)算的最小安全值：shmin 1.0 由2圖10-21（d）得：,由2圖10-19得：，由圖5-16b，得,計(jì)算許用接觸應(yīng)力:因，故取2.按齒面接觸強(qiáng)度確定中心距并確定有關(guān)參數(shù)和幾何尺寸小輪轉(zhuǎn)矩： t3 686.980n?mm初定螺旋角： 13,。減速傳動(dòng)： ;取端面壓力角：基圓螺旋角：由式（5-39）計(jì)算中心距a由4.2-10,取中心距a 160mm。 a 160mm估算模數(shù)mn 0.0070.02 a 1.123.2mm,取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)mn 2.5mm。 小齒輪齒數(shù)： mn 2.5mm大齒輪齒數(shù)： z2 uz1 95.91取z1 29，z2 96 z1 29，z2 96實(shí)際傳動(dòng)比： 傳動(dòng)比

11、誤差：， 在允許范圍內(nèi)。 修正螺旋角：與初選 130相近,zhz可不修正. 齒輪分度圓直徑： 圓周速度 由2表10-4，取齒輪精度為8級(jí).3.驗(yàn)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度 按電機(jī)驅(qū)動(dòng),載荷稍有波動(dòng),由2表10-2,取k 1.10由2圖10-8，按8級(jí)精度和， 得kv 1.01齒寬 ： 。 b 64mm按b/d1 64/74.240 0.862,考慮軸的剛度較大和齒輪相對(duì)軸承為非對(duì)稱布置，得kh 1.07由2表10-3，得kh 1.4載荷系數(shù)：計(jì)算重合度齒頂圓直徑： 79.240mm 250.76mm端面壓力角 齒輪基圓直徑 69.57mm 230.285mm端面齒頂壓力角 1.685 1.754由式5

12、-39,計(jì)算齒面接觸應(yīng)力故安全。4.驗(yàn)算齒根彎曲疲勞強(qiáng)度按z1 29，z2 96, 得，得yn1 1.0，yn2 1.0mn 2.5mm 5mm,故yx1 yx2 1.0取yst 2.0， sfmin 1.4計(jì)算許用彎曲應(yīng)力 yfa1 2.60，yfa2 2.24ysa1 1.61，ysa2 1.79計(jì)算y，因5.齒輪主要幾何參數(shù) z1 29, z2 96, u 3.329, mn 2.5 mm, z1 29， z2 96 , 12.429 mt mn/cos 2.5/cos12.4290 2.56mm, mt 2.56mm 齒寬： 取六、開式齒輪的設(shè)計(jì)1.選擇材料由2表10-1選擇得：小齒輪

13、 40cr 調(diào)質(zhì)處理 齒面硬度 241-286hbs大齒輪 45鋼 正火處理 齒面硬度 162-217hbs 傳動(dòng)比為：應(yīng)力循環(huán)次數(shù):2.齒根彎曲疲勞強(qiáng)度確定模數(shù)初選小輪的齒數(shù)為 z1 20; z 120 z1 20; z 120 由2圖10-20（c）得： ，安全系數(shù)取sfmin 1.4得yn 1.0。得yx 1.0。取yst 2.0，。計(jì)算許用彎曲應(yīng)力 由圖5-14 yfa1 2.8,yfa2- 2.225,由圖5-15 ysa1 1.55,ysa2 1.80； ；則有 ，故??；取ktye 1.2，a 0.2 ； t t4 m 5mm d1 100; d 600由2表10-2，按電機(jī)驅(qū)動(dòng)載

14、荷稍有波動(dòng) 取ka 1.10 a 350mm b 70mm；按8級(jí)精度和，得kv 1.001 由2表10-1得，k 1.1按機(jī)械原理知識(shí)計(jì)算重合度齒頂圓直徑: 壓力角 : 齒輪基圓直徑: 齒頂壓力角 : 開式齒輪考慮到磨損的影響取，則，符合要求。，則，符合要求 m取53. 齒輪主要幾何參數(shù) d1 100;d 600 m 5mm;七、軸的設(shè)計(jì)及計(jì)算及聯(lián)軸器的選擇（一）初步確定軸的直徑1.高速軸的設(shè)計(jì)（1）初步估定減速器高速軸外伸段軸徑 又由1表4.12-2得y132m2-6電機(jī)的軸徑為38mm，則d 0.81.0 d電機(jī) （0.81.0）38 30.438mm現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料

15、為45鋼，調(diào)質(zhì)處理據(jù)2表15-3，取a 120，于是得： 取d 32mm因?yàn)檩S上應(yīng)開2個(gè)鍵槽，所以軸徑應(yīng)增大10%-15%（2）選擇聯(lián)軸器確定外伸段的軸徑根據(jù)傳動(dòng)裝置的工作條件擬選tl6型彈性套柱銷聯(lián)軸器（gb4323-1985）。計(jì)算轉(zhuǎn)矩為 tc kt 1.5×54.7 82.1n?m公稱轉(zhuǎn)矩 250n?m tc 82.1 n?m, n 3300r/min n 960r/min所以取減速器高速軸外伸段直徑為d 32mm，長度l 60mm。 d 32mm l 60mm2.中間軸的設(shè)計(jì) 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理據(jù)2表15-3，取a 115，于是得： 403

