机械设计带式传送机课程设计

机械设计课程设计

带 式 传 送 机

目录

一、传动方案拟定…………….……………………………….2 二、电动机的选择……………………………………….…….3 三、计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….4 四、运动参数及动力参数计算………………………….…….4 五、传动零件的设计计算………………………………….….5 六、轴的设计计算………………………………………….....17 七、键联接的选择及计算………………………….…………30 八、滚动轴承的选择及校核计算…………………………. …31 九、减速器机体结构尺寸及附件………………………………32 十、 润滑密封设计………………………………….…………34 十一、联轴器设计………………………………….…………..34 十二、零件图设计………………………………….…………..35 十三、完成装配图………………………………….…………..36 十四、设计小结………………………………….……………..36 参考文献

计算过程及计算说明 一、传动方案拟定 设计二级圆柱斜齿轮减速器 已知条件： 1. 运输带工作拉力：F＝1400N； 2. 运输带工作速度：v＝2.4m/s； 3. 卷筒直径：D＝270mm； 4. 滚筒效率：nw=0.96； 4. 使用寿命：10年； 5. 工作情况：两班制，(每年300天),连续单向运转，载荷较平稳; 6. 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产. F=1400N V=2.4m/s D=270mm ⒈ 确定传动装置总体设计方案: 传动装置简图如下： 二、电动机选择 1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机 2、电动机功率选择： （1）工作机所需功率按下式计算: Pw?Fv1000?w 其中，F=1500N,v=1.4m/s,?w?0.96,代入，得 PW?FV1400*2.4??3.51000?W1000*0.96 (2)电机所需的输出功率为： Pd?Pw?式中： ?为电动机至工作机轴的传动装置总效率。???b?g2?r3?c?0.95?0.972?0.993?0.95 ?0.825 其中，V带传动的效率?b?0.96；滚动轴承效率 ?r?0.99；8级齿轮传动效率?g?0.95；联轴器效率 ?c?0.95； 3.5所以Pd???4.242KW ?0.825Pw η=0.825 因载荷平稳，电动机额定功率Ped只需略大于Pd即可。由表 查的Ped=5.5KW。 3、 确定电动机转速： 经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，二级圆柱直齿轮减速器传动比i＝8～40， Pd?4.242KW则总传动比合理范围为i＝16～160，电动机转速的可选范围为 n＝i×nw＝（16～160）×169.8＝2716.8～27168r/min。 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比， 选定型号为Y132S1—2的三相异步电动机，它为卧式封闭 6?104vnw??D ?169.8r/min结构 电动机额定电动机转电动传动装置的传动比 型号 功率 速 Ped kw 机重 满载转速 2900 70 17.1 2 8.55 量 Kg 方案 rmin同步转速 总传V带减速器 动比 传动 电动机型号 Y132S1-2 i=17.8 i1?3.2 i2=2.67 1 Y132S1-2 5.5 3000 三、计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比：i?nm2900??17.1 nw169.82、分配传动装置传动比 i＝ib×ig 式中ibig分别为带传动和减速器的传动比。 为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取ib＝2.0，则减速器传动比为i0＝i/ib＝8.55 根据各原则，查图得高速级传动比为i1?3.2，则i2＝i0/i1＝2.67 n1?1450r/min?453.13r/minn3?169.71r/min四、运动参数及动力参数计算 1、各轴转速 取电动机为0轴，高速轴为1轴，中间轴为2轴，低速轴为3轴，n2各轴转速为：

