帶式輸送機常動裝置設計

1、機械設計課程設計課題名稱： 帶式輸送機傳動裝置設計 系 別： 專 業(yè)： 班 級： 姓 名： 學 號： 指導老師： 完成日期： 目 錄第一章 緒論第二章 課題題目及主要技術參數(shù)說明2.1 課題題目 2.2 主要技術參數(shù)說明 2.3 傳動系統(tǒng)工作條件2.4 傳動系統(tǒng)方案的選擇 第三章 減速器結構選擇及相關性能參數(shù)計算3.1 減速器結構3.2 電動機選擇3.3 傳動比分配3.4 動力運動參數(shù)計算第四章 齒輪的設計計算(包括小齒輪和大齒輪)4.1 齒輪材料和熱處理的選擇4.2 齒輪幾何尺寸的設計計算 4.2.1 按照接觸強度初步設計齒輪主要尺寸 4.2.2 齒輪彎曲強度校核 4.2.3 齒輪幾何尺寸的

2、確定4.3 齒輪的結構設計第五章 V帶傳動設計1、確定計算功率2、確定V帶型號3、確定帶輪直徑4、確定帶長及中心距5、驗算包角6、確定V帶根數(shù)Z7、 確定粗拉力F08、計算帶輪軸所受壓力Q第六章 軸的設計計算(從動軸)5.1 軸的材料和熱處理的選擇5.2 軸幾何尺寸的設計計算 5.2.1 按照扭轉強度初步設計軸的最小直徑5.2.2 軸的結構設計5.2.3 軸的強度校核第七章 軸承、鍵和聯(lián)軸器的選擇6.1 軸承的選擇及校核 6.2 鍵的選擇計算及校核6.3 聯(lián)軸器的選擇第八章 減速器潤滑、密封及附件的選擇確定以及箱體主要結構尺寸的計算7.1 潤滑的選擇確定 7.2 密封的選擇確定 7.3減速器附

3、件的選擇確定7.4箱體主要結構尺寸計算 第九章 總結參考文獻第一章 緒 論本論文主要內容是進行一級圓柱直齒輪的設計計算，在設計計算中運用到了機械設計基礎、機械制圖、工程力學、公差與互換性等多門課程知識，并運用AUTOCAD軟件進行繪圖，因此是一個非常重要的綜合實踐環(huán)節(jié),也是一次全面的、 規(guī)范的實踐訓練。通過這次訓練，使我們在眾多方面得到了鍛煉和培養(yǎng)。主要體現(xiàn)在如下幾個方面：（1）培養(yǎng)了我們理論聯(lián)系實際的設計思想，訓練了綜合運用機械設計課程和其他相關課程的基礎理論并結合生產實際進行分析和解決工程實際問題的能力，鞏固、深化和擴展了相關機械設計方面的知識。（2）通過對通用機械零件、常用機械傳動或簡單

4、機械的設計，使我們掌握了一般機械設計的程序和方法，樹立正確的工程設計思想，培養(yǎng)獨立、全面、科學的工程設計能力和創(chuàng)新能力。（3）另外培養(yǎng)了我們查閱和使用標準、規(guī)范、手冊、圖冊及相關技術資料的能力以及計算、繪圖數(shù)據(jù)處理、計算機輔助設計方面的能力。（4）加強了我們對Office軟件中Word功能的認識和運用。第二章 課題題目及主要技術參數(shù)說明2.1課題題目帶式輸送機傳動系統(tǒng)中的減速器。要求傳動系統(tǒng)中含有單級圓柱齒輪減速器及V帶傳動。2.2 主要技術參數(shù)說明 輸送帶的最大有效拉力F=5500N，輸送帶的工作速度V=1.45m/s，輸送帶的滾筒直徑260mm2.3 傳動系統(tǒng)工作條件 帶式輸送機在常溫下連

