機械設計課程設計-設計膠帶輸送機的傳動裝置（全套圖紙）

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文檔簡介

1、　　一、設計任務書　　1）設計題目：設計膠帶輸送機的傳動裝置　　2）工作條件：　　3）技術數(shù)據(jù)　　二、電動機的選擇計算</p&

2、gt;　　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，　　封閉式結構，電壓380伏，Y系列電動機。　　滾筒轉動所需要的有效功率　　傳動總效率：根據(jù)表4.2-9確定各部分的效率:　　傳動

3、滾筒效率 η滾=0.96　　彈性聯(lián)軸器效率 η彈=0.99　　聯(lián)軸器效率 η聯(lián)=0.99　　滾動軸承效率 η軸承=0.99　　開式齒輪的

4、傳動效率 η開齒=0.94　　閉式齒輪的傳動效率 η閉齒=0.97（8級）　　3).所需的電動機的功率　　Pr=4.93kw　　按工作要求及工作條件選用三相異步電動機，封閉式</p&g

5、t;　　結構，電壓380V，Y系列。　　查表4.12-1所選的Y型三相異步電動機的型號為Y132S-4　　型，或選Y132M2-6型。　　滾筒轉速　　現(xiàn)以同步轉速為Y132S-4型（1500r/min）及Y13

6、2M2-6　　型（1000r/min）兩種方案比較，由[2]表4.12-1查得電動機　　數(shù)據(jù)，　　比較兩種方案，選電動機Y132M2—6型，額定功率5.5kw,　　同步轉速1000r/min,滿載轉速960r/min。</p&

7、gt;　　同時，由[2]表4.12-2查得電動機中心高 H=132mm，　　外伸軸段 D×E=38mm×80mm。　　三、傳動裝置的運動及動力參數(shù)計算 　　（一）. 分配傳動比．　　總傳動比 </p&

8、gt;　　2）各級傳動比的粗略分配　　由[2]表4.2-9 取i開＝6 　　減速器的傳動比：　　減速箱內高速級齒輪傳動比　　i1=4.431

9、　　減速箱內低速級齒輪傳動比　　i2=3.283　?。ǘ?各軸功率、轉速和轉矩的計算　　0軸：（電動機軸）　　P0=4.93KW

10、　　n0=960r/min　　T0=49.043Nm　?、褫S：（減速器高速軸）　　P1=4.881kw　　n1=960r/min　　T1=48.35N.m 　　3. Ⅱ軸：

11、（減速器中間軸） 　　P2=4.67kw　　n2=213.7r/min　　T2=208.70N.m　　4. Ⅲ軸：（減速器低速軸）　　P3=4.48kw

12、;　　n3=64.2r/min　　T3=666.42N.m　?、糨S：（傳動軸）　　P4=4.39kw　　n4=64.2r/min

13、　　T4=653.03N/m　　6. Ⅴ軸：（滾筒軸）　　P5=4.21kw　　n5=10.7r/min　　T5=3757.52N.m　　參數(shù)匯總&

14、lt;/b>　　（三）設計開式齒輪　　1）．選擇材料　　小齒輪選用40Cr鋼，調質處理，齒面硬度241—286HBS，　　大齒輪選用ZG310-570號鋼，正火處理，齒面硬度162—185HBS。

15、　　2). 按齒根彎曲疲勞強度確定模數(shù)　　初取中心距　　a=280mm　　估算模數(shù)　　m=(0.007～0.02)a=(0.007～0.02

16、)×280=1.96~5.6mm　　取m=4mm m=4mm 　?。╗1] 表 5-7）　　小齒輪的齒數(shù)

17、 Z1=20　　大齒輪的齒數(shù) Z2=120 　　開式齒輪相關參數(shù)：　　m=4mm 　　1.齒輪分度圓直徑&l

18、t;/p>　　d1=80mm 　　d2=480mm 　　2.齒輪齒頂圓直徑　　da1=88mm 　　da2=488mm 　　3

19、.齒輪基圓直徑　　db1=75.18mm　　db2=451.05mm　　4.齒頂壓力角　　5.圓周速度　　m/s&l

20、t;/b>　　6.齒寬　　b=56mm 　　四、傳動零件的設計計算　?。ㄒ唬p速器高速級齒輪的設計計算　　材料的選擇：</

21、b>　　高速級　　小齒輪 45#鋼調質處理齒面硬度 217—255HBS　　大齒輪 45#鋼正火處理齒面硬度 162—217HBS 　　計算應力循環(huán)次數(shù)<

22、/p>　　查圖5-17，ZN1=1.0 ZN2=1.06 （允許一定點蝕）　　由式5-29，ZX1=ZX2=1.0 ，　　取SHmin=1.0 ZW=1.0 ZLVR=0.92　　由圖5-16b，得<p

