設計膠帶輸送機的傳動裝置課程設計【F=12000,V=0.26,D=450,L=800】

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1、 機械設計課程設計 說 明 書 設 計 者： 指導教師： 2010年月日 目 錄 1 設計任務書 3 1.1 設計題目 ：設計膠帶輸送機的傳動裝置 3 1.2 工作條件： 3 1.3 技術(shù)數(shù)據(jù)： 3 2 電動機的選擇計算 3 2.1 選擇電動機系列 3 2.2 滾筒轉(zhuǎn)動所需要的有效功率 3 2.3 確定電動機的轉(zhuǎn)速 4 3 傳動裝置的運動及動力參數(shù)計算 4 3.1 分配傳動比 4 3.2 各軸功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的計算 5 3.3 開式齒輪的設計 7 4 傳

2、動零件的設計計算 10 4.1 減速器高速級齒輪的設計計算 10 4.2 減速器低速級齒輪的設計計算 15 5 聯(lián)軸器的選擇與軸承的選擇 19 5.1 減速器高速端聯(lián)軸器的設計 19 5.2 軸承的選擇 20 6 軸的設計計算 20 7 軸承的壽命計算 24 8 鍵的強度校核 27 9減速器的潤滑及密封形式選擇 28 10參考文獻 28 1 設計任務書 1.1 設計題目 ：設計膠帶輸送機的傳動裝置 1.2 工作條件： 工作年限 工作班制 工作環(huán)境 載荷性質(zhì) 生產(chǎn)批量 8 2 清潔 平穩(wěn) 小批 1.3 技術(shù)數(shù)據(jù)： 題號

3、滾筒圓周力F(N) 帶速v(m/s) 滾筒直徑 D(mm) 滾筒長度 L(mm) ZL-1(A) 12000 0.26 450 800 2 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，封閉式 結(jié)構(gòu)，電壓380伏，Y系列。 2.2 滾筒轉(zhuǎn)動所需要的有效功率 傳動裝置總效率： 根據(jù)表17-9確定各部分的效率： 彈性聯(lián)軸器的效率 圓錐滾子軸承的效率 閉式齒輪的嚙合效率 開式齒輪的嚙合效率 梁溝球軸承的效率

4、 卷筒的效率 則傳動裝置的總效率 2.3 確定電動機的轉(zhuǎn)速 滾筒軸轉(zhuǎn)速 所需的電動機的功率 查表，可選Y系列三相異步電動機Y132M—6型 ，額定功率4kW, 同步轉(zhuǎn)速960r/min。同時，查表得電動機中心高 H=132mm，外伸 軸段 D×E=38mm×80mm。 3 傳動裝置的運動及動力參數(shù)計算 3.1 分配傳動比 3.1.1 各級傳動比的粗略分配 查表4.2-9 取 減速器的傳動比 減速器箱內(nèi)高速級齒輪傳動比： 減速器

5、箱內(nèi)低速級齒輪傳動比 允許實際總傳動比與要求傳動比有±(3～5)%的誤差。 3.2 各軸功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的計算 3.2.1 0軸（電動機軸） 取 3.2.2 Ⅰ軸（減速器高速軸） 3.2.3 Ⅱ軸（減速器中間軸）

6、 3.2.4 Ⅲ軸（減速器低速軸） 3.2.5 Ⅳ軸（傳動軸） 3.2.6 Ⅴ軸（卷筒軸）

7、 各軸運動及動力參數(shù)見下表 表1 各軸運動及動力參數(shù)表 軸序號 功 率P(kW) 轉(zhuǎn) 速n(r/min) 轉(zhuǎn) 矩T(N.m) 傳動比 效率η 0 4.0 960 39.792 1 0.9731 Ⅰ 3.892 960 38.723 4.34 0.9506 Ⅱ 3.700 221.2 159.740 3.34 0.9603 Ⅲ 3.553 66.23 512.346 1 0.9801 Ⅳ 3.482 66.23 502.152 6 0.940

8、5 Ⅴ 3.275 11.04 2833.592 3.3 開式齒輪的設計 3.3.1 選擇材料 小齒輪:選擇45號優(yōu)質(zhì)鋼，調(diào)質(zhì)處理，取齒面硬度230HBS； 大齒輪:選擇QT500-7，正火處理，取齒面硬度210HBS。 3.3.2 根據(jù)齒根彎曲疲勞強度確定模數(shù) 初取小齒輪齒數(shù) 則大齒輪齒數(shù) 選取， 查圖5-18得，， 查圖5-19得 查圖5-14得 查圖5-15得 由,， 取， 由公式5-31：得 計算 則 取較大者： 估計模數(shù)（根據(jù)公式5-25）： 則 所以取m=4mm 3.3.3