5、續(xù)工作、單向運轉；空載起動，工作載荷較平穩(wěn)；兩班制（每班工作8小時），要求減速器設計壽命為8年，大修期為3年，中批量生產；三相交流電源的電壓為380/220V。2.4 傳動系統(tǒng)方案的選擇圖1 帶式輸送機傳動系統(tǒng)簡圖第三章 減速器結構選擇及相關性能參數(shù)計算3.1 減速器結構本減速器設計為水平剖分，封閉臥式結構。3.2 電動機選擇（一）工作機的功率Pw =FV/1000=5500X1.45/1000=9.38(kw)（二）總效率 = =（三）所需電動機功率 查機械零件設計手冊得 Ped = 11kw電動機選用Y160L-6 n滿 = 970r/min額定轉矩2.03.3 傳動比分配 工作機的轉速n

6、=60×1000v/（D） =60×1000×1.45/(3.14×260) =107(r/min)總傳動比： i總=n電動/n筒=970/107=9.07分配各級傳動比取齒輪i帶 =3（單級減速器i=24合理）i總=i齒輪×i帶 i齒輪=i總/i齒輪=9.07/4=3.023.4 動力運動參數(shù)計算1、計算各軸轉速（r/min）2、 計算各軸的功率（kW）3、 計算各軸扭矩（N·m）將上述數(shù)據(jù)列表如下：軸號功率P/kW N /(r.min-1) /(Nm) i 011970108.3 30.96 110.56323.3311.9 21

7、0.03107895.23.020.95 39.74107869.3210.97第四章 齒輪的設計計算4.1 齒輪材料和熱處理的選擇 考慮減速器傳遞功率和閉式傳動方式，齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為240260HBS。大齒輪選用45鋼，調質，齒面硬度220HBS。4.2 齒輪幾何尺寸的設計計算4.2.1 按照接觸強度初步設計齒輪主要尺寸 H= Hlim/SH，由機械設計手冊查得Hlimz1=700Mpa Hlimz2=600Mpa通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般較高可靠度要求選取安全系數(shù)，SH=1.25，SF=1.6H1=Hlim1/SH=700/1.25 Mpa=560 M

8、paH2=Hlim2/SH=600/1.25 Mpa=480 Mpa（一）小齒輪的轉矩 （二） 選載荷系數(shù)K 由原動機為電動機，工作機為帶式輸送機，載荷平穩(wěn)，齒輪在兩軸承間對稱布置。查機械原理與機械零件教材中表得，取K1（三） 計算齒數(shù)比 =3.02（四） 選擇齒寬系數(shù) 根據(jù)齒輪為軟齒輪在兩軸承間為對稱布置。查機械原理與機械零件教材中表得，取1（五） 計算小齒輪分度圓直徑=（六） 確定齒輪的齒數(shù)和 傳動比i齒=3.02取小齒輪齒數(shù)z1=20。則大齒輪齒數(shù)：z2=iz1=3.02×20=60.4（取61）（七） 確定齒輪模數(shù)m(取m=5)（八）實際齒數(shù)比 齒數(shù)比相對誤差 <

9、77;2.5% 允許（九） 計算齒輪的主要尺寸 中心距 齒輪寬度 B1 = B2 + (510) =105110mm) 取B1 =105(mm) （十）計算圓周轉速v并選擇齒輪精度 根據(jù)設計要求齒輪的精度等級為7級。4.2.2 齒輪彎曲強度校核（一）兩齒輪的許用彎曲應力F=(2kT1/bm2z1)YFaYSaH齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa根據(jù)齒數(shù)z1=20，z2=61根據(jù)機械設計手冊相得YFa1=2.94 YSa1=1.56YFa2=2.32 YSa2=1.72則許用彎曲應力F， F= Flim YSTYNT/SF根據(jù)機械設計手冊相得Flim1=450Mpa Flim2 =600Mpa按

10、一般可靠度選取安全系數(shù)SF=1.6 計算兩輪的許用彎曲應力F1=FE1/SF=450/1.6Mpa=281.25MpF2=FE2 /SF =600/1.6Mpa=375Mpa將求得的各參數(shù)代入F1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(2×1×278897.2259/90×52×20) ×2.94×1.56Mpa=56.85Mpa< F1F2=(2kT1/bm2Z2)YFa2YSa2=(2×1×278897.2259/95×52×60) ×2.32×1.72Mpa