16、.低速軸的設(shè)計(jì)一、低速軸外伸軸段：tc kt 1.5×686.980 1030.47n?m根據(jù)實(shí)際工作條件，查表4.7-2擬選： tl8型彈性柱銷聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩 1250n?m tc 1030.47 n?m, n 4000r/min n 64.169r/min取減速器低速軸外伸段直徑為d 48mm，長度l 84mm。 d 48mm l 84mm二、初步確定軸的最小直徑現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理據(jù)2表15-3，取a 115，于是得：（二）低速軸的強(qiáng)度校核1.有關(guān)參數(shù)及支點(diǎn)反力（1）參數(shù)計(jì)算作用在齒輪上的圓周力 ft n徑向力 fr n軸向力 （2）計(jì)算支點(diǎn)反

17、力.鉛垂面支反力 ray n , rby 3865.288n b. 水平面支反力raz n rbx n 2.作彎矩圖垂直面彎矩my圖c點(diǎn)，水平面彎矩mz圖c點(diǎn)右 c點(diǎn)左, 合成彎矩圖c點(diǎn)右 c點(diǎn)左 3.轉(zhuǎn)矩t圖4.計(jì)算彎矩mca圖 該軸單向工作，轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力按脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力考慮，取 0.6 c點(diǎn)左邊 6.54×105n.mmc點(diǎn)右邊 2.56×105n.mmd 點(diǎn)右邊 4.12×105n.mm5.核軸的強(qiáng)度由以上分析可見，c點(diǎn)彎矩值最大，而d點(diǎn)軸徑最小，所以該軸危險(xiǎn)斷面是c點(diǎn)和d點(diǎn)所在剖面。查表8-1得查表8-3得。c點(diǎn)軸徑 因?yàn)橛幸粋€(gè)鍵槽，軸徑加大5%：，

18、dc 50.925 72.35mm 設(shè)計(jì)該點(diǎn)處軸徑72mm，故安全。d點(diǎn)軸徑 因?yàn)橛幸粋€(gè)鍵槽， dd 43.575 48mm設(shè)計(jì)該點(diǎn)處軸徑48mm，故安全。6.精確校核軸的疲勞強(qiáng)度從軸的圖中看出，剖面均有應(yīng)力集中，剖面計(jì)算彎矩相同。剖面與剖面相比較，只是應(yīng)力集中影響不同，可取影響較大者即可。同理，和也按應(yīng)力集中系數(shù)較大的計(jì)算。（1）校核,剖面的疲勞強(qiáng)度剖面因鍵槽引起的應(yīng)力集中系數(shù)，查得，剖面因配合引起的應(yīng)力集中系數(shù)，查得， 剖面因過渡圓角引起的應(yīng)力集中系數(shù)：所以， 。因剖面主要受轉(zhuǎn)矩作用，起主要作用，故校核剖面。剖面產(chǎn)生的 19.35n/mm2 9.67n/mm245鋼的機(jī)械性能查得， ，絕對(duì)

19、尺寸影響系數(shù)得， 表面質(zhì)量系數(shù)得，,，剖面安全系數(shù)： s 6.7 取，所以剖面安全。（2）校核剖面的疲勞強(qiáng)度剖面因配合 h7/k6 引起的應(yīng)力集中系數(shù)，查得， 剖面因過渡圓角引起的應(yīng)力集中系數(shù)：所以 ， 。剖面因鍵槽引起的應(yīng)力集中系數(shù)，查得 ，。主要承受彎矩，故應(yīng)按過渡圓角引起的應(yīng)力集中系數(shù)校核剖面。剖面承受剖面產(chǎn)生正應(yīng)力及其應(yīng)力幅、平均應(yīng)力為 4.47n/mm2 4.47n/mm2 剖面產(chǎn)生的扭剪應(yīng)力及其應(yīng)力幅、平均應(yīng)力為 14.91n/mm2 7.454n/mm2由附表1-4,查得, ；表面質(zhì)量系數(shù)由附表1-5，得,表面質(zhì)量系數(shù)同上；剖面的安全系數(shù)按配合引起的應(yīng)力集中系數(shù)計(jì)算，,所以剖面安

20、全。 s 5.99 s其它剖面與上述剖面相比，危險(xiǎn)性小，不予校核。從上面軸的校核可以看出，所設(shè)計(jì)的軸是滿足工作要求的。（三）高速軸的強(qiáng)度校核高速軸強(qiáng)度校核與低速軸相同，采用相同的方法校核之后，驗(yàn)證軸的強(qiáng)度達(dá)到要求，可用。（四）中間軸的強(qiáng)度校核中間軸的強(qiáng)度校核也與低速軸相同，采用相同的方法校核之后，驗(yàn)證軸的強(qiáng)度達(dá)到要求，可用。八、滾動(dòng)軸承的選擇及壽命驗(yàn)算 一 軸承的選擇：高速軸 滾動(dòng)軸承30208 （gb/t297-94）中間軸 滾動(dòng)軸承30211 （gb/t297-94）低速軸 滾動(dòng)軸承30212 （gb/t297-94）（二）軸承壽命驗(yàn)算1.低速軸軸承壽命驗(yàn)算（1）確定軸承的承載能力查表4.6-1，軸承30212的 c 97800n（2）計(jì)算徑向支反力 r1 1738.39n r2 4294.47n （3）計(jì)算派生軸向力s： s r/2y 查手冊(cè)，30212軸承的y 1.5， c 97800n ，e 0.4 （4）求軸承的軸向載荷a： 由結(jié)構(gòu)知 （5）計(jì)算軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷p：； 插值確定查表，查表，按傳動(dòng)裝置查取 根據(jù)合成彎矩圖d,取n（6）校核軸承壽命因?yàn)?故 按軸承2計(jì)算，查表，滿足壽命要求。2.中間軸的軸承壽命驗(yàn)算中間軸軸承采用與低速