設(shè)計(jì)膠帶傳送機(jī)的傳動(dòng)裝置.

1、wanfe課程設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書一級(jí)蝸桿減速器傳動(dòng)裝置 輔導(dǎo)教師： 設(shè)計(jì)者： 設(shè)計(jì)日期： 目 錄一、設(shè)計(jì)任務(wù)2二、電動(dòng)機(jī)的選擇3三、運(yùn)動(dòng)參數(shù)的計(jì)算3四、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算5五、軸的計(jì)算9六、滾動(dòng)軸承的選擇與較核16七、鍵聯(lián)結(jié)的選擇與較核19八、潤(rùn)滑方式的選擇及其它20九、參考文獻(xiàn)20十、設(shè)計(jì)小結(jié)21一、設(shè)計(jì)任務(wù)設(shè)計(jì)題目：用于膠帶輸送機(jī)的傳動(dòng)裝置的一級(jí)蝸桿減速器傳動(dòng)裝置。傳動(dòng)裝置如下列圖：1滾筒 5聯(lián)軸器 2鏈 6電動(dòng)機(jī) 3減速器 7滑動(dòng)軸承 4滾動(dòng)軸承電動(dòng)機(jī)通過(guò)聯(lián)軸器與蝸桿減速器相連，經(jīng)蝸輪軸與鏈輪聯(lián)接，再由鏈傳動(dòng)驅(qū)動(dòng)滾筒上的膠帶工作，工作滾筒的圓周力F=2100N，帶速，滾筒直徑D=320mm，

2、滾筒長(zhǎng)度L=450mm，工作年限為8年，工作班制為2班制，工作環(huán)境清潔，載荷平穩(wěn)，小批生產(chǎn)。二、電動(dòng)機(jī)的選擇1、選擇電動(dòng)機(jī)的類型按條件選用Y系列全封閉自扇式籠型三相異步電動(dòng)機(jī)。2、選擇電動(dòng)機(jī)容量電動(dòng)機(jī)所需功率為 Pd=Pw/ 工作機(jī)所需工作功率為：Pw=FV/1000=1600×KW傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)效率為：按表1-2確定各局部效率為：彈性聯(lián)軸器滾動(dòng)軸承傳動(dòng)效率一對(duì)，開(kāi)式鏈傳動(dòng)，蝸桿，卷筒傳動(dòng)效率代入得： ×2×××電動(dòng)機(jī)所需功率 Pd=Pw/KW因載荷平穩(wěn)，電動(dòng)機(jī)額定功率Pde應(yīng)略大于Pd即可，由表14-1選得Y系列電動(dòng)機(jī)額定功率Pde為3、確

3、定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速輸送機(jī)卷筒的轉(zhuǎn)速為 nw=60×1000V/D=60×1000×0.45/×250鏈傳動(dòng)比常用范圍i1=2，蝸桿傳動(dòng)i2=580故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的范圍為：nd=2×5×80×選用同步轉(zhuǎn)速1500r/min，從其重量、價(jià)格以及傳動(dòng)比等考慮，選用Y90L1-4三、運(yùn)動(dòng)參數(shù)的計(jì)算一傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比及各級(jí)傳動(dòng)比分配1、傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比由前面計(jì)算得輸送機(jī)卷筒的轉(zhuǎn)速nw總傳動(dòng)比 i總=nm/nw2、分配各級(jí)傳動(dòng)比取蝸桿減速器的傳動(dòng)比為15，那么鏈傳動(dòng)的傳動(dòng)比i12=i總二計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)力參數(shù)O軸-電動(dòng)機(jī)軸： Po

4、=PdKW No=nm=1400r/min To=9550Po/no=9550×·m1軸-高速軸： P1= Po=××KWn1=no=1400r/minT1=9550P1/n1=9550×·m2軸-低速軸 P2=P1=1.029× n2=n1/i12 T2=9550P2/n2=9550×·m3軸-滾筒軸 P3=P2=××× n3=n2/i01T3=9550P3/n3=9550×·m將計(jì)算的運(yùn)動(dòng)參數(shù)和動(dòng)力參數(shù)列表：軸名參 數(shù)0軸1軸2軸3軸r/min1400