23、>　　,　　計算許用接觸應力　　因，故取　　2）按齒面接觸強度確定中心距　　小輪轉矩T1=48347N·mm<

24、p>　　初定螺旋角β=13о,。　　初取，由表5-5得　　減速傳動，;取　　端面壓力角　　基圓螺旋角</p&

25、gt;　　βb=12.2035。　　由式（5-39）計算中心距a　　由4.2-10,取中心距a=150mm。 a=150mm　　估算模數(shù)mn=(0.007~0.02)a=0.805—2.3mm,

26、　　取標準模數(shù)mn=2mm。 mn=2mm 　　小齒輪齒數(shù)：　　大齒輪齒數(shù)： z2=uz1=　　取z1=21，z2=91

27、 z1=26，z2=120 　　實際傳動比　　傳動比誤差　　，　　在允許范圍內。</p&g

28、t;　　修正螺旋角　　β 　　與初選β=130相近,ZH`Zβ可不修正.　　齒輪分度圓直徑 　　圓周速度&

29、lt;/b>　　由表5-6,取齒輪精度為8級.　　(3) 驗算齒面接觸疲勞強度　　按電機驅動,載荷稍有波動,由表5-3,取KA=1.0　　由圖5-4b，　　按8級精

30、度和，　　得Kv=1.05。　　齒寬。　　由圖5-7a，按/d1=68/53.425=1.273,考慮軸的剛度較大和　　齒輪相對軸承為非對稱布置，得Kβ=1.13。</p

31、>　　由表5-4，得Kα=1.4　　載荷系數(shù)　　計算重合度　　齒頂圓直徑　　端面壓力角<

32、;/p>　　齒輪基圓直徑　　端面齒頂壓力角 　　由式5-39,計算齒面接觸應力　　故安全。　?。?）驗算齒根彎曲疲勞強度<

33、;/p>　　按Z1=26，Z2=120,　　，　　由圖5-14得YFa1=2.58，YFa2=2.19　　由圖5-15得YSa1=1.62，YSa2=1.82。　　由圖5-18b，得，

34、　　由圖-19，得YN1=1.0，YN2=1.0　　由式5-32，mn=2mm<5mm,故YX1=YX2=1.0。　　取YST=2.0，SFmin=1.4　　由式5-31計算許用彎曲應力　　由式（5-47）計算Yβ，因&l

35、t;p>　?。?）齒輪主要幾何參數(shù) 　　z1=26, z2=120, u=4.493, mn=2 mm, β0= 　　β=, mt=mn/cosβ=2/cos13.

36、2615=2.055mm, mt1=2.055mm 　　d1=53.425 mm, d2=246.575 mm, da1=57.425mm, d1=43.125 mm 　　da2=250.575 mm d2=186.875 mm <

37、/p>　　df1=48.425mm, df2=241.575 mm da1=47.125mm 　　a=150mm, b2=b=60 mm, b1=b2+(5~10)=68mm da2=190.875 mm 　?。ǘ?減速器低速級齒輪的設計計算

38、 df1=38.125mm 　　1). 材料的選擇： df2=181.875 mm 　　根據(jù)工作條件及其載荷性質，選擇適當?shù)牟牧?。減速器 a=115mm 　　的低速級的小齒輪選擇45#鋼,齒

39、面硬度為217—255 b2 =46 mm 　　HBS，調質處理; 大齒輪選擇45#鋼，齒面硬度為 b1= =52mm 　　162—217HBS，正火處理。　　計算應力循環(huán)次數(shù)</

40、p>　　查圖5-17，ZN1=1.06 ZN2=1.12 （允許一定點蝕），　　由式5-29，　　ZX1=ZX2=1.0 ，取SHmin=1.0 ZW=1.0 ZLVR=0.92　　由齒面硬度217HBS，162HBS，由圖5-16b，得&l

41、t;/p>　　計算許用接觸應力　　因，故取。　　2）按齒面接觸強度確定中心距　　小輪轉矩T1=208697N·mm　　初取，由表5-5得

42、;　　減速傳動，;取。　　由式（5-41）計算ZH　　由式（5-39）計算中心距a　　取中心距a=200 mm。 a=200mm <p

43、>　　估算模數(shù)mn=(0.007~0.02)a=1.085—3.1 mm　　取標準模數(shù)mn=3mm。 mn=3mm 　　小齒輪齒數(shù) 　　大齒輪齒數(shù)。

44、;　　取z1=30，z2=100 z1=30，z2=100 　　實際傳動比　　傳動比誤差&

45、lt;b>　　，　　在允許范圍內。　　修正螺旋角　　β 　　與初選β=130相近,ZH`Zβ可不修正.

