機械設計基礎課程設計-設計用于膠帶運輸機的機械傳動裝置

1、機械設計基礎課程設計說明書題目： 設計用于膠帶運輸機的機械傳動裝置 專 業(yè)：材料成型及控制工程班 級：成型1104設計者：鞠英男學 號：20110399指導教師：陳良玉0 / 29目錄1.設計任務書21.1.設計題目21.2.工作條件21.3.技術數(shù)據(jù)22.電動機的選擇計算22.1.選擇電動機系列22.2.選擇電動機的功率及轉速22.3.選擇電動機的型號33.傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算43.1.分配傳動比43.2.各軸功率、轉速和轉矩的計算44.傳動零件的設計計算64.1.減速器以外的傳動零件（鏈傳動）的設計計算64.2.減速器以內的傳動零件（齒輪）的設計計算75.軸的設計計算115.1.減

2、速器高速軸的設計115.2.減速器低速軸的設計126.滾動軸承的選擇及其壽命計算156.1.減速器高速軸滾動軸承的選擇及其壽命計算156.2.減速器低速軸滾動軸承的選擇及其壽命計算167.鍵連接的選擇和驗算197.1.減速器大齒輪與低速軸的鍵連接197.2.小鏈輪與減速器低速軸軸伸的鍵連接197.3.聯(lián)軸器與減速器高速軸軸伸的鍵連接198.聯(lián)軸器的選擇209.減速器的其他附件2010.潤滑和密封2110.1.減速器齒輪傳動潤滑油的選擇2110.2.減速器軸承潤滑方式和潤滑劑的選擇2110.3.減速器密封裝置的選擇、通氣器類型的選擇2111.整體裝配2112.參考文獻231. 設計任務書1.1.

3、 設計題目 設計膠帶傳輸機的傳動裝置1.2. 工作條件工作年限工作班制工作環(huán)境載荷性質生產批量102多灰塵稍有波動小批1.3. 技術數(shù)據(jù)題號滾筒圓周力F(N)帶速v (m/s)滾筒直徑D (mm)滾筒長度L (mm)ZDL22001.52805002. 電動機的選擇計算2.1. 選擇電動機系列 根據(jù)工作要求及工作條件應選用三相異步電動機，封閉自扇冷式結構，電壓380伏，Y系列電動機2.2. 選擇電動機的功率及轉速 1.1.1.2.2.1.2.2.2.2.1. 卷筒所需有效功率 PW=3.30kW 1.2.1.3.2.2.2. 傳動總效率 根據(jù)表2-11-1確定各部分的效率:彈性聯(lián)軸器效率 1=

4、0.99一對滾動球軸承效率 2=0.98閉式圓柱齒輪的傳動效率 3=0.97（暫定8級）開式鏈傳動效率 4=0.92一對滑動軸承的效率 5=0.97運輸滾筒的效率 6=0.96 =0.79011.4.1.5.2.2.3. 所需電動機的功率 Pr=4.18kW按工作要求及工作條件選用三相異步電動機，封閉自扇冷式結構，電壓380V，Y系列。 查表2-19-1可選的Y系列三相異步電動機：Y132S-4型，額定P0=5.5kW；或選Y132M2-6型，額定P0=5.5kW。均滿足 P0>Pr ，因此初步這樣選擇。1.2.2.1.2.2.2.2.1.2.2.2.2.2.3.2.2.4. 確定電動機

5、轉速傳動滾筒轉速 nw=102.4r/min2.3. 選擇電動機的型號現(xiàn)以同步轉速為1500r/min、1000r/min兩種方案比較，查得電動機數(shù)據(jù)，計算總傳動比結果列于下表方案號電動機型號額定功率/kW同步轉速/(r/min)滿載轉速/(r/min)電動機質量/kg總傳動比1Y132S-45.5150014406814.062Y132M2-65.51000960849.38比較兩種方案，方案1選用的電動機使總傳動比較大。為使傳動裝置結構緊湊且價格經(jīng)濟，選用方案2。電動機型號為Y132M2-6。由表2-19-2查得其主要性能數(shù)據(jù)列于下表電動機額定功率/kW5.5電動機滿載轉速/(r/min)