9、 齒輪主要參數(shù) 3.3.4 驗證齒面疲勞強度： 電機驅(qū)動，載荷平穩(wěn)，查表5-3，取 按8級精度，，取 按兩齒面均為軟齒面，，取 查表5-4得 ，， 則： 齒頂壓力角： 重合度： 則： 齒面接觸應力： 計算材料許用應力： 查圖5-16，得， 取 由： 所以齒輪黏合時符合接觸疲勞強度條件 3.3.5：齒輪參數(shù) Z=20, Z=120, a=560mm, m=4mm ， ，， ， 4 傳動零件的設計計算 4.1 減速器高速級齒輪的設計計算 4

10、.1.1 材料選擇 小齒輪:40cr合金鋼，調(diào)質(zhì)處理，取齒面硬度260HBS 大齒輪:45#優(yōu)質(zhì)合金鋼，正火處理，取齒面硬度180HBS。 計算應力循環(huán)次數(shù) 查圖5-17得， 由式5-29， 取 由圖5-16b，得, 由5-28式計算許用接觸應力 因，故取 4.1.2 按齒面接觸強度確定中心距 小輪轉(zhuǎn)矩 初定螺旋角о,。 初取，由表5-5得 減速傳動，;取 端面壓力角 基圓螺旋角 βb=12.2035。 由式（5-39）計算中心距a 取中心距a=120mm，估算模數(shù)mn=(0.007~0.02)a=0.8

11、75-2.5mm, 取標準模數(shù)mn=2mm。 小齒輪齒數(shù)： 大齒輪齒數(shù)： z2=uz1= 取z1=22，z2=96 實際傳動比 傳動比誤差 ， 在允許范圍內(nèi)。 修正螺旋角 修正ZH`Zβ. 齒輪分度圓直徑 圓周速度 由表5-6,取齒輪精度為8級. 4.1.3 驗算齒面接觸疲勞強度 按電機驅(qū)動,載荷平穩(wěn),由表5-3,取KA=1.0按8級精度

12、 和， 取Kv=1.035。齒寬。 按b/d1==1.073,考慮軸的剛度較大和齒輪相對軸承為非對稱布置， 得。 查表5-4，得 載荷系數(shù) 計算重合度 齒頂圓直徑 齒輪基圓直徑 端面齒頂壓力角 由式（5-43）得 由式（5-42）得 計算齒面接觸應力 故安全。 4.1.4 驗算齒根彎曲疲勞強度 由圖5-16b，得， 由圖5-15，得Y=1.0，Y=1.0 由式5-23，Y=Y=1.0。 取Y=2.0，S=1.4 計算許用彎曲應力 由圖5-14得Y=

13、2.74，Y=2.24 Y=1.59，Y=1.84 因，取 所以都安全。 4.1.5 齒輪主要幾何參數(shù) z1=22, z2=96, u=4.36, mn=2 mm, β0=, mt=mn/cosβ=2/cos10.48230=2.034mm, d1=44.746mm, d2=195.257 mm, da1=48.746mm, da2=199.257 mm

14、 df1=40.246mm, df2=190.757 mm, a=120mm,b2=48mm,b1=54mm. 4.2 減速器低速級齒輪的設計計算 4.2.1材料的選擇： 小齒輪:40cr合金鋼，調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度 250--280HBS,計算取260HBS； 大齒輪:45#優(yōu)質(zhì)碳素鋼，正火處理，齒面硬度 162--217HBS，計算取180HBS。 計算應力循環(huán)次數(shù)

15、 查圖5-17，Z=1.07 Z=1.11， 由調(diào)質(zhì)/正火鋼，m<16mm,取Z=Z=1.0 。 兩齒面均為軟齒面，取Z=1.0 由精加工齒輪，取Z=0.92， 取接觸強度最小安全系數(shù) S=1.0 計算許用接觸應力 因，故取。 4.2.2 按齒面接觸強度確定中心距 小輪轉(zhuǎn)矩T=159740N·mm 取，,, 計算中心距a 取中心距a=180 mm。 估算模數(shù)mn=(0.007～0.02)a=1.26-3.6mm 取標準模數(shù)mn=3mm。