46、　　齒輪分度圓直徑 　　d1=92.308mm 　　d2=307.692mm 　　da1=98.308mm 　　da2=313.692mm

47、 　　db1=d1cos=92.308mm db1=86.479mm 　　db2=d2cos=307.69×cos20.4707=288.262mm d 　　圓周速度,

48、　　由表5-6,取齒輪精度為8級.　　(3) 驗算齒面接觸疲勞強度　　按電機驅動,載荷稍有波動,由表5-3,取KA=1.1。　　由圖5-4b，按8級精度和，　　得Kv=1.02。</p&

49、gt;　　大齒輪齒寬。　　小齒輪齒寬b　　由圖5-7a，按b/d1=88/92.308=0.953,考慮軸的剛度較大和齒輪　　相對軸承為非對稱布置，得K=1.08。　　由表5

50、-4，得K=1.4。　　載荷系數(shù)　　計算重合度　　端面齒頂壓力角　　由式（5-13）計算 　　由式（5-17）,計算

51、齒面接觸應力　?。?）驗算齒根彎曲疲勞強度　　按z1=30，z2=100，　　由圖5-14得YFa1=2.52，YFa2=2.20　　由圖5-15得YSa1=1.64，YSa2=1.81。　　由圖5-18b，得，

52、;　　由圖5-19，得YN1=1.0，YN2=1.0　　由式5-32，mn=2mm<5mm,故YX1=YX2=1.0取YST=2.0，SFmin=1.4　　由式5-31計算許用彎曲應力　　由式（5-23）計算 　?。?）低速級齒輪主要幾何參數(shù)&

53、lt;/p>　　z1=30,z2=100,u=3.328，m=3mm,　　d1=92.308mm,d2=307.692mm,da1=98.308mm,da2=313.692mm, 　　b1=88mm b2=80mm　　df1=d1-2(h*a+c*)m=92.308-3

54、15;(1.0+0.25)×3=84.808mm,　　df2=d2-2(h*a+c*)m=307.692-3(1.0+0.25)3=300.192mm, 　　a=200mm,b2=b=80mm,b1=b2+(5～10)=88mm <

55、;p>　　β 　　五軸的設計計算　　（一）高速軸的設計　　初步估定減速器高速軸外伸段軸徑 　　又由Y132M2-6電機的軸徑為38mm

56、　則d=(0.8~1.0)d電機 =（0.8~1.0）38=30.4~38mm　　取d=32mm d=32mm　　2．選擇聯(lián)軸器　　根據(jù)傳動裝置的工作條件擬選HL型彈性柱銷聯(lián)軸&l

57、t;/p>　　器（GB5014-2003）。　　計算轉矩為 TC=KT=1.5×48.64= 72.96N·m　　由表4.7-3，選TL6型彈性套柱銷聯(lián)軸器，　　　公稱轉矩?。裕睿?50N·m>TC =72.96 N·m, </p&

58、gt;　　[n]=3300r/min>n=960r/min　　所以取減速器高速軸外伸段直徑為d=32mm，　　長度L=82mm。 L=82mm 　?。ǘ?中間軸的設計</p

59、>　　，?。洌?0ｍｍｄ＝40ｍｍ 　?。ㄈ?低速軸的設計計算　　mm,因軸端處需開一個鍵　　槽，軸徑加大５％,,　　?。洌?5ｍｍ。ｄ＝5

60、5ｍｍ 　　因為是小批生產，故軸外伸段采用圓柱形。 　　六軸的強度校核　　作用在齒輪上的圓周力 Ft=4331.71N　　徑向力　 Fr=1611.36N　　軸向力

61、 F　　繪軸的受力簡圖，求支座反力　?。?　垂直面支反力　　RAY=1186.94N 　　, RBY=3144.77N 　　b. 水

62、平面支反力　　得，　　RAz=1299.60N 　　RBX=311.76N 　　(2)作彎矩圖<

63、b>　　垂直面彎矩MY圖　　C點， MCY=152522 Nmm 　　水平面彎矩MZ圖　　C點右 M'CX =15120.36N.mm 　　C點

64、左, MCX=166998.6N.mm 　　合成彎矩圖　　C點右, M 　　C點左 MN.mm &l

65、t;/p>　　作轉矩T圖　　T=666416.26　　作計算彎矩Mca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α=0.6 &l

66、t;/b>　　C點左邊　　McaC=459381.mm 　　C點右邊　　M’caC=231000N.mm

67、　　D 點右邊　　M　　McaD=399849.76N.mm 　　校核軸的強度　　由以上分析可見，C點彎矩值最大，而D點軸徑最小，所以該&l

68、t;p>　　軸危險斷面是C點和D點所在剖面。　　查表8-1得查表8-3得。　　C點軸徑 　　因為有一個鍵槽。該值小于原 dc=44.58<65mm 　　設計該點處軸徑65mm，故安全。</