6、960電動機軸伸直徑D/mm38電動機軸伸長度E/mm80電動機中心高H/mm132堵轉轉矩/額定轉矩2.01.2.3. 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算1.2.3.3.1. 分配傳動比3.1.1. 總傳動比 3.1.2. 各級傳動比的分配 查表2-11-1取鏈傳動的傳動比為i鏈=2.5則減速器傳動比 3.2. 各軸功率、轉速和轉矩的計算0軸：0軸即電動機的主動軸 P0=Pr=4.18kWn0=960r/min 1軸：1軸即減速器的高速軸 P1= P0×1=4.18×0.99=4.14kW 2軸：2軸即減速器的低速軸 12=0.98×0.97=0.95 P2= P1&

7、#215;12=4.14×0.95=3.93kW 3軸：3軸即傳動滾筒軸23=0.98×0.92=0.90 P3= P2×23=3.93×0.90=3.54kW 各軸運動及動力參數(shù)列表示軸序號功率P /kW轉速n/(r/min)轉矩T /(N.m)傳動形式傳動比i效率04.1896041.58彈性聯(lián)軸器10.9914.1496041.18閉式齒輪傳動3.7520.9523.93255.86146.69開式鏈傳動2.50.9033.54102.34330.344. 傳動零件的設計計算4.1. 減速器以外的傳動零件（鏈傳動）的設計計算4.1.1. 確定鏈輪齒

8、數(shù)由傳動比取小鏈輪齒數(shù) 取=25 z1=25大鏈輪齒數(shù) 取=63 z2=63實際傳動比 i鏈=2.52 4.1.2. 確定鏈條節(jié)距由式 查教材表10-16得，工況系數(shù)1.4小鏈輪齒數(shù)系數(shù) 取雙排鏈，查教材表10-17，得=1.7 P0=2.42kw因為 查教材圖10-23，選鏈號No10A，節(jié)距p=15.875mm p=15.875mm4.1.3. 計算鏈長初選 =40p=4015.875=635mm鏈長 取 =126節(jié) Lp=126節(jié)由于中心距可調，實際中心距a635mm4.1.4. 驗算鏈速 v15 m/s 適合 4.1.5. 選擇潤滑方式按v=1.692m/s,鏈號10A，查教材圖10-

9、26選用滴油潤滑。4.1.6. 作用在軸上的力由式計算有效圓周力 Fe=2322.70N作用在軸上的力 FQ2787.24N4.1.7. 鏈輪尺寸及結構分度圓直徑 d1=126.662mm d2=318.643mm4.2. 減速器以內的傳動零件（齒輪）的設計計算4.2.1. 材料的選擇小齒輪選用45號鋼，調質處理，齒面硬度217255HBS大齒輪選用45號鋼，正火處理，齒面硬度162217HBS 計算應力循環(huán)次數(shù)N查教材圖11-14得ZN1=1.0 ZN2=1.04（允許一定的點蝕）由教材圖11-15得ZX1=ZX2=1.0 取SHmin=1.0 由教材圖11-13（b），得,由式計算許用接觸

10、應力 因，計算中取 4.2.2. 按齒面接觸強度確定中心距小輪轉矩初定螺旋角=12°，由教材圖11-20得Z=0.99初取，由教材表11-5得由教材圖11-7得，減速傳動，取， 由式計算中心距a查表2-11-2,取中心距a=140mm a=140mm估算模數(shù)mn，根據(jù)經(jīng)驗公式mn=(0.0070.02)a=(0.0070.02)×140=0.982.8mm,取標準模數(shù)mn=2.5mm mn=2.5mm 計算齒數(shù) z1 z2小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù)：z2=uz1=3.752×23.05=84.50 取z1=24，z2=86 z1=24，z2=86 精確計算螺旋角 co

11、s=mnz1+z22a=2.5×(24+86)2×140=0.98=11°2842 與初選=12°接近，可不修正 =11°2842驗算傳動比誤差 要求i理 =3.752 而實際傳動比 i齒=3.583傳動比誤差在允許范圍內。 齒輪分度圓直徑 d1=mn·z1/cos=2.5×24/cos11°2842=61.224mm d1=61.224mmd2=mn·z2/cos=2.5×86/cos11°2842=219.388mm d2=219.388mm圓周速度 v=2.92m/s由教材表11