5、1400輸入功率KW輸入轉(zhuǎn)矩N·m傳動(dòng)比i15效率可選用三相異步電動(dòng)機(jī)型號(hào)Y90L1-4， 四、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算一鏈傳動(dòng)設(shè)計(jì)1、選擇鏈輪齒數(shù)z1，z2假定鏈速3m/s，選取小鏈輪齒數(shù)z1=21；從動(dòng)鏈輪齒數(shù)z2=iz1×21=512、計(jì)算功率Pca由表查得工作情況系數(shù)KA=1，故Pca=KAP=1×1.048=1.048KW3、確定鏈條鏈節(jié)數(shù)Lp初定中心距ao=30p，那么鏈節(jié)數(shù)為L(zhǎng)p=2a/p+z+z/2+p/a(z-z)/2=2×30p/p+(21+51)/2+p/40p(51-21)/22 節(jié)節(jié)，取Lp=97節(jié)4、確定鏈條的節(jié)距p按小鏈輪轉(zhuǎn)速估計(jì)

6、，鏈工作在功率曲線頂點(diǎn)左側(cè)時(shí)，可能出現(xiàn)鏈板疲勞破壞。查得小鏈齒數(shù)系數(shù)Kz=z1/19=21/19；KL=Lp/100=；選取單排鏈，查得多排鏈系數(shù)，故得所需傳遞的功率為Po=Pca/KZKLKp××1根據(jù)小鏈輪轉(zhuǎn)速n1及功率Po，選鏈號(hào)為6B單排鏈。同時(shí)也證實(shí)原估計(jì)鏈工作在額定功率曲線頂點(diǎn)左側(cè)是正確的。再由表查得鏈節(jié)距。5、確定鏈長(zhǎng)L及中心距aL=LpP/1000=97×a=p/4Lp-z1/2-z2/2+=(9.525/4)×97-39+中心距減小量0.004)×實(shí)際中心距a=a-取a=320mm6、驗(yàn)算鏈速v=n1Zp/60×10

7、00×21×60×10007、驗(yàn)算小鏈輪轂孔dk查得小鏈輪轂孔許用最大直徑dmax=47mm，大于電動(dòng)機(jī)軸徑D=38mm，故適宜。8、作用在軸上的壓軸力Fp=KFpFe有效圓周力 Fe=1000P/v=1000×按水平布置取壓軸力系數(shù)KFp，故Fp×3380=3887N二蝸輪蝸桿的計(jì)算1、選擇蝸桿傳動(dòng)類型根據(jù)GB/T100851988的推薦，采用漸開(kāi)線蝸桿ZI。2、選擇材料蝸桿傳動(dòng)傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿用45鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為4555HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造

8、。為了節(jié)約貴重有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。3、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計(jì)根據(jù)閉式蝸桿傳動(dòng)的設(shè)計(jì)準(zhǔn)那么，先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行計(jì)算，再較核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。傳動(dòng)中心距 a1確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T2按z1=2，估取效率，那么T2×106P2/n2=×106××·mm=85789N·mm2確定載荷系數(shù)K因工作載荷稍有波動(dòng)，故取載荷分布不均系數(shù)K；選取使用系數(shù)KA=1；由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動(dòng)載系數(shù)KV；那么K=KA·K·KV×1×3確定彈性影響系數(shù)ZE因選用的是

9、鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故ZE=160MPa1/2。4確定接觸系數(shù)Z先假設(shè)蝸桿分度圓直徑d1和傳動(dòng)中心距a的比值d1，查得Z5確定許用接觸應(yīng)力H根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模制造，蝸桿螺旋齒面硬度45HRC，可查得蝸輪的根本許用應(yīng)力H1=268MPa應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N=60jn2Lh=60×1×××108壽命系數(shù) KHN=那么 H=KHN·H1×268MPa=183MPa6計(jì)算中心距a取中心距a=100mm，因i=15，故取模數(shù)m=5mm，蝸桿分度圓直徑d1=45mm。這時(shí)，查得接觸系數(shù)Z，因?yàn)閆<Z，因此

10、以上計(jì)算結(jié)果可用。4、蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸1蝸桿軸向齒距；直徑系數(shù)q=9；齒頂圓直徑da1=55mm；齒根圓直徑df1；分度圓導(dǎo)程角0；蝸桿軸向齒厚sa。2蝸輪蝸輪齒數(shù)z2=31；變位系數(shù)x2=0；驗(yàn)算傳動(dòng)比i=z2/z1，這時(shí)傳動(dòng)比誤差為/15=3.3%，是允許的。蝸輪分度圓直徑 d2=mz2=5×31mm=155mm蝸輪喉圓直徑 da2=d2+2ha2=155+2×5mm=165mm蝸輪齒根圓直徑 df2=d2-2hf2=155-2×蝸輪咽喉母圓半徑 rg2a2×5、較核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度=2/d1d2mYFa2Y當(dāng)量齒數(shù) zv2=z2/co