16、 減速傳動，; 小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù)。 取Z=27，Z=93。 實際傳動比 傳動比誤差 ， 在允許范圍內(nèi)。 計算齒輪參數(shù)： 齒輪分度圓直徑 , 圓周速度 查表得，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(qū)動,載荷平穩(wěn),由表5-3,取K=1.0 由圖5-4， 按8級精度和， 得K=1.02。 齒寬。 按b/d=0.89 考慮軸

17、的剛度較大和齒輪相對軸承為非對稱布置，得K=1.07。 兩齒面均為軟齒面，由表5-4，得K=1.1 載荷系數(shù) 端面齒頂壓力角 ，計算重合度： 計算齒面接觸應力 接觸疲勞強度符合要求，即安全。 4.2.4 驗算齒根彎曲疲勞強度 由圖5-14得 由圖5-15得 重合度系數(shù)： 由圖5-18,得 由圖5-19，得Y=1.0，Y=1.0 由m<5mm,故Y=Y=1.0 取Y=2.0，由運轉(zhuǎn)平穩(wěn)取S=1.4。 計算許用彎曲疲勞應力 計算齒根彎曲應力 所以齒根彎曲疲勞強度合格。 4.2.5 低速級齒輪主要參數(shù) Z=27,Z

18、=93,u=3.44， m=3mm， , , , 齒寬 ， 5 聯(lián)軸器的選擇與軸承的選擇 5.1 減速器高速端聯(lián)軸器的設計 5.1.1 初步估定減速器高速軸外伸段軸徑 因原動機與減速器安裝在公共底座上，此處的聯(lián)軸器不需補償很大得同軸度誤差，同時為了減少其動載荷，聯(lián)軸器應該具有較小的轉(zhuǎn)動慣量和良好得減震性能，同時對比彈性柱銷聯(lián)軸器，彈性柱銷聯(lián)軸器：減速器輸入軸：d=(0.8～1.0)D=30.4～38 mm電機軸直徑轉(zhuǎn)矩 型號 工程轉(zhuǎn)矩（N.m） 許用轉(zhuǎn)速（r/min） 轉(zhuǎn)動慣量 價格 HL3 630 5000 0.6 較高 TL6

19、 250 3000 0.06 低 ML3 90 5500 0.178 高 綜上所述，選擇TL型彈性套柱銷聯(lián)軸器，具體型號及參數(shù)（取d=32mm） 高速端聯(lián)軸器：TL6聯(lián)軸器 GB/T 4323-2002。 主動端 Z型軸孔 C型鍵槽 從動端 Y型軸孔 A型鍵槽 5.1.2 低速段聯(lián)軸器選擇 　 由于工作機與減速器不在同一座上，需要聯(lián)軸器有較高的補償功能，對轉(zhuǎn)動慣量沒有相關(guān)要求，因此采用滑塊聯(lián)軸器 低速軸轉(zhuǎn)矩，選用KL6型滑塊聯(lián)軸器。 具體參數(shù)： JB/2Q 4384-1986 額定轉(zhuǎn)矩N.m 許用轉(zhuǎn)速r/min 質(zhì)量 kg 轉(zhuǎn)動慣量 k

20、g.m 900 3200 25 0.43 主動端 Y型軸孔 A型鍵槽 d=45mm L=112mm 從動端 J型軸孔 A型鍵槽 d=42mm L=84mm 5.2 軸承的選擇 高速軸，有軸向力，外伸端直徑d=32mm。 選用圓錐滾子軸承，型號30208. 中速軸，有軸向力，選用圓錐滾子軸承，型號：30208 低速軸，無軸向力，外伸端軸徑d=45mm 選用深溝球軸承，型號6221。 6 軸的設計計算 6.1.1 修正傳動裝置運動，動力參數(shù) 軸號 轉(zhuǎn)速r/min 轉(zhuǎn)矩 N.m 功率W 1 960.00 38.8008 3900.4 2 22

21、0.00 160.9488 3707.7 3 63.87 532.3702 3560.5 4 63.87 521.771 3489.7 5 10.64 2944.3823 3282.0 滾筒 10.64 3150.8 設計要求誤差 總傳動比 誤差 符合要求 滾筒功率 符合要求 6.1.2 低速軸強度校核 6.1.2.1 該軸采用優(yōu)質(zhì)碳素鋼，調(diào)質(zhì)處理，主要機械性能：, , . 6.1.2.2 軸的形狀、尺寸及力學模型.轉(zhuǎn)矩按脈沖循環(huán)計算，即取

