帶式傳輸機的傳動裝置設計(共22頁)

1、 機械設計課程設計計算(j sun)說明書 設計(shj)題目 帶式傳輸(chun sh)機的傳動裝置設計 目 錄一、任務書1二、電動機的選擇(xunz)3三、傳動(chundng)比分配及運動(yndng)和動力參數(shù)計算4四、帶的選擇及算5五、 聯(lián)軸器齒輪的設計算8六、軸的設計計算11七、滾動軸承的選擇及計算17八、鍵及聯(lián)軸器的選擇及計算17九、潤滑、密封等簡要說明18十、設計總結18十一、參考資料19 一、機械設計基礎(jch)課程設計任務書1、設計(shj)任務：根據(jù)(gnj)學號選擇相應原始數(shù)據(jù)，題號為： 10 。減速器裝配圖一張（A1）零件圖2張（A2）設計說明書一份設計帶式運輸機上

2、的單級圓柱齒輪減速器，該傳送設備的動力由電動機經(jīng)減速裝置后傳至傳送帶。傳動裝置簡圖：1電動機 2帶傳動 3減速器 4聯(lián)軸器 5滾筒 6傳送帶2、設計數(shù)據(jù)：運輸帶工作拉力F（N）運輸帶工作速度V(m/s)卷筒直徑D(mm)48001.85003、設計(shj)要求：每日兩班工作(gngzu)制，工作期限為八年。連續(xù)單向運轉(ynzhun)，載荷較平穩(wěn)，室內工作，有粉塵，最高環(huán)境溫度35度。運輸帶速度允許誤差5%。一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。4、設計方法： = 1 * GB1 基本參數(shù)計算：傳動比、功率、扭矩、效率、電機類型等。 = 2 * GB1 基本機構設計：確定零件的裝配形式及方案。 = 3

3、 * GB1 零件設計及校核（零件受理分析、選材、基本尺寸的確定）。 = 4 * GB1 繪制零件圖（型位公差、尺寸標注、技術要求等）。二、電動機的選擇 （1）電動機的類型選擇 初步確定：Y系列三相異步電動機 優(yōu)點： Y系列電機具有效率高、起動轉矩大、體積小、重量輕、噪音低、振動小、外形美觀、標準化程度高等優(yōu)點。（2）先擇電動機功率 工作機所需的電動機輸出功率為 (kw) 電動機至工作機之間的總效率（包括工作機效率）為 = 為皮帶的效率 0.96 ，為軸承的效率 0.99 齒輪的效率 0.97，為聯(lián)軸器的效率 0.99卷筒的效率 0.96 總=0.960.990.980.970.990.960

4、.98=0.859 (kw) 所以選擇電動機的額定功率為10.06kw（3）確定電動機轉速卷筒軸的工作轉速為 (r/min)根據(jù)機械設計課程設計表3.2推薦傳動比范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器齒輪傳動比范圍，取V帶傳動比，單級齒輪傳動比，則合理總傳動比的范圍為，故電動機轉速的可選范圍為r/min符合這一范圍的同步轉速有750 r/min、1000 r/min、1500r/min，查表查出有三種適用的電動機型號，其技術參數(shù)及傳動比的比較情況見下表。方案電動機型號額定功率Ped/kw電動機轉速（r/min）同步轉速滿載轉速1Y180L-8117507302Y160L-61110009703Y160

5、M-41115001460綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、帶傳動比選Y160L-4三、確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比(1) 由選定的電動機滿載轉速和工作機主動軸轉速,可得傳動裝置總傳動比為： = (2) 分配各級傳動裝置傳動比： V帶傳動比，取V帶傳動比，單級齒輪傳動比(3) 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)為進行傳動件的設計計算，首先推算出各軸的轉速、功率和轉矩。一般按由電動機至工作機之間運動傳遞的路線推算各軸的運動和動力參數(shù)。 為皮帶的效率 0.96 ，為軸承的效率 0.99 齒輪的效率 0.97，為聯(lián)軸器的效率 0.99卷筒的效率 0.96各軸轉速 軸 / 軸 n卷筒= n各軸的輸入功

6、率（KW）軸 （KW）軸 （KW）卷筒 （KW）各軸扭矩 (Nm) (Nm) (Nm) (Nm)軸名功率P（KW）扭矩T （Nm）轉速n（r/min）傳動比 i效率電動機軸1199.0497030.96軸9.66285.213234.700.97軸9.371287.4168.751.000.99卷筒軸9.281261.8068.75四、V帶傳動的設計（1）確定計算功率 計算功率Pc是根據(jù)傳遞的額定功率（如電動機的額定功率）P，并考慮載荷性質以及每天運轉時間的長短等因素的影響而確定的，即 由于要求載荷平穩(wěn)，空載啟動，兩班制工作，查機械設計基礎(p156)表8-8得工況情況系數(shù) (KW)(2) 選