n0?nm?2900r/minn1?n02900??1450r/mini02 n1450n2?1??453.13r/mini13.2n3?n2453.13??169.71r/mini22.672.各轴输入功率 按电动机所需的工作功率Pd计算各轴输入功率： P0?4.35kwP1?4.133kwP2?3.97kwP3?3.81kwP4?3.58kw P0?Pd?4.35kwP1?P0?b?4.35?0.96?4.133kwP2?P?r?g?4.133?0.99?0.97?3.97kw 1P3?P2?r?g?3.97?0.99?0.97?3.81kwP4?P3?r?c?3.81?0.99?0.95?3.58kw3.各轴转矩 T0?9550T1?9550P0?14.325N?mnmP1?27.221N?mn1P2?83.67N?mn2 T0?14.325N?mT1?27.221N?mT2T2?9550PT3?95503?214.4N?mn3 将以上计算结果整理如下表： 项目 O轴 I轴 1450 4.133 27.221 3.2 0.96 II轴 453.13 3.97 83.67 III轴 169.71 3.81 214.4 2.67 0.96 ?83.67N?mT3?214.4N?m转速（??/min） 2900 功率（kw） 4.35 转矩（N?m） 14.325 传动比 效率 2.0 0.96 五、传动零件的设计计算 5.1.设计Ｖ带和带轮 1. 确定计算功率 查课本P156表8-7得：kA?1.2 ,式中Pca?kA?P?1.2?5.5?6.6kw为工作情况系数， p 为传递的额定功率,既电机的额定功率. 2. 选择带型号 根据Pca?6.6kw，kA?1.2,可选用带型为A型带． 3. 选取带轮基准直径dd1,dd2 查课本P155表8-6和P157表8-8得小带轮基准直径dd1?90mm，则大带轮基准直径dd2?ib?dd1?2?90?180mm. 4. 验算带速v V??dd1n060?1000???90?290060?1000?13.66m/s?30m/s 在5～ 30m/s范围内，Ｖ带充分发挥。 5. 确定中心距a和带的基准长度Ld 由于 , 所以0.7(90+180)

由《机械设计》P198表10-13，查得KF?=1.36 因此，载荷系数K?KAKVKH?KH??1.7 ⑤按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 d1?d1t3KKt?47.24mm ⑦计算模数 dm?1?1.968 z1⒊ 按齿根弯曲强度设计 按下式计算： m?32KT1YFaYSa ?2?dz1??F?⑴ 确定公式内的各计算数值 ①由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE1?520MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE2?460MPa； ②由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1?0.82,KFN2?0.85; ③计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得： ??F?1?FKN1?FE1?304.6MPaS??F?2F??KN2FE2?279.3MPaS m?2.9 ④ 计算载荷系数 K?KAKVKF?KF??1.59 ⑤ 查取齿形系数 由《机械设计》P200表10-5查得YFa1?2.65，YFa2?2.228 ⑥查取应力校正系数 由《机械设计》P200表 10-5查得YSa1?1.58，YSa2?1.763 K=1.7 ⑦计算小、大齿轮的YFaYSa??F?并加以比较 YFa1YSa1 ?0.01375 ?0.01406 mn?2.0 ??F?1YFa2YSa2??F?2大齿轮的数值较大。 ⑵ 设计计算 m?2.76mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m小于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m=2mm已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=47.24mm来计算应有的齿数。于是由： z1?d1?24 m 取z1?28，则z2?i1z1?3.2?24?76.8，取z2?77。 ⑶ 小、大齿轮的分度圆直径 d1?z1m?48mm B1?55mmB2?50mm d2?z2m?154mm⑷ 计算中心距 Dd=d?d1?d2?101 2(5)计算齿宽 b??dd1?48mm 圆整后，小齿轮齿宽B1?55mm，大齿轮齿宽B2?50mm。 二：设计减速器的低速级齿轮 ⒈ 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 ⑴根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 ⑵精度等级仍选用8级精度（GB10095-88）。 ⑶材料选择。由《机械设计》P189表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 ⑷选小齿轮齿数z3?24，大齿轮齿数z4?i2z3?2.67?24?64，圆整齿数取65。 ⒉按齿面接触强度设计 按照下式试算： KT2i?1?ZE???d3t?2.32?? ???di???H?32 N1?1.305?109N2?4.89?108⑴确定公式内的各计算数值 ①转矩T2?83.67?103N.mm ②试选载荷系数Kt?1.3 ③由《机械设计》P205表10-7选取齿宽系数?d?1 ④由《机械设计》P201表10-6查得材料的弹性影响系数ZE?189.8MPa2 ⑤由图《机械设计》P 209 10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限； ?Hlim3?600MPa大齿轮的接触疲劳强度极限1?Hlim4?550MPa ⑥由《机械设计》P206式10-13计算应力循环次数 N3?60n2jLh?1.305?109N4?N1/i2?4.89?108 ⑦由《机械设计》P207图10-19查得接触疲劳寿命系数 KHN3?0.845，KHN4?0.89 ⑧计算接触疲劳应力 取失效概率为1％，安全系数S=1，由式10-12得： ??H?3?KHN3?Hlim3S???H?4?KHN4?Hlim4S0.845?600?507MPa1 0.89?550??489.5MPa1 v=1.55m/s ⑵设计计算 ①试算小齿轮分度圆直径d3t，由计算公式得： 31.3?83.67?103.67?189.8?dt3?2.323?????65.47mm 12.67?489.5?2②计算圆周速度 v??d3tn260?1000?1.55ms ③计算齿宽b及模数mnt b??dd3t?65.47mmmnt?d3t?2.73z3 h?2.25mnt?6.14mmb?65.47?614?10.66h ④计算载荷系数 查《机械设计》P190表10-2得载荷系数KA=1 根据v=1.55m/s，8级精度，由图10-8查得动载荷 数KV=1.12 由《机械设计》P 196表10-4查得：KH??1.456 由《机械设计》P198表10-13查得KF?=1.37 由《机械设计》P195表10-3查得KH?= KF?=1 因此，载荷系数K?KAKVKH?KH??1.63 ⑥ 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 m=2.94 d3?d3t3K⑦计算模数 Kt?70.6mm K=1.63 m?d3?2.94 z3⒊ 按齿根弯曲强度设计 按下式计算： m?32KT2YFaYSa? 2??F??dz3⑴确定公式内的各计算数值 ①计算载荷系数 K?KAKVKF?KF??1.53 ②查取齿形系数 由《机械设计》P200表10-5查得YFa3?2.65，YFa4?2.26 ⑤查取应力校正系数 由《机械设计》P190表 10-5查得YSa3?1.58，YSa4?1.74 ⑥由《机械设计》P208图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE3?520MPMPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限?FE4?460a ⑦由《机械设计》P206图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN3?0.84，KFN4?0.87 ⑧计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得： ??F?3?FKN3?FE3S?312MPa??F?4?FKN4?FE4S ?285.86MPaYFaYSa⑨计算小、大齿轮的??F?并加以比较