22、 6.1.2.3 計算圖b中各力 ，， ， 6.1.2.4 校核軸的危險截面 由圖可知，X截面受計算彎矩最大，而非最大軸徑；Ⅶ截面直徑最小，而計算彎矩較大，所以X、Ⅶ截面是危險截面。 查表8-3，插值得： 校核X截面: 該截面 ，所以X剖面安全。 校核Ⅶ截面： 該截面，，， ，所以Ⅶ剖面安全。 6.1.2.5 精確校核軸的疲勞強度 6.1.2.5.1 確定危險截面 Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ、Ⅶ、Ⅷ、Ⅸ截面均有應力集中，均屬危險截面，其中Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、

23、Ⅴ截面受載荷情況類似，只?、?、Ⅳ截面中應力集中系數(shù)較大者進行校核，Ⅵ、Ⅶ、Ⅷ、Ⅸ受載荷情況類似，只取Ⅶ、Ⅷ截面中應力集中系數(shù)較大者進行校核。 6.1.2.5.2 校核Ⅲ、Ⅳ截面 Ⅲ剖面因鍵槽引起應力集中，查附表1-1得應力集中系數(shù)為 ， Ⅳ剖面因配合（H7/r6）引起應力集中，查附表1-1得 ， 因過度圓角引起應力集中，查附表1-3，得：由D=72mm，d=63mm, r=1.6mm, ,,, 故應按因配合引起的應力集中來校核Ⅳ截面。 Ⅳ剖面產(chǎn)生扭應力，應力幅，平均應力為： ,, Ⅳ剖面產(chǎn)生的正應力及應力幅為：

24、,, Ⅳ剖面安全系數(shù)取，。 ， 查表1-4，得 ，， ， 取，，所以Ⅳ截面安全。 6.1.2.5.3 校核Ⅶ、Ⅷ剖面疲勞強度 Ⅶ剖面因過渡圓角引起應力集中，D=55mm，d=45mm, r=1.6mm, , 查附表1-2.插值的,, 故應按過渡圓角引起應力集中系數(shù)來校核Ⅶ截面。 , Ⅶ剖面產(chǎn)生扭應力，應力幅，平均應力為： 絕對尺寸影響系數(shù)，，表面質(zhì)量系數(shù) Ⅶ剖面安全系數(shù)取，。 ， 取，，所以Ⅶ截面安全。 7 軸承的壽命計算 7.1低速軸軸承壽命校核 低速軸采用6211，額定動載荷。 7.1.1 計算當量動載荷 ， ,,, 計

25、算取較大者，即R=269.0N，載荷取較小者，取，軸承不受彎矩，取 即。 7.1.2 計算壽命 在常溫工作， , 設要求壽命 由，所需軸承符合要求。 7.2 中速軸軸承壽命校核 7.2.1 計算軸承的支反力 齒輪2所受力， 齒輪2所受力， 則圖中各力為 ，，，，， 合成得：, 7.2.2 計算派生軸向力 查表9.8得,查表30208軸承的Y=1.6 ,C=59800N,e=0.37. , 7.2.3 計算軸承的軸向載荷 7.2.4 計算軸承的當量動

26、載荷 根據(jù)工作狀況，取，軸承不受力矩作用，取 7.2.5 計算軸承的壽命 ，取， 因,取，， ， 設計要求壽命，所以軸承符合要求。 8 鍵的強度校核 8.1 高速軸上鍵的強度校核 鍵型號：10*56、鋼、軸徑d=32mm,l=56-10=46mm,T=38.723 N.m 則鍵擠壓應力：；，所以安全。 8.2 中間軸上鍵的強度校核 鍵型號：14*32、鋼、軸徑d=50mm,l=32-14=18mm,T=159.740N.m 則鍵擠壓應力：， ，所以安全。 8.3 低速軸上鍵的強度校核 鍵型號：14*100、鋼、軸徑d=4

27、5mm,l=100-14=86mm,T=512.346N.m 則鍵擠壓應力：， ，所以安全； 鍵型號：18*50、鋼、軸徑d=63mm,l=50-18=32mm,T=512.346N.m 則鍵擠壓應力：， ，所以安全； 9減速器的潤滑及密封形式選擇 減速器的潤滑采用油潤滑，潤滑油選用中負荷工業(yè)齒輪油： 油標尺M16,材料Q235A。 密封圈選用JB/ZQ4606-1986，氈圈40. 10參考文獻 [1] 孫志禮 馬星國 黃秋波 閆玉濤 著 <<機械設計>> 北京 ： 科學出版社 2008 [2] 鞏云鵬 田萬祿 張偉華 黃秋波 著 <<機械設計課程設計>> 北京 ： 科學出版社 2008