機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計設(shè)計帶式輸送機(jī)傳動裝置

1、目錄一、 選擇電動機(jī)二、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比三、計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)四、減速器的結(jié)構(gòu)五、傳動零件的設(shè)計計算六、軸的計算七、鍵的選擇和校核八、軸承的的選擇與壽命校核九、聯(lián)軸器的選擇十、潤滑方法、潤滑油牌號設(shè)計帶式輸送機(jī)傳動裝置 參考傳動方案：原始數(shù)據(jù)：題 號參 數(shù)7運(yùn)輸帶工作拉力F(kN)2500運(yùn)輸帶工作速度(m/min)1.1卷筒直徑D(mm)400已知條件:1滾筒效率j=096(包括滾筒與軸承的效率損失)；2工作情況 兩班制，連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)；3使用折舊期 3年一次大修，每年280個工作日，壽命8年； 4工作環(huán)境 室內(nèi)，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35；5制造條件及

2、生產(chǎn)批量 一般機(jī)械廠制造，小批量生產(chǎn)。計算及說明一、選擇電動機(jī)(1) 選擇電動機(jī)的類型按工作要求和條件，選用三相籠式式異步電動機(jī)，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y型。 （2） 選擇電動機(jī)的容量 電動機(jī)所需功率計算工式為：（1）P= KW，（2） P= Kw 因此 P= Kw 所以由電動機(jī)至卷筒的傳動總功率為： 式中：，分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、連軸器和卷筒的傳動效率。 取=0.96(帶傳動)，=0.98（滾子軸承），=0.97, =0.99, =0.94. 則： =0.960.990.94=0.79 又因為: V =1.1m/s 所以: P=3.48 Kw (3) 確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速 卷筒軸工作

3、轉(zhuǎn)速為方案電動機(jī)型號額定功率 Kw電動機(jī)轉(zhuǎn)速r/min電動機(jī)質(zhì)量Kg同步轉(zhuǎn)速異步轉(zhuǎn)速1 Y112M -2430002890452Y112M - 4 4 1500 1440 433Y162M1-6 4100096073 n =r/min 按表1推薦的傳動比合理范圍,取一級齒輪傳動的傳動比=24,二級圓柱齒輪減速器的傳動比=840,則總的傳動比范圍為 =16160 ,所以電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為: =n = (16160) 52.55= 8418408 r/min 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有: 1000r/min 、1500r/min 、3000r/min 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速,由機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊查出有

4、三種適用的電動機(jī)型號,因此有四種傳動比方案,如下表:選用Y112M-2電動機(jī)：型號 額定功率滿 載 時起動電流額定電流起動轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速r/min電流(380v時)效率%功率因數(shù)Y132S1 -25.5290038.7780.805.22.21.8低轉(zhuǎn)速電動機(jī)的級對數(shù)多，外廓尺寸用重量都較大，價格較高，但也以使傳動裝置總傳動比減小，使傳動裝置的體積、重量較??；高轉(zhuǎn)速電動機(jī)則相反。因此綜合考慮，分析比較電動機(jī)及傳動裝置的性能，尺寸、重量、極數(shù)等因素，可見方案1比較合適。所以，選定電動機(jī)型號為 Y112M -2二、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 由電動機(jī)的的型號Y112M-2

5、 ，滿載轉(zhuǎn)速 （1）總傳動比 （2）分配傳動裝置傳動比 式中表示滾子鏈傳動比，i 表示減速器傳動比。 初步取=2.5 ，則減速器傳動比為： （3）分配減速器的各級傳動比 按展開式布置?？紤]潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，可由圖12展開式 線查得 =5.8, 則： 。三、計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù) 為了進(jìn)行傳動件的設(shè)計計算，要推算出各軸的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩。如將傳動裝置各軸由高速至低速依次為I 軸、II 軸、III軸，以及 、，為相鄰兩軸間的傳動比； 、，為相鄰兩軸間的傳動效率； 、，為各軸的輸入功率（Kw）； 、 ，為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩（Nm）； 、，為各軸的轉(zhuǎn)速（r/min）； （1） 各軸的轉(zhuǎn)速