YFa3YSa3??F?3?0.01342 ?0.01376 m=1.83mm YFa4YSa4??F?4大齿轮的数值较大。 ⑵设计计算 32?1.53?83.67?10m?3?0.013756?1.83 21?24 z3?29 z4?78 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取m=2.5mm已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=70.6mm来计算应有的齿数。于是由： a2=135mm z3?d3?28.24 m 取z3?29，则z4?i2z3?77.43，取z4?78。 ⒋ 几何尺寸计算 ⑴计算分度圆直径 d3?z3m?29?2.5?72.5 d4?z4m?78?2.5?195 计算中心距 a?d3?d472.5?195??133.75 22 B3?75mm B4?73mm 将中心距圆整为134mm。 ⑵计算齿宽 b??dd3?72.5mm 圆整后，小齿轮齿宽B3?80mm，大齿轮齿宽B4?75mm 参齿轮 齿数z 28 77 29 78 数 齿轮1 齿轮2 齿轮3 齿轮4 分度圆d 齿宽b 齿全高h 模数mn 中心距a 48 55 4.05 2.0 101 154 50 4.05 2.0 72.5 75 6.14 2.5 134 195 73 6.14 2.5 六. 1、轴的设计计算 中间轴的设计计算 1。选择材料：因传递的功率不大，并对重量以及结构尺寸无特殊要求，故选择常用材料45钢，调制处理 2。初算轴颈 A0?103~126;dmin?A03P23.97?110?3?22.68mm n2453.13 3。结构设计：轴的理想结构如图 （1）轴承部件的结构设计：轴不长，故轴承采用两端固定方式。 然后，按轴上零件的安装顺序，从dmin开始设计。 （2）轴承的选择与轴段1及轴段5的设计：该轴段上安装轴承，其设计与轴承的选择同步进行。考虑齿轮上无轴向力存在，选用深沟球轴承。轴段1与5上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。暂取6207,经过验算，符合寿命要求。由手册查的轴承内径d=35mm,外径D=72mm,宽度17mm，定位轴肩直径为42mm，外径定位直径为65mm。通常一根轴上两个轴承选择相同的型号，则d1?d5?35mm。 （3）轴段2与4的设计：轴段2上安装齿轮3，轴段4上安装齿轮2，为方便齿轮的安装，d2与d4应分别略大于d1和d5，可以初选齿轮2轮豰宽度范围为(1.2~1.5)d2?44.4~55.5，d2?d4?37mm。取其宽度与齿轮宽度b2?50mm相等，左端采用轴肩定位，右采用套筒固定。齿轮3的直径比较小，采用实心式，取其轮豰宽度与齿轮宽度b3?75mm相等，其右轴肩定位，左套筒定位。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段2与4的长度应比相应齿轮的轮豰略短，故取L2?72mm,L4?48mm （4）轴段3设计：该段为中间两个齿轮定位，其轴肩高度范围为取高度h=3mm,故d3?40mm。齿轮3(0.07~0.1)d2?2.59~3.7mm，左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面与箱体内壁距离均取为?1?10mm，齿轮2与齿轮3的距离初定为?3?10mm，则箱体内壁之间的距离为BX?2?1??3?b3?b1?b2?152.5mm，取2 ?3?10.5mm，则箱体内壁距离为BX?158mm。齿轮2的右端面与箱体内壁距离?2??1?b1?b22?12.5mm，则轴段3的长度L3??3?10.5mm。 （5）轴段1与5的长度：该减速器齿轮的圆周速度小于4m/s,故采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内的润滑油溅入轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取为??12mm，中间轴上的两个齿轮的固定均由挡油环完成，则轴段1的长度为L1?B????1?3?42mm。轴段5的长度为L5?B????2?2?46.5mm。 （6）轴上力作用点的间距：由上面中间轴结构的理想图可得到支点及其受力点间的距离为 b3B??3?76.5mm22b?b l2?L3?32?75mm2bBl3?L5?2??2?69.5mm22l1?L1?4。键连接：齿轮与轴间采用A型普通平键连接，型号为16x44与16x68 5。轴的受力分析： （1）受力简图如下 （2）计算支承反力 在水平面上为 R1HF(l?l)?Fr2l3?r323?5.95Nl1?l2?l3 R2H?Fr3?R1H?Fr2??438.5N 式中负号表示与图示所选择方向相反 在垂直平面上为 R1V??Ft3l3?Ft2(l2?l3)??1436.3N l1?l2?l3 R2V??(Ft2?R1V?Ft3)??1958.3N 轴承1与2的总支座反力分别为 R1?R12H?R12V?2022.5NR2?R22H ?R22V?1660.7N （3）画弯矩扭矩图：