11、=15.62Mpa< F2故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠4.2.3 齒輪幾何尺寸的確定齒頂圓直徑 由機械設計手冊得 h*a =1 c* = 0.25齒距 P = 5×3.14=15.7 (mm)齒根高 齒頂高 齒根圓直徑 4.3 齒輪的結構設計 小齒輪采用齒輪軸結構，大齒輪采用鍛造毛坯的腹板式結構大齒輪的關尺寸計算如下：軸孔直徑 d=50輪轂直徑 =1.6d=1.6×50=80輪轂長度 輪緣厚度 0 = (34)m = 68(mm) 取 =8輪緣內徑 =-2h-2=3152*11.2516=276.5，取277腹板厚度 c=0.3=0.3×100=30 取c=3

12、0(mm)腹板中心孔直徑=0.5(+)=0.5(277+80)=178.5(mm) 取179腹板孔直徑=0.25（-）=0.25（277-80）=49.25(mm) 取=50(mm) 齒輪倒角n=0.5m=0.5×2=1齒輪工作如圖2所示：第五章V帶傳動設計1、皮帶輪傳動的設計計算 （1）求計算功率由機械設計手冊得：工作情況系數(shù)kA=1.2PC=kAP=1.2×11=13.2 kW（2）選擇V帶型號由機械設計手冊得：選用B型V帶（3）確定帶輪基準直徑由機械設計手冊知，小帶輪基準直徑應大于等于125mm 則取dd1=160mm > dmin=125mm dd2 = (n

13、1/n2)(1-)·dd1 = (970/323.3)×160×(1-0.02)=473.54 mm由機械設計手冊，取dd2=475mm 實際從動輪轉速n2=(1-)n1dd1/dd2= 970×160×(1-0.02)/475=320.20 r/min轉速誤差為：(n2- n2)/n2=(323.3-320.20)/323.3 =0.003<0.05(允許) （4）驗算帶速帶速v：v = dd1n1/(60×1000)=×160×970/(60×1000) =8.122 m/s在525m/s范圍內

14、，帶速合適。（5）確定帶長和中心矩根據(jù)教材得0.7(dd1+dd2) a0 2(dd1+dd2)0.7(160+475) a0 2×(160+475) 所以有：444.5mma01270mm 取a0=800 mm 由教材P205，式13-2，得：L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0 =2×800+1.57(160+475)+(475-160)2/(4×800) =2627.96 mm根據(jù)教材P212表13-2，取Ld=2800mm；根據(jù)教材P220式13-16，得：aa0+(Ld-L0)/2=800+(2800-2627.96)/

15、2 =800+86 = 886mm（6）驗算小帶輪包角1 =180º-(dd2-dd1 )/a)×57.3 º =180 º -(475-160)/886)×57.3 º=180 º -20.37 º =159.63 º >120 º（適用）（7）確定V帶的根數(shù)機械設計手冊，P0=2.66 kW，P0=0.3 kW，K=0.95，KL=1.05由機械設計手冊得z = PC/P=PC/(P0+P0) KKL) =13.2/(2.66+0.3) ×0.95×1.05 = 4

16、.47 所以取z = 5根（8）計算軸上壓力由教材P212表13-1查得q=0.17kg/m，由式（13-17）單根V帶的初拉力：F0=(500PC/zv)(2.5/K-1)+qv2=500×13.2/(5×8.12)×(2.5/0.95-1)+0.17×8.122 =276.44N則作用在軸承的壓力FQ，由教材，得FQ=2zF0sin(1/2)=2×5×276.44sin(159.63 º /2)=2720.84N第六章 軸的設計計算5.1 軸的材料和熱處理的選擇由機械設計手冊中的圖表查得選45號鋼，調質處理，HB2172

17、55=650MPa =60MPa C=1085.2 軸幾何尺寸的設計計算 5.2.1 按照扭轉強度初步設計軸的最小直徑從動軸=c=108=49.06(mm)考慮鍵槽=49.03×1.03=50.53（mm）選取標準直徑=50主動軸=c=108=34.52(mm)考慮鍵槽=34.52x1.03=35.56(mm)選取標準直徑=36mm5.2.2 軸的結構設計根據(jù)軸上零件的定位、裝拆方便的需要，同時考慮到強度的原則，主動軸和從動軸均設計為階梯軸。輸入軸的設計計算（1）軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪右面由軸肩定位，左面用套筒軸向固定