7、擇V帶的型號 根據(jù)計算功率(KW)和主動輪轉速=970(r/min)，參 機械設計基礎圖8-11（p157）,選擇B型普通V帶，其基準直徑dd1=160200mm。(3) 確定帶輪基準直徑dd1 , dd2 帶輪直徑小可使傳動結構緊湊，但彎曲應力大，使帶的壽命降低。設計時應取小帶輪的基準直徑,的值查機械設計基礎表8-7（p155）, =125mm, 忽略彈性滑動影響, 選 mm, dd2應取標準值, 查機械設計基礎表8-9（p157）得dd2=560mm,實際傳動比，理論傳動比，從動輪的轉速誤差率為,在0.05以內為允許值(4) 驗算帶速V(m/s），帶速在525(m/s)(5)確定帶的基準長

8、度和實際中心距 傳動中心距小則結構緊湊，但傳動帶較短，包角減小，且?guī)У睦@轉次數(shù)增多，會減低帶的壽命，致使傳動能力降低。如果中心距過大則結構尺寸增大，當帶速較高時會產(chǎn)生顫動。設計時應根據(jù)具體的結構要求或按下式初步定中心距 即： 初選=550，則由帶傳動的幾何關系可得帶的基準長度公式 查機械設計基礎表8-2（p145）即得帶的基準長度標準值而實際中心距為 中心距的變化范圍為： (6) 校核小帶輪包膠1 (7) 確定V帶根數(shù)zZ 根據(jù)dd1=180mm及n1=970r/min，查表8-4得P0=3.54 KW,查表8-5得P0=0.34KW 查表8-6得K=0.94，查表8-2得KL=1.07則Z=

9、3.3，取Z=4(8) 確定初拉力F由表8-3 查得B型普通V帶的每米長質量為q=0.17kg/m (9) 計算帶輪軸所受壓力QQ=2ZF0sin=24313.80sin=2465.27N(10) 帶輪的設計由課本表8-11查得：e=190.4；f=11.5.則帶輪輪轂寬度B=90mm。由于高速軸=30m，則大帶輪的輪轂寬度=L=90mm。五、齒輪傳動設計 已知傳遞功率，小齒輪轉速，根據(jù)傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動（1）選擇齒輪材料及精度等級 小齒輪選用鋼調質，硬度為;大齒輪選用鋼正火，硬度為，查表得選精度等級8級。（2）按齒面接觸疲勞強度設計 1）轉矩TI 2）載荷系數(shù)K 查機械設計基礎表

10、11-3（p169）取K=1.1 3）齒數(shù)z1和齒寬系數(shù)d 初選齒數(shù)，小齒輪的齒數(shù)，大齒輪的齒數(shù)，因為單級齒輪傳動為對稱布置，硬度,齒輪為軟面，由表選取d=14）許用接觸應力 由圖查得 由表查得SH=1，應力循環(huán)次數(shù) 故 ，由機械設計基礎表4-1 P57取標準值m=3（3）計算主要尺寸 d1=mz1=75mm ,d2=mz2=402mm,b=dd1=75mm，經(jīng)圓整后取b2= 75mm，b1=b2+5=80mm, 標準中心距（4）按齒根彎曲疲勞強度校核 若則校核合格。確定有關系數(shù)與參數(shù)：齒形系數(shù) YF,查表YF1=2.73,YF2=2.23 應力修正系數(shù)YS1=1.59,YS2=1.82許用彎

11、曲應力查機械設計基礎得 , ,=得 故 齒根彎曲強度校核合格。（5）驗算齒輪的圓周速度v選9級精度是合適的。（6）結構設計大齒輪采用實心式小齒輪與軸制成齒輪軸（7）兩齒輪的幾何尺寸計算名稱代號小齒輪大齒輪齒頂高ha33齒根高hf 3.753.75齒全高h6.756.75頂隙c0.750.75分度圓直徑d75402基圓直徑d b 70.5377.88齒頂圓直徑da81408齒根圓直徑df67.5394.5齒距p9.429.42齒厚s4.714.71齒槽寬e4.714.71標準中心距a238.5238.5壓力角29.522.15齒頂圓的壓力角29.522.15重合度1.761.76六、軸的設計（1

12、）高速軸的系列設計：（1）.齒輪軸（高速軸）概略設計1）已知條件知減速器傳遞功率，對材料無特殊要求，故選用45鋼并經(jīng)調質處理。查機械設計基礎表14.1取毛坯直徑d200mm，2）按扭轉計算軸的最小直徑查C=107118，C取113由公式 113=30.67，求出的直徑值，需圓整成標準直徑，并作為軸的最小直徑，考慮到軸的最小直徑處要安裝聯(lián)軸器，會有鍵槽存在，故將估算軸徑應增大3%5%，查手冊取標準值d1=25mm （2）高速軸的受力分析 1）求軸上的作用力作用在齒輪上的轉矩： 齒輪圓周力：齒輪徑向力: 齒輪軸向力：帶對軸的作用力：2）求支反力. 4）按當量彎矩校核軸的強度因為是單向回轉，轉矩為脈