12、-6,取齒輪精度為8級。4.2.3. 驗算齒面接觸疲勞強度 按電機驅動,載荷稍有波動,由表11-3,取KA=1.25由教材圖11-2（b）按8級精度和 得Kv=1.06齒寬。 b=56mm由教材圖11-3(a)，按b/d1=56/61.224=0.914考慮軸剛度較大和齒輪相對軸承為非對稱布置，取 K=1.08由教材表11-4，得K=1.2載荷系數(shù) K=1.717由教材圖11-4，按zv1=z1/cos3=24/ cos311°2842=25.5zv2=z2/cos3=86/ cos311°2842=91.4得 ，所以 由教材圖11-6得，由式（11-31）計算齒面接觸應力

13、4.2.4. 驗算齒根彎曲疲勞強度按zv1=25.5，zv2=91.4,由教材圖11-10得，Y=2.66，Y=2.23由圖教材11-11得，由圖教材11-12得，由圖教材11-21得，Y=0.90 由圖教材11-16（b），得，由圖教材11-17，得Y=1.0，Y=1.0由圖教材11-18得,Y=Y=1.0取Y=2.0，S=1.4由式計算許用彎曲應力4.2.5. 齒輪主要幾何參數(shù) z1=24, z2=86, u=3.752， mn=2.5 mm，=11°2842， mt= mn / cos=2.5/ cos11°2842=2.551mmd1=mn·z1/cos=

14、2.5×24/cos11°2842=61.224mmd2=mn·z2/cos=2.5×86/cos11°2842=219.388mmmm,mm mm mm , 取 b1=b2+(510)=62mm5. 軸的設計計算5.1. 減速器高速軸的設計5.1.1. 選擇軸的材料高速軸：選擇材料為45號鋼，調質處理。5.1.2. 根據(jù)電動機軸直徑估算軸伸直徑根據(jù)所選電機軸伸T0=41.58N.m則d=(0.81.0) D=(0.81.0)×38=30.438mm5.1.3. 選擇聯(lián)軸器，設計軸的結構，初選滾動軸承選擇聯(lián)軸器擬選用LT型彈性套柱銷聯(lián)

15、軸器（GB/T 4323-2002）。KA=1.5，計算轉矩為 =1.5×41.58=62.37N.m 根據(jù)=62.37N.m,從表2-14-2可查LT6號聯(lián)軸器設計軸的結構.根據(jù)初選的聯(lián)軸器型號，由聯(lián)軸器軸孔直徑確定減速器高速外伸段直徑為d=32mm,L聯(lián)=55mm初選滾動軸承根據(jù)半徑初選圓錐滾子軸承（GB/T 97-1994），型號302085.1.4. 求小齒輪上的作用力轉矩T=T1=41.18N.m圓周力 Ft=1345.22 N徑向力 Fr=499.61N 軸向力 =273.16N 5.2. 減速器低速軸的設計5.2.1. 選擇軸的材料低速軸：選擇材料為45號鋼，正火處理。

16、5.2.2. 按轉矩初步估算軸伸直徑由于受鍵槽影響加大5%，取d0=32mm5.2.3. 設計軸的結構，初選滾動軸承設計軸的結構初選滾動軸承根據(jù)半徑初選圓錐滾子軸承（GB/T 97-1994），型號302085.2.4. 軸的計算簡圖5.2.5. 求垂直面內的支撐反力，作垂直面內的彎矩圖垂直面支反力L1=90mm, L2=L3=54mm RAY=672.61N RBY=672.61N 垂直面彎矩MY圖A點，MAy=0Nmm MAy=0NmmC點 ， McY=36321N.mm 5.2.6. 求水平面內的支撐反力，做水平面內的彎矩圖水平面支反力 RAZ=5082.30N RBZ=1795.45N