6、I軸 r/min II軸 r/min III軸 r/min 卷筒軸 r/min (2) 各軸輸入功率 I軸 II軸 III軸 卷筒軸 各軸輸出功率 I軸 II軸 III軸 卷筒軸 （3） 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 電動機(jī)軸輸出轉(zhuǎn)矩為： I軸 II軸 III軸 卷筒軸 各軸輸出轉(zhuǎn)矩 I軸 II軸 III軸 卷筒軸 運(yùn)動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理于下表：軸名效率P （Kw）轉(zhuǎn)矩 T （Nm）轉(zhuǎn)速nr/min轉(zhuǎn)動比i效率輸入輸出輸入輸出電動機(jī)軸3.4814.5028900.962.5I 軸3.343.2727.6027.0511560.955.8II軸3.183.12152.17149.13199.30.953.7

7、9III軸3.022.96548.24537.2825.590.971卷筒軸2.932.75531.90500.0052.590.94四、減速器的結(jié)構(gòu)鑄鐵減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸表： 名稱符號數(shù)值機(jī)座壁厚8機(jī)蓋壁厚8機(jī)座凸緣厚度b12機(jī)蓋凸緣厚度12機(jī)座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑20地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑16機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑12聯(lián)接螺栓的間距180軸承端蓋螺釘直徑8窺視孔蓋螺釘直徑6定位銷直徑d8至外機(jī)壁距離26至外機(jī)壁距離22至外機(jī)壁距離18至凸緣邊緣距離24至凸緣邊緣距離16軸承旁凸臺半徑22凸臺高度h49外機(jī)壁至軸承座端面距離50圓柱齒輪外圓與內(nèi)機(jī)壁距離10圓柱齒輪輪轂端面與

8、內(nèi)機(jī)壁距離8機(jī)座肋厚m7機(jī)蓋肋厚7軸承端蓋外徑126和135軸承端蓋凸緣厚度t10軸承旁聯(lián)接螺栓距離s146、186、170五、傳動零件的設(shè)計計算 第一對齒輪（高速齒輪）1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （1）按卷揚(yáng)機(jī)傳動方案，選用直齒圓柱輪傳動； （2）精度等級選7級精度（GB10095-86） （3）材料選擇。由表10-1（常用齒輪材料及其力學(xué)特性）選擇小齒輪為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。 （4）選小齒輪齒數(shù)為 =20，大齒輪齒數(shù) 其中i=u2、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 公式如下： （1）確定公式內(nèi)的各值計算 1）、試選=1.3 4

9、）、計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 5）、由表10-7選取齒寬系數(shù)=1 6）、由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8 7）、由圖10-21d 按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限=600，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550 8）、由式（10-30） N=60j 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。=6011561（282808）=.= 9）、由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)=0.95, =0.98 10）、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，由式（10-12）得： =0.95600=570 =0.98550=539 (2) 計算 1）、試算小齒輪分度圓直徑 =40.230 mm 2)、計算圓周

10、速度 =2.43 m/s 3）、計算齒寬b及模數(shù) =140.230=40.230 mm =2.012 mm h=2.25=2.252.012=4.53mm b/h=40.2304.53=8.88 4）、計算載荷系數(shù)K 已知使用系數(shù)。根v=2.43 m/s ,7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)=1.10。由表10-4用插入法查得7級精度的小齒輪相對支承非對稱布量時=1.417 由圖10-13查得=1.33 由表10-3查得=1.0 ，所以載荷系數(shù) =11.101.01.417=1.559 6)、按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10）得： =42.742mm 7)、計算模數(shù)