11、s3=31/03根據(jù)x2=0，zv2，可查得齒形系數(shù)YFa。螺旋角系數(shù) =1-/140OO/140O許用彎曲應(yīng)力 =·KFN查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的根本許用彎曲應(yīng)力=56MPa壽命系數(shù) KFN=56× ××85789/45×155×5××彎曲強(qiáng)度是滿足的。6、精度等級(jí)公差和外表粗糙度確實(shí)定考慮到所設(shè)計(jì)的蝸桿傳動(dòng)是動(dòng)力傳動(dòng)，屬于通用機(jī)械減速器，從GB/T100891988圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇8級(jí)精度，側(cè)隙種類為c，標(biāo)注為8c GB/T100891988。五、軸的計(jì)算1、作用力的計(jì)算:作用在蝸桿上的功率

12、P=1.029KW，轉(zhuǎn)速n=1400r/min和轉(zhuǎn)矩T·m，蝸桿分度圓直徑d=45mm,作用在蝸輪軸上的功率P2=1.048KW，轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)距T2·m, 蝸輪分度圓直徑d=155mm。那么作用在蝸桿上的力Fr1、Ft1 、Fa1蝸輪上的力Fr2、Ft2、 Fa2分別為：Ft2= Fa1=2T/d=2×85789/155=1107NFa2= Ft1=2T/d=2××10Fr2= Fr1=Ft2tan=1107×tan202、初步確定軸的最小直徑先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。取Ao=112，于是得 dmin=A

13、o=112×輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)距Tca=KAT2，考慮到轉(zhuǎn)距變化很小，故取KA，那么：Tca=KAT2×85789=111525N· mm。按照計(jì)算轉(zhuǎn)距Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)距的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T50141985或手冊(cè)，選用HL2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)距為315000N·mm。半聯(lián)軸器的孔徑d=28mm，故取d=24mm；半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=62mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L=44mm。3、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1擬定軸上零件的裝配方案2根據(jù)軸向定位的要求

14、確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，-軸段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑d-=30mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=35mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1=30mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，現(xiàn)取l-=40mm。 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，應(yīng)選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d-=30mm，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0根本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承30207，其尺寸為d×D×T=35mm×72mm×，故d-=d-=35mm；而l-=19mm。右端滾動(dòng)

15、軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得30207型軸承的定位軸肩高度，因此，取d-=42mm。 取安裝齒輪處的軸段-的直徑d-=42mm；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。齒輪輪轂的寬度為40mm，為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l-=38mm。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h，取h=6mm，那么軸環(huán)處的直徑d-=48mm。軸環(huán)寬度b，取l-=8mm。 軸承端蓋的總寬度為10mm由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定。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，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面見(jiàn)的距離l=30mm，谷取l-=22mm。 經(jīng)計(jì)算，取l-=54mm，l-=

16、22mm。至此，已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。3軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按d-由手冊(cè)查得平鍵截面b×h=12mm×8mmGB/T10951979，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為34mm標(biāo)準(zhǔn)鍵長(zhǎng)見(jiàn)GB/T1096-1979同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中型，應(yīng)選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6；同樣滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是借過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。4確定軸上圓角和倒角尺寸。參考圖表，取軸端倒角為2×45o。肩處的圓角半徑見(jiàn)以下列圖。4、求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)

17、從手冊(cè)中查取a值。對(duì)于30207型圓錐滾子軸承，由手冊(cè)中查得。因此作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距L2+L3=57.7+53.3=111mm。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖如下。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險(xiǎn)截面。現(xiàn)將計(jì)算出的截面C處的M、M及M的值列于下表。載荷水平面H垂直面V支反力F=972N，F(xiàn)F，F(xiàn)彎矩MM=51811N·mmM=30150N·mmM=18857N·mm總彎矩M=59945N·mmM=55136N·mm扭矩TT=145260N·mm6、按彎扭合成應(yīng)力較核軸發(fā)強(qiáng)度進(jìn)行較核時(shí)，通常只較核軸

18、上承受最大彎矩和扭矩的截面即危險(xiǎn)截面C的強(qiáng)度。取，軸的計(jì)算應(yīng)力為=/W=×42前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表查得=60MPa。因此<，故平安。7、精確較核軸的疲勞強(qiáng)度1判斷危險(xiǎn)截面截面A，B只受扭距作用，雖然鍵槽、軸肩及過(guò)渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強(qiáng)度，但由于軸的最小直徑是按扭距強(qiáng)度較為寬裕地確定的，所以截面A，B均無(wú)需較核。從應(yīng)力集中對(duì)軸的疲勞強(qiáng)度的影響來(lái)看，截面和處過(guò)盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重；從受載的情況來(lái)看，截面C上的應(yīng)力最大。截面V的應(yīng)力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時(shí)軸徑也較大，故不必作強(qiáng)度較核。截面C上雖然應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中

19、不大過(guò)盈配合及鍵槽引起的應(yīng)力集中局在兩端，而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必較核。由第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過(guò)盈配合的小，因而該軸只須較核截面左右兩端即可。2截面右側(cè)抗彎截面系數(shù)×35抗扭截面系數(shù) WT×35=8575mm截面右側(cè)彎矩M為 M=59945×/57.7=41245N·mm截面上的扭矩T為 T=145260N·mm截面上的彎曲應(yīng)力為 截面上的扭矩切應(yīng)力=T2/WT軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。查得=640MPa，=275MPa，=155MPa。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按表查取。因，D/d=42/35=1.