69、p>　　D點軸徑 dD=40.54<55mm 　　因為有一個鍵槽。該值小于原　　設計該點處軸徑55mm，故安全。　　（6）精確校核軸的疲勞強度　　校核Ⅰ,Ⅱ,Ⅲ剖面的疲勞強度

70、　?、衿拭嬉蜴I槽引起的應力集中系數(shù)由附表1-1，　　查得，　?、蚱拭嬉蚺浜弦鸬膽邢禂?shù)由附表1-1，　　查得， 　?、笃拭嬉蜻^渡圓角引起的應力集中系數(shù)由附表1-2：<

71、;/p>　　所以，。因1-1、2-2剖面主要受轉矩作　　用，起主要作用，故校核1-1剖面。　　1-1剖面產生的 τ=25.68N/mm2 　　=12.84N/mm2　　45鋼的機械性能查表8-1，

72、　　得，　　絕對尺寸影響系數(shù)由附表1-4，得， 　　表面質量系數(shù)由附表1-5，得,　　查表1-5，得，　　1-1剖面安全系數(shù)</

73、p>　　S=4.88>[S] 　　取，，所以1-1剖面安全。　　b.校核ⅥⅦ剖面的疲勞強度　?、髌拭嬉蚺浜?H7/k6)引起的應力集中系數(shù)由附表1-1，　　查得，

74、　?、髌拭嬉蜻^渡圓角引起的應力集中系數(shù)由附表1-2：　　所以，。　　Ⅷ剖面因鍵槽引起的應力集中系數(shù)由附表1-1，　　查得，。　　故應按過渡圓角引起的應力集中系數(shù)校核Ⅶ剖面。

75、　?、髌拭娉惺?lt;/b>　　Ⅶ剖面產生正應力及其應力幅、平均應力為　　=7.58N/mm2 　　=7.58N/mm2 　?、髌拭娈a生的扭剪應力及其應力幅、平均應力為

76、 　　=13.39N/mm2 　　=6.7N/mm2 　　由附表1-4,查得,表面質量系數(shù)由附表1-5，　　得,　　,,表面質量系數(shù)同上，Ⅵ剖面的安全系數(shù)按

77、　　配合引起的應力集中系數(shù)計算，　　,所以8-8剖面安全。 S=7.2>[S]　　其它剖面與上述剖面相比，危險性小，不予校核。　　七滾動軸承的選擇及其壽命驗算　　低速軸軸承選

78、擇一對7213AC 角接觸球軸承。　　低速軸軸承校核　　工作中稍有波動，　　工作溫度低于1000，予計壽命48000h.　　確定軸承的承載能力</p&g

79、t;　　查表21-2，軸承7213AC的C=51200N，C=43200N　　計算徑向支反力　　RN　　R　　彎矩圖（

80、如前）　　計算派生軸向力　　查表9—12 S=0.68R, e=0.68　　S1=0.68R S1=598.418N S2=0.68R S2=1074.466N

81、;　　求軸承軸向載荷　　A A　　A A　　計算當量動載荷　　由A1/R1=1568.072/

82、880.026=1.78〉e=0.68　　查表9—10 X1=0.44，Y1=0.87　　由A2/R2=1074.466/1580.096=0.68　　查表9—10 X2=1.0，Y2=0　　查表9—11，取fd=1.1

83、　根據(jù)合成彎矩圖取fm1=fm2=1.0　　P1=fdfm1(X1R1+Y1A1)　　=1.1　　P2=fdfm2(X2R2+Y2A2)　　=1.1×1.0×1580.096=1783.678N

84、　　7)校核軸承壽命　　故角接觸球軸承7213AC適用　　八鍵聯(lián)接的選擇和驗算　　高速軸上鍵的選擇　　選擇鍵10×70GB1096-79&

85、lt;p>　　（二）中間軸上鍵的選擇　　與高速級齒輪聯(lián)接軸段處選擇鍵12×50 GB1096-79　　(三).低速軸上鍵的選擇與驗算　　齒輪處選擇鍵18×70GB1096-79,其參數(shù)為　　R=b/2=9mm，k=h-t=12-7=5mm，

86、　　l=L-2×R=70-2×9=52mm，　　d=60mm。齒輪材料為45鋼，載荷稍有波動，靜聯(lián)接，　　由表2-1，查得　　=98.6Nmm2

87、因，故安全。　　九減速器的潤滑及密封形式選擇　　減速器的潤滑采用干油潤滑，潤滑油選用GB7324-87通用鋰基潤滑脂　　油標尺M16,材料 Q235A。　　油封選用橡膠油封 HG4-338-66 <

88、;b>　　十 .參考文獻:　　[1] 孫志禮何雪宏何韶君著 <<機械設計>> 　　北京：冶金工業(yè)出版社 1998　　鞏云鵬孫德志喻子建著 <<機械設計課程設計>><p&g

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