17、水平面彎矩MZ圖A點，MAZ=FQL1=2787.2490=250852Nmm MAZ=250852NmmC點左, =274444N.mmC點右 =96959N.mm5.2.7. 求合成彎矩，作合成彎矩M圖A點 MA=250852NmmC點左, =276837N.mmC點右, =103539N.mm5.2.8. 作轉矩T圖 T=147563N.mm5.2.9. 求當量彎矩，作當量彎矩MV圖該軸單向工作，轉矩產生的彎曲應力按脈動循環(huán)應力考慮，取=0.6 A點 MvA=266018N.mmC點左邊 MvC左=290650N.mmC點右邊 MvC右=103539N.mmD點 MvD=88538N.m

18、m 5.2.10. 校核軸的強度由以上分析可見， C點彎矩最大，而D點軸徑最小，所以該軸危險斷面是C點和D點所在剖面。查表13-1得查表13-2得。C點軸徑因為有一個鍵槽。該值小于原 設計該點處軸徑45mm ,故安全。D點軸徑 因為有一個鍵槽。該值小于原設計該點處軸徑32mm，故安全。6. 滾動軸承的選擇及其壽命計算6.1. 減速器高速軸滾動軸承的選擇及其壽命計算6.1.1. 選擇軸承類型及初定型號圓錐滾子軸承（GB/T 97-1994），型號30208 ：查表得 6.1.2. 計算軸承的受力 R1=854.63N R2=1227.54N計算派生軸向力查表可得e=0.4,Y=1.5，確定軸承的

19、軸向載荷S1=284.88<FA+S2=682.34,A1=682.34N A1=682.34NS2=409.18>S1-FA=11.72,A2=409.18N A2=409.18N6.1.3. 計算當量動載荷P1=X1R1+Y1A1=1365.36N, P2=X2R2+Y2A2=1227.54N取P=P1=1365.36N P=1365.36N6.1.4. 計算軸承壽命 故滿足軸承的壽命要求6.2. 減速器低速軸滾動軸承的選擇及其壽命計算6.2.1. 選擇軸承類型及初定型號圓錐滾子軸承（GB/T 97-1994），型號30208 ：查表得 6.2.2. 計算軸承的受力可由前面低速

20、軸校核的力直接求出： R1=5126.61N R2=1917.30N計算派生軸向力查表可得e=0.4,Y=1.5，確定軸承的軸向載荷S1=1708.87N> S2-FA=365.94N,A1=1708.87N A1=1708.87NS2=639.1N>S1+FA=1982.03N,A2=1982.03N A2=1982.03N6.2.3. 計算當量動載荷P1=X1R1+Y1A1=5126.61N, P2=X2R2+Y2A2=3739.97N取P=P1=5126.61N P=5126.61N6.2.4. 計算軸承壽命 故滿足軸承的壽命要求7. 鍵連接的選擇和驗算7.1. 減速器大齒輪

21、與低速軸的鍵連接7.1.1. 鍵的材料類型及尺寸45號鋼，A型普通平鍵，b=12mm, h=8mm, L=45mm7.1.2. 驗算鍵的擠壓強度查教材表的許用擠壓應力，鍵的計算長度 l=L-b=45-12=33mm由下式得該鍵安全。所以選12×45 GB1096-797.2. 小鏈輪與減速器低速軸軸伸的鍵連接7.2.1. 鍵的材料類型及尺寸45號鋼A型普通平鍵，b=10mm， h=8mm, L=45mm 7.2.2. 驗算鍵的擠壓強度=100，l=35mm，同上面的方法 因，故安全。所以選10×45GB1096-79。7.3. 聯(lián)軸器與減速器高速軸軸伸的鍵連接7.3.1. 鍵的材料類型及尺寸45號鋼A型普通平鍵，b=10mm， h=8mm, L=70mm7.3.2. 驗算鍵的擠壓強度=100，l=60mm，同上面的方法 因，故安全。所以選10×70GB1096-79。8. 聯(lián)軸器的選擇因前部分已初步選用LT6型彈性套柱銷聯(lián)軸器根據(jù)電動機軸徑d=38mm，軸伸長度E=80mm，故選聯(lián)軸器主動端軸孔直徑d1=38mm，Y型軸孔長度L=82mm，A型鍵槽。根據(jù)減速器高速軸外伸段直徑d=32mm，Y型軸孔長度L=82mm，A型鍵槽。