11、= mm3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 （1）確定計算參數(shù) 1）、計算載荷系數(shù) =11.061.41.35 =2 2)、根據(jù)縱向重合度 ，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.88 3)、計算當(dāng)量齒數(shù) 4)、查取齒形系數(shù),由表105查得 ， 5)、查取應(yīng)力校正系數(shù)得： ，1.825 6）、由圖10-20C，查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 ，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 7）、由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.82, =0.86 8)、計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式（10-12）得： = 9）、計算大、小齒輪的，并加以比較 大齒輪的數(shù)值大 （2）設(shè)計計算 mm 對比計算結(jié)果；由齒面

12、接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取=1.46 mm。已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑=50.99 mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有： 取 =24 =524=120 取 =1204幾何尺寸計算 （1）計算中心距 mm 將中心距圓整為：153mm (2) 按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，所以參數(shù)、等不必修正 （3）計算大小齒輪的分度圓直徑 mm mm (4) 計算齒輪寬度 mm 圓整后取 =40mm, =60mm5 驗算 合適第二對齒輪（低速齒輪）1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) （1）按卷揚(yáng)機(jī)傳動方案，選用斜

13、齒圓柱輪傳動； （2）精度等級選7級精度（GB10095-86） （3）材料選擇。由表10-1（常用齒輪材料及其力學(xué)特性）選擇小齒輪為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。 （4）選小齒輪齒數(shù)為 =24，大齒輪齒數(shù) 。取=72 （5）選取螺旋角。初選螺旋角 =2、按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 公式如下： （1）確定公式內(nèi)的各值計算 1）、試選=1.6 2）、由圖10-30選項取區(qū)域系數(shù)=2.433。 3）、由圖10-26查=0.78, =0.88則 =+=1.66 4）、計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 5）、由表10-7選取齒寬系數(shù)=1 6）、由表10-6查得材料的

14、彈性影響系數(shù)=189.8 7）、由圖10-21d 按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限=600，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550。 8）、由式（10-30） N=60j 計算應(yīng)力循環(huán)系數(shù)。=601921（3830015）=.=/3.01= 9）、由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)=0.92, =0.96。 10）、計算接觸褡許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得： =0.92600=552 =0.96550=528 所以 =(+)/2=(552+528)/2=540 (2) 計算 1）、試算小齒輪分度圓直徑 =65.07mm 2)、計算圓周速度 =0.65 m/s 3

15、）、計算齒寬b及模數(shù) =165.07=65.07 mm =2.63 mm h=2.25=2.252.63=5.92mm b/h65.07 / 5.92=10.99 4)、計算縱向重合度 =1.903 5）、計算載荷系數(shù)K 已知使用系數(shù)。根v=0.65 m/s ,7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)=1.01 。由表10-4查得的計算公式與直齒輪相同，則： =1.42 由圖10-13查得=1.35 由表10-3查得=1.4 ，所以載荷系數(shù) =11.011.41.42=2.0 6)、按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10）得： =65.07=70.09mm 7)、計算模數(shù) = m

16、m3 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 （1）確定計算參數(shù) 1）、計算載荷系數(shù) =11.011.41.35 =1.91 2)、根據(jù)縱向重合度 ，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.88 3)、計算當(dāng)量齒數(shù) 4)、查取齒開系數(shù) 由表10-5查得 ， 5)、查取應(yīng)力校正系數(shù)得： ，1.766 6）、由圖10-20C，查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 ，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限 7）、由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.82, =0.86 8)、計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式（10-12）得： = 9）、計算大、小齒輪的，并加以比較 大齒輪的數(shù)值大 （2）設(shè)計計算 mm 對比計算結(jié)果；由齒

17、面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取=3.0 mm。已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑=70.09 mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是有： 取 =24 =3.0124=72.44 取 =724幾何尺寸計算 （1）計算中心距 mm 將中心距圓整為：140mm (2) 按圓整后的中心距修正螺旋角 因值改變不多，所以參數(shù)、等不必修正 （3）計算大小齒輪的分度圓直徑 mm mm (4) 計算齒輪寬度 mm 圓整后取 =70mm, =75mm5 驗算 合適六、軸的計算1、第III軸的計算 軸的輸入功率為，軸的轉(zhuǎn)速為，軸的輸入轉(zhuǎn)矩為 。 2