18、，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和套筒定位，則采用過渡配合固定 （2）確定軸各段直徑和長度1段：d1=36mm 長度取L1=54mm2段：d2=45mm 長度取L2 =57mm3段：初選用7210C型角接觸球軸承，其內徑為50mm,寬度為24mm；取套筒長為28mmd3=50mm L3=24+28=52mm4段：d4=60mm L4= 48mm5段: h=0.14 d1 +5=0.14×35+5=10mm d5 = d4 +2h=60+20=80mm L5 =1.4h=1.4×10=14mm6段：d6 =52mm L6 =14mm7段：d7 =50mm L7 =

19、24mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=128mm輸出軸的設計計算1、 按扭矩初算軸徑選用45#調質鋼，硬度（217255HBS）=49.03×1.03=50.53（mm）取d=50mm2、軸的結構設計 （1）軸的零件定位，固定和裝配 單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。 （2）確定軸各段直徑和長度1段：d1=50mm 長度取L1=54mm2段：d2=60mm 長

20、度取L2 =57mm3段：初選用7013C型角接觸球軸承，其內徑為65mm,寬度為24mm；取套筒長為28mmd3=65mm L3=24+28=52mm4段：d4=75mm L4= 48mm5段: h=0.14 d1 +5=0.14×35+5=10mm d5 = d4 +2h=60+20=95mm L5 =1.4h=1.4×10=14mm6段：d6 =67mm L6 =14mm7段：d7 =65mm L7 =24mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=128mm5.2.3 軸的強度校核按彎矩復合強度計算小齒輪:求分度圓直徑：已知d1=100mm求轉矩：已知T2=311900

21、N·mm求圓周力：Ft根據(jù)教材P248式得Ft=2T2/d1=311900×2/100=6238N求徑向力FrFr=Ft·tan=6238×tan200=2270.45N因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=64mm (1)繪制軸受力簡圖（如圖a） （2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）軸承支反力：FAY=FBY= Fr /2=1135.225NFAZ=FBZ= Ft /2=3119N由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為MC1=FAyL/2=1135.225×64/2=36.33N·m (3)繪制水平面彎矩圖（如圖c）截面

22、C在水平面上彎矩為：MC2=FAZL/2=3119×64/2=99.808N·m (4)繪制合彎矩圖（如圖d）MC=(MC12+MC22)1/2=(36.332+99.8082)1/2=106.21N·m (5)繪制扭矩圖（如圖e）轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=311.9N·m (6)繪制當量彎矩圖（如圖f）轉矩產生的扭切引力按應力脈動循環(huán)變化，取=1，截面C處的當量彎矩：Mec=MC2+(T)21/2=106.212+(1×311.9)21/2=329.49N·m (7)校核危險截面C的強度由教材P

23、245式（14-5）e=Mec/0.1d43=329.49×103/0.1×603=15.25MPa< -1b=80MPa該軸強度足夠。按彎矩復合強度計算大齒輪:求分度圓直徑：已知d2=305mm求轉矩：已知T3=895.2N·m求圓周力Ft：Ft=2T3/d2=2×895.2×103/305=5870.16N求徑向力Fr Fr=Ft·tan=5870.16×tan20°=2136.56N兩軸承對稱LA=LB=64mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAY=FBY=Fr/2=1068.28NFAZ

24、=FBZ=Ft/2=2935.08N (2)由兩邊對稱，書籍截C的彎矩也對稱截面C在垂直面彎矩為MC1=FAYL/2=1068.28×64/2=34.18N·m (3)截面C在水平面彎矩為MC2=FAZL/2=2136.56×64/2=68.37N·m (4)計算合成彎矩MC=（MC12+MC22）1/2 =（34.182+68.372）1/2 =76.43N·m (5)計算當量彎矩：根據(jù)機械設計手冊得=1Mec=MC2+(T)21/2=76.432+(1×895.2)21/2 =898.46N·m (6)校核危險截面C的強