13、動循環(huán)，=0.6可得右起第四段剖面C處的當量彎矩：查表7.5P236 查得 對于45鋼，b=735MPa -1w=70MPa要求，軸徑最小處d=30mm查機械設計基礎(p270),查得對40鋼的b=650MPa ,-1b=60MPa故按，故軸的強度合格由于最小軸徑處與帶輪相連，并在軸徑處開有鍵槽，故需進行強度校核。按進行校核， ，在進行設計時初定帶輪處的鍵的型號為：鍵 650（GB1095-1990,GB1096-1990）查表得：b=8mm，h=7mm則故強度足夠。2.低速軸的設計 （1） 低速軸概略設計1）材料、熱處理: 此軸為低速軸，考慮到轉速相對于高速軸較小，但還要保證有足夠的耐磨性和

14、較好的綜合力學性能，故選用便宜的、性能較好的45號鋼材料進行正火處理，查機械設計基礎表14.7(p270),取毛坯直徑 ,2）按扭轉強度計算軸的最小直徑：查取C=107118，由公式 （107118）考慮所求d2為受扭部分的最細處，即裝聯(lián)軸器處的軸徑，但由于該處有一鍵槽存在，故將估算軸徑應增大3%5%，查手冊取標準值d2=50mm。3）確定軸各段直徑和長度a.從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，而所求得的直徑為最小直徑，則為了保證軸有足夠的強度則軸的直徑應該增加3%5%，故根據(jù)上述基本直徑的確定選取d1=50mm。查機械設計基礎-課程設計指導書(p150)得半聯(lián)軸器的長度取62m

15、m。為了保證軸傳動的可靠性、鍵的承載能力及方便定位，可選擇第一段軸的長度L1=110mmb.右起第二段（即油封處），考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取d2=55mm。查手冊知軸肩定位的相鄰的軸徑的直徑一般相差510mm,在保證該軸徑滿足油封標準情況下，第二段直徑比第一段略大，則d3=60,則軸承的內徑代號為07，查機械設計指導書（P154）選取6212型軸承（B=21）,為了便于軸承端蓋的裝拆及對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器的左端面間的距離為30mm，由減速器及軸承蓋的結構設計，取軸承蓋的總寬度為25mm，則取第二段的總長度L2=46mm。c右起第三段（該段包含四部分），

16、此段裝有滾動軸承，而軸承主要承受徑向力，但軸向力為零，故考慮選用深溝球軸承，兩端軸承一致。因為d1n1的值小于標準值故選擇輪滑方式為脂潤滑，故因選擇擋油盤，以防止油液稀釋潤滑脂。為了安裝方便設一軸肩，則該段的直徑為d3=60mm。軸承內圈寬度為B=21mm。齒輪相對箱體對稱布置?？紤]擋油盤的形狀大小及兩齒輪嚙合處的對中性（即兩齒輪的中心線在同一直線上），故選該軸左端的擋油盤長度為16mm，右端的擋油盤長度為16mm（而相應的薄型套筒長度選11mm）；齒輪輪轂寬度與齒輪處的軸段長度之差為2mm 綜上考慮選擇第三段的總長度L3=21+20+11+2=54mm。d右起第四段（即齒輪處），該段裝有齒輪

17、，并且齒輪與軸用鍵聯(lián)接，又因為此處為非定位軸肩，d4=378mm，齒輪寬度為40mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為L4=38mme右起第五段，考慮齒輪的軸環(huán)定位，取軸環(huán)的直徑為d5=386mm ,長度取L5=11mmf右起第六段（即擋油盤處），應參考第三段軸的尺寸和選取與第三段處擋油盤一樣長度，即選取軸徑為d6=60mm，長度L6=20mmg左起第一段（即左軸承處），選取與6208型軸承一致的內圈寬度，即d7=60mm，L7=21mm所以低速軸全軸長為L=L1+L2+L3+L4+L5+L6+L7 =300mm4)傳動零件的周向固定及其他尺寸齒輪及聯(lián)軸器均用A型普通平鍵連接。鍵寬b=10m