MaH?R1Hl1?455NmmMbH?R2Hl3?30475.75NmmMaV?R1Vl1?109877Nmm MbV?R2Vl3?136102Nmm Ma?MaH?MaV?109878NmmMb?MbH?MbV?139472NmmT2?83670Nmm（6）校核轴的强度： 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据已经算的数据，以及轴单向旋转看扭转切应力为脉动循环变应力，取??0.6，轴的计算应力：2Ma?(?T2)2139472?(0.6?83670)2?ca???29.3MPa 3W0.1?3722222前已选定轴的材料为45钢，调制处理，查表得???1??60MPa，因为?ca????1?，故安全。 高速轴的设计计算 1。选择材料：因传递的功率不大，并对重量以及结构尺寸无特殊要求，故选择常用材料45钢，调制处理 2。初算轴颈 A0?103~126;dmin?A03P4.1331?110?3?15.60mm n11450 3。结构设计：轴的理想结构如图 (1)轴承部件的结构设计：轴不长，故轴承采用两端固定方式。然后，按轴上零件的安装顺序，从dmin开始设计。 (2)轴段1的设计：轴段1上安装带轮，此轴段的设计应与带轮轮豰孔的设计同步进行。初定轴段1的直径为d11?26mm，带轮轮豰宽度为(1.5~2.0)d11?(1.5~2.0)?26mm?39~52mm，取带轮轮豰宽度L?46mm，轴段1的长度略小于轮豰宽度，故取L1?44mm。 (3)密封圈与轴段2直径的设计：带轮用轴肩定位，轴肩高度h?(0.07~0.1)d1?(0.07~0.1)?26?1.82~2.6，所以轴段2的直径d12?d11?2h?26??(1.82~2.6)?29.64~31.2mm，其最终由密封圈决定。该处轴的圆周速度v??d12n160?1000?2.4m/s?3m/s,可选用毡圈油封，查表得选择毡圈30，则d12?30mm。 (4)轴承的选择与轴段3及轴段7的设计：该轴段上安装轴承，其设计与轴承的选择同步进行。考虑齿轮上无轴向力存在，选用深沟球轴承。轴段3与7上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。暂取6208,经过验算，符合寿命要求。由手册查的轴承内径d?40mm,外径D?80mm,宽度B?18mm，定位轴肩直径为da?47mm，外径定位直径为Da?73mm。轴承采用脂润滑，需用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座，为补偿箱体铸造 误差和安装挡油环，轴承靠近箱体内壁的端面距里箱体取?，挡油 环轴孔宽度初定B1?15mm，则L3?B?B1?18?15?33mm。 通常一根轴上两个轴承选择相同的型号，则d17?d13?40mm,L7?L3?33mm 。 (5)齿轮与轴段5的设计：该段上安装齿轮，为便于齿轮安装，d15应略大于d13,初选d15?42mm，该处键的公称尺寸b?h?12mm?8mm，轮豰键槽深度t1?3.3mm，则该处齿轮上的齿根圆与豰孔键槽顶部的距离为 e?df12?d13?m?z1?2.5?40??t1????3.3??0.3?2.5m?5 故222??该轴设计为齿轮轴，则有d15?df1?43mm,L5?b1?55mm 。 (6)轴段4与6的设计：该轴段直径可略大于轴承定位轴肩的直径，则d14?d16?48mm，齿轮右端面距箱体内壁距离?1，则轴段6的长度L6????1?B1?8?10?15?3mm。轴段4的长度L4?BX????1?b1?B1?158?8?10?55?15?86mm。 (7)轴段2的长度设计：该轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座及轴承端盖等零件有关。轴承座的宽度为L???c1?c2?(5~8)，下箱座壁厚 ??0.025a2?3mm?0.025?133.75?3?6.34?8mm 取??8mm,a1?a2?101?133.75?234.75mm?400mm，取轴承旁链接螺栓为M16，则c1?24mm,c2?20mm，箱体轴承座宽度L?8?24?20?(5~8)?57~60mm，取L=58mm.查表得轴承端盖凸缘厚度为Bd?10mm，取端盖与轴承间的调整垫片厚度?t?2mm，为了方便，取带轮凸缘端面距轴承端盖表面距离K?28mm，则L2?L?Bd?K??t?(5~8)???B?77~80mm，取L2?77mm。 (1)轴上力作用点的间距：由上面中间轴结构的理想图可得到支点及其受力点间的距离为 LB?L2??115mm22LBl2?L3?L4?5??137.5mm 22LBl3?5?L6?L7??54.5mm22l1?4。键连接：带轮与轴段1间采用A型普通平键连接，型号为 键8?7?42 5。轴的受力分析： （1）受力简图如下 （2）计算支承反力 在水平面上为 R1H??Fr1l3?Fp(l1?l2?l3)l2?l3?1331.5N R2H?Fp?R1H?Fr1??838.3N 式中负号表示与图示所选择方向相反 在垂直平面上为 R1V??Ft1l3?321.9N l2?l3R2V?Ft1?R1V?812.1N 轴承1与2的总支座反力分别为 R1?R12H?R12.85NV?1469R2?R22H ?R22V?1167N （3）画弯矩扭矩图：