25、度由式（10-3）e=Mec/（0.1 d4）=898.46×103/(0.1×753)=21.30Mpa<-1b=60Mpa第七章 軸承、鍵和聯(lián)軸器的選擇1、計算輸入軸承 （1）已知n2=323.3r/min兩軸承徑向反力：FR1=FR2=2788.97N初先兩軸承為角接觸球軸承7210C型由機械設計手冊得軸承內部軸向力FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=1757.05N (2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端FA1=FS1=1757.05N FA2=FS2=1757.05N (3)求系數(shù)x、yFA1/FR1=

26、1757.05N/2788.97N =0.63FA2/FR2=1757.05N/2788.97N =0.63根據(jù)課本得e=0.68FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1 y1=0 y2=0 (4)計算當量載荷P1、P2根據(jù)機械設計手冊）取f P=1.2根據(jù)機械設計手冊式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.2×(1×2788.97+0)=3346.764NP2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.2×(1×2788.97+0)=3346.764N(5)軸承壽命計算P1=P2 故取P=3346.764N角接觸球軸承=

27、3根據(jù)手冊得7210C型的Cr=42800N由教材機械設計手冊式得LH=(106÷60÷ n2 ) (ftCr/fpP)=(106÷321.19÷60)(1×42800/1.2×3346.764)3=62806.71h>57600h預期壽命足夠2、計算輸出軸承 (1)已知n3=107r/min Fa=0 FR=FAZ=2469.3N試選7013C型角接觸球軸承根據(jù)機械設計手冊得FS=0.63FR,則FS1=FS2=0.63FR=0.63×2469.3=1555.66N (2)計算軸向載荷FA1、FA2FS1+Fa=FS

28、2 Fa=0任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放松端兩軸承軸向載荷：FA1=FA2=FS1=1555.66N (3)求系數(shù)x、yFA1/FR1=1555.66/2469.3=0.63FA2/FR2=1555.66/2469.3=0.63根據(jù)機械設計手冊）得：e=0.68FA1/FR1<e x1=1 y1=0FA2/FR2<e x2=1 y2=0 (4)計算當量動載荷P1、P2根據(jù)機械設計手冊取fP=1.5根據(jù)機械設計手冊得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×2469.3)=3703.95NP2= fP (x2FR2+y2FA2)= 1.5

29、15;(1×2469.3)=3703.95N(5) 計算軸承壽命LHP1=P2 故P=3703.95 =3根據(jù)手冊 7213C型軸承Cr=40000N根據(jù)教材得：ft=1根據(jù)教材式得Lh=(106÷60 ÷n2 )(ftCr/fpP)=(106÷107÷60)(1×40000/1.5×3703.95)3 =58126.72h>57600h此軸承合格鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1、輸入軸與帶輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接輸入軸軸徑d1=36mm,L1=54mm查手冊得，選用C型平鍵，得：b=10 鍵10×8 GB1096-79

30、l=45mmT2=311.9N·m h=8mm根據(jù)教材P158（10-26）式得p=4T2/dhl=4×311900/(36×8×45) =96.27Mpa<R(110Mpa)2、輸入軸與齒輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d4=60mm L4=48mm T=311.9N·m查手冊 選A型平鍵鍵18×11 GB1096-79l=32mm h=11mmp=4T/dhl=4×311900/(60×11×32) =59.07Mpa<p(110Mpa)3、輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑d4=75mm L4=48

31、mm T=895.2Nm查手冊 選用A型平鍵鍵20×12 GB1096-79l=40mm h=12mmp=4T/dhl=4×895200/(75×12×40)=99Mpa<p第八章 減速器潤滑、密封及附件的選擇確定以及箱體主要結構尺寸的計算根據(jù)手冊表，取箱座壁厚為=10mm，箱座凸緣厚度為b=1.5=1.5×10=15mm，箱蓋厚為1=8mm，箱蓋凸緣厚度為b1=1.51=1.5×8=12mm，地腳螺釘df=0.036a+12=0.036×200+12=19.2mm，數(shù)目為4。軸承旁連接螺栓直徑d1=0.75df =0.75×19.2=14.4mm。箱蓋與