18、、求作用在齒輪上的力 由前面齒輪計算所得：低速大齒輪的分度圓直徑 ，則：3、初步確定軸的最小直徑 按式（5-2）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。根據(jù)表15-3 于是有： 取最小直徑為40mm.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）擬定軸上零件的裝配方案選用圖15-22a所示的裝配方案（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 a為了滿足軸向定位要求，1-2軸段要制出一軸肩，故取2-3段的直徑=46mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=50mm。先取=82mm。 b初步選擇滾動軸承。因軸承同時受徑向力和軸向力的作用，故選用但列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)=46mm，查手

19、冊P72由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取03尺寸系列，0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30310，其尺寸為，故和均取50mm，所以=29.25 =T+a+s+(70-66)=29.25+12.25+8+4=53.5mm。右端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行定位。則定位高度h=（0.70.1）d，取h=5mm，則=55mm。c取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑=55mm；而55mm;齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為70mm。為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取=66mm，齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h=（0.070.1）d，取h=5mm，則軸環(huán)的直徑=60mm

20、。軸環(huán)寬度1.4hb，取=12mm。=79.75d軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與一軸的距離l=30mm（參考圖15-21），故=50mm。5、求軸上的載荷 在確軸承的支點位置時，從手冊中查得30310型圓錐滾子軸承a=21mm.由圖可知作為支梁的軸的支承跨距：0。所得軸的彎矩圖和扭矩圖如下所示：（1）計算支反力 又 將各已知數(shù)代入解得 =1548.79 N ， （2）計算彎矩M （3）計算總彎矩 （4）計算扭矩T5、按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度。根據(jù)（15-5），取 ，則： 根據(jù)選

21、定材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得 因此 ， 所以安全。 6、精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 （1）判斷危險截面 由軸的簡圖加以受力分析可知只需校核第IV個截面兩側(cè)即可 （2）截面VII左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面IV左側(cè)的彎矩 截面上的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 由軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù) 及按附表3-2查取。由 ，經(jīng)插值后可查得 =1.0 =1.31 又由附圖3-1可查得軸的材料的敏性系數(shù)為 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附3-4）為 查附圖3-2得，； 軸按磨削加工，查附圖3-4得，則： 又由 ，取；，??；

22、于是，計算安全系數(shù)按式15-6、15-7、15-8則得 故可知其安全。 （3）截面VII左側(cè)校核 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面IV右側(cè)的彎矩 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 截面上的扭矩為 過盈配合處的值，由附表3-8用插入法求出，并取=0.8,于是得： =3.02 , =0.8=0.83.02=2.42 軸按磨削加工，查附圖3-4得，則：于是，計算安全系數(shù)按式15-6、15-7、15-8則得 故可知其安全。七、鍵的選擇和校核1、I軸（1）鍵聯(lián)接的類型和尺寸選擇由于精度等級為7級，故采用平鍵聯(lián)接。當(dāng)軸（與聯(lián)軸器連接）的直徑d=40mm。根據(jù)此直徑從表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=12mm,高度h=8mm. 由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=110。（2）鍵聯(lián)接強(qiáng)度的校核 鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力取其平均值，。鍵的工作長度l=L-b=110-12=98mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58=4mm。由式（6-1）得： 可見聯(lián)接的擠壓強(qiáng)度滿足要求。同理第二軸第三軸算法一樣。八、軸承的的選擇與壽命校核 第III軸的軸承計算 已知：，。軸承預(yù)期計算壽命：3×8×15×300×=108000h，軸的轉(zhuǎn)速為（1）選擇軸承型號為30310。（2）求兩軸承受到的徑向載荷和 將