20、2,經(jīng)插值后可查得=2.0, 又由圖得軸的材料的敏性系數(shù)為q=0.82 q故有效應(yīng)力集中系數(shù)為=1+ q-1×=1+ q-1×又尺寸系數(shù)；由附圖得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工，由附圖得外表質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)外表強(qiáng)化處理，即=1，那么以下式子得綜合系數(shù)值為+1/又由知碳鋼的特性系數(shù)0.2 取0.1 0.1 取0.05 于是計(jì)算平安系數(shù)Sca值，按下式那么得275/××0155/×××故可知其平安。3截面左側(cè)抗彎截面系數(shù)W為×42抗扭截面系數(shù)WT為 WT×42彎矩M及彎曲應(yīng)力為 M=59945×/57.7

21、=41245N·mm 扭矩T2及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為 T2=145260N·mm T2/WT過(guò)盈配合處的值，由插入法求出，并取，于是得， ×軸按磨削加工，由附圖得外表質(zhì)量系數(shù)為故得綜合系數(shù)為+1/所以軸在截面左側(cè)的平安系數(shù)為275/××0=19155/××19×=11.62>S=故該軸在截面左側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。此題因無(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。至此，軸的設(shè)計(jì)計(jì)算即告結(jié)束。8。繪制軸的零件圖見(jiàn)A3圖紙。六、滾動(dòng)軸承的選擇與校核一蝸輪軸選用30207型圓錐滾子軸承，其尺寸d×D

22、×B=35×72×17，其額定動(dòng)載荷C=54.2KN,根本額定靜載荷C。1、作用在蝸輪上的力Fre=680.6N Fte=1870N Fae各力方向如下列圖F=F×57.7- Fae×d/2/=××35/2/F= Fre - FF×Fte×F= Fte- FF=F=2、計(jì)算兩軸承的軸向力對(duì)于圓錐滾子軸承，計(jì)算軸承派生軸向力可用F=F/2Y于是有 F=F/2Y2× F=F/2Y2×而Fae+ F=537.78+308.83=846.61N>315.08N= F所以軸承“1放松，軸承

23、“2壓緊。故F= F， F=Fae- F3、計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷P和P因?yàn)?F/ FF/ F那么X=1，Y=0兩軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷分別為：P=f(X F+Y F×1×P= f(X F+Y F×1×4、驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)镻>P，取其中較大者P進(jìn)行受力驗(yàn)算那么軸承的壽命為 L=10/60nC/P =10/60××10 h > 38400 h所以所選軸承滿足壽命要求。二蝸桿上軸承選用7008AC型角接觸球軸承，d×D×B=40×68×15，其額定動(dòng)載荷C=19KN,根本額定靜載荷C。1、作用在蝸

24、輪上的力Fre=413.28N Fte=537.78N Fae=1870N各力方向如下列圖F=F×57.7- Fae×d/2/=××40/2/F= Fre - FF×Fte×F= FF=F=2、計(jì)算兩軸承的軸向力對(duì)于7000AC型角接觸球軸承，計(jì)算軸承派生軸向力可用F于是有 F× F×而Fae+ F=1870+433.08=2303.08N>184.19N= F所以軸承“1放松，軸承“2壓緊。故F= F， F=Fae- F3、計(jì)算軸承當(dāng)量動(dòng)載荷P和P查表得，兩軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷分別為：P=f(X F+Y F&#

25、215;××P= f(X F+Y F×××4、驗(yàn)算軸承壽命因?yàn)镻< P，取其中較大者P進(jìn)行受力驗(yàn)算那么軸承的壽命為 L=10/60nC/P =10/60×1420×10 h > 38400 h所以所選軸承滿足壽命要求。七、鍵聯(lián)接的選擇與較核、較核軸向定位蝸輪的鍵鍵型為A型雙圓頭普通平鍵，其尺b×h=12×8，L=32mm=2T×103/Kld=2××103/×8×32×42=54MPa又=100120Mpa可見(jiàn)<故此鍵可用。、較核周向定位聯(lián)軸器的鍵鍵型為A型雙圓頭普通平鍵，尺寸b×h