18、m,鍵高h=8mm，鍵長為22110mm,由于軸長L4=38,選取鍵長=32mm,則鍵槽寬度為10mm,鍵長為43mm,鍵高為t1=5mm ,t=3.3mm為了加工方便，可參照6207型軸承的安裝尺寸. 軸上過渡圓角半徑全部取r=1mm，軸端倒角為245對于軸上的退刀槽，可選尺寸為22（長深）（2）低速軸的受力分析1）由軸傳遞，作用在齒輪上的轉矩：2）作用在軸上作用力齒輪上圓周力齒輪上的徑向力齒輪上的圓周力軸長支反力根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。水平面的支反力：垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0 那么(6)畫彎矩圖右起第四段剖面C處的彎矩：水平面

19、的彎矩：垂直面的彎矩：合成彎矩：（7）畫彎矩圖：（8）畫當量彎矩圖因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，=0. 6 可得右起第四段剖面C處的當量彎矩：=538278Nmm(9)判斷危險截面并驗算強度 eq oac(,1)右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。已知=538278Nm，由課本表13-1有：-1=60Mpa 則：e=/0.1 =0.016MPa-1 故軸的強度合格查機械設計基礎表14.2得，滿足的條件，故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕量。綜上所述，軸的強度滿足要求。七、滾動軸承的選擇及計算1. 高速軸上軸承的壽命計算1)軸承型號：因為高速軸的d

20、3=30,則軸承的內徑代號為06，軸上裝有滾動軸承，而軸承主要承受徑向力，但軸向力為零，故考慮選用深溝球軸承，查機械設計指導書選取6206型軸承（B=16）2)查表查出： 基本額定動載荷Cr=19.5kN；3)查出溫度系數(shù)：fT=1,fp=1,Cr=25.5,單列軸承X=1,Y=04)計算軸承受的徑向載荷 P=495fp=495N5)用工作小時數(shù)Lh表示軸承的壽命。可見軸承的壽命大于軸承的預期壽命，故符合要求。八. 鍵連接的設計和聯(lián)軸器的設計1.高速軸處帶輪處軸段直徑19mm，軸長為58mm，選用A型普通平鍵。其型號選：鍵6X50（GB1905-1990,GB1906-1990），有效鍵長l=

21、L-b=50-6=44mm按抗壓強度計算=1OOMPa故強度滿足要求2.低速軸處（1）齒輪處軸段直徑402mm，軸長38mm，選用A型普通平鍵。其型號選：鍵10X32（GB1905-1990，GB1906-1990），有效鍵長l=L-b=32-10=22mm按抗壓強度計算110MPa故強度滿足要求（2）聯(lián)軸器處軸段直徑25mm，軸長60mm，選用A型普通平鍵。其型號選;鍵10X70(GB1905-1990，GB1906-1990）,有效鍵長l=L-b=50-8=42mm按抗壓強度計算100MPa故強度滿足要求聯(lián)軸器的設計由于兩軸間相對位移較小，運轉平穩(wěn)，且結構簡單，對緩沖要求不高故選用彈性柱銷

22、聯(lián)軸器。載荷計算：計算轉矩其中KA得為工況系數(shù)，可查機械設計表16.1（p329）得到。根據(jù)，軸徑d，轉速n查標準GB5014-1985選用HL3Y彈性柱銷聯(lián)軸器，符合要求.九、潤滑和密封的設計1.齒輪：傳動件圓周速度小于12m/s，采用油池潤滑，大齒輪浸入油池一定深度，齒輪運轉時把潤滑油帶到嚙合區(qū)，甩到箱壁上，借以散熱，對于單機減速器浸油深度為一個齒全高，油量0.350.75L/kw，根據(jù)運動粘度查機械設計查閱潤滑油牌號為工業(yè)式齒輪油L-CKB320(GB5903-1995)。滾動軸承：傳動圓周速度小，采用脂潤滑，承載能力高，不易流失，便于密封和維護。選用滾珠軸承脂（SY1514-1982）

23、2.密封圈（擋油環(huán)）:滾動軸承增加密封圈，防止灰塵進入造成軸承磨損。由于選用的電動機為低速，常溫，常壓的電動機則可以選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，達到密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑十、設計總結 機械設計課程設計是我們機械類專業(yè)學生第一次較全面的機械設計訓練，是機械設計和機械設計基礎課程一次重要的、較為全面、綜合性與實踐性環(huán)節(jié)。一周的課程設計既能讓我們溫故又能讓我們有所知新。 通過課程設計是學生的綜合運用機械設計基礎課程及有關先修課程的知識，起到鞏固、深化、融化貫通及擴展有關機械設計方面知識的作用，樹立正確的設計思想。 通過課程設計的實踐，培養(yǎng)學生分析和解決工程實際問題的能力，使學生掌握機械設計零件傳動裝置或簡單機械的一般設計方法和步驟。 提高學生的有關設計能力，如計算能力，繪圖能力等，使學生熟悉設計資料的使用，掌握經(jīng)驗估算等機械設計的基礎技能。 通過設計，