MaH?R2Hl3?45687.4NmmMbH??Fpl1??104190NmmMaV??R1Vl2?44261Nmm MbV?0NmmMa?MaH?MaV?63611NmmMb?MbH?MbV?104190NmmT1?27221Nmm2222 （6）校核轴的强度： 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据已经算的数据，以及轴单向旋转看扭转切应力为脉动循环变应力，取??0.6，轴的计算应力：2Mb?(?T1)2104190?(0.6?27221)2?ca???17.38MPa W0.1?4032前已选定轴的材料为45钢，调制处理，查表得???1??60MPa，因为?ca????1?，故安全 低速轴的设计计算 1。选择材料：因传递的功率不大，并对重量以及结构尺寸无特殊要求，故选择常用材料45钢，调制处理 2。初算轴颈 A0?103~126;dmin?A03P33.81?110?3?31mm n3169.71轴与联轴器相连，有一个键槽，轴颈应增大3%~5%，轴段最细处直径d31?31?31?(3%~5%)?31.93~32.55mm。 3。结构设计：轴的理想结构如图 (1)轴承部件的结构设计：轴不长，故轴承采用两端固定方式。然后，按轴上零件的安装顺序，从dmin开始设计。 (2)轴段1的设计：轴段1上安装联轴器，所以轴段1的设计应与联轴器同步，为了补偿联轴器所连两轴的安装误差，选用弹性柱销联轴器，查表取KA?1.3，则计算转矩为Tca?KA?T3?1.3?214400?278.72Nm。查表16-5得，LH2型弹性联轴器符合要求：公称转矩为315Nm,需用转速为5600r/min，轴孔直径范围为20~35mm，考虑d31?32.55mm，取联轴器豰孔直径为35mm，轴孔长度为82mm，J型轴孔，A型键，联轴器主动端代号LH2,35?82。相应的轴段1的直径d31?35mm，其长度略小于豰宽度，取L1?80mm。

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/2r33.html