機械課程設計-膠帶輸送機的傳送裝置

1、<p><b>　　機械設計 </b></p><p><b>　　課程設計說明書</b></p><p>　　設計題目：膠帶輸送機的傳送裝置</p><p>　　院系： </p><p>　　專業(yè)：

2、 </p><p><b>　　班級：</b></p><p><b>　　學號：</b></p><p><b>　　設計人：</b></p><p><b>　　指導老師：</b></p><p>&l

3、t;b>　　完成日期：</b></p><p><b>　　目 錄</b></p><p>　　設計任務書……………………………………………………1</p><p>　　聯(lián)連軸器的選擇………………………………………………3</p><p>　　傳動方案的擬定及說明………………………………………3&l

4、t;/p><p>　　電動機的選擇…………………………………………………4</p><p>　　計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)……………………………7</p><p>　　傳動件的設計計算……………………………………………8</p><p>　　軸的設計計算…………………………………………………16</p><p>　　滾動

5、軸承的選擇及計算………………………………………20</p><p>　　鍵聯(lián)接的選擇及校核計算……………………………………23</p><p>　　箱體的設計……………………………………………………23</p><p>　　減速器附件的選擇………………………………………25</p><p>　　潤滑與密封………………………………………………2

6、5</p><p>　　設計小結…………………………………………………26</p><p>　　參考資料目錄……………………………………………27</p><p>　　一、機械設計課程設計任務書</p><p>　　題目：設計膠帶運輸機傳動裝置中的展開式二級圓柱齒輪減速器</p><p><b>　　1.1總

7、體布置簡圖</b></p><p>　　1—電動機；2—聯(lián)軸器；3—齒輪減速器；4—帶式運輸機；5—滾輪；6—聯(lián)軸器</p><p><b>　　1.2工作條件：</b></p><p>　　工作年限（年）：15</p><p>　　工作制度（班/日）：1</p><p><b&

8、gt;　　工作環(huán)境：灰塵較少</b></p><p><b>　　載荷性質：輕微沖擊</b></p><p><b>　　生產(chǎn)批量：單件</b></p><p><b>　　1.3技術數(shù)據(jù)：</b></p><p>　　滾筒圓周力F（N）：14000</p&g

9、t;<p>　　運輸帶速度V（m/s）：0.28</p><p>　　滾筒的直徑D（mm）：500</p><p>　　帶速允許偏差（％）：3—5</p><p><b>　　1.4設計內(nèi)容：</b></p><p>　　電動機的選擇與運動參數(shù)計算；</p><p>　　直齒圓柱齒輪

10、傳動設計計算</p><p><b>　　軸的設計</b></p><p><b>　　滾動軸承的選擇</b></p><p>　　鍵和連軸器的選擇與校核；</p><p>　　裝配圖、零件圖的繪制</p><p>　　設計計算說明書的編寫</p><p&

11、gt;<b>　　1.5設計任務：</b></p><p>　　1） 減速器總裝配圖、箱體圖各一張</p><p>　　2） 齒輪、軸零件圖各一張</p><p>　　3） 設計說明書一份</p><p><b>　　1.6設計進度：</b></p><p>　　

12、1） 第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算</p><p>　　2） 第二階段：軸與軸系零件的設計</p><p>　　3） 第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制</p><p>　　4） 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫</p><p><b>　　二、聯(lián)軸器的設計</b><

13、;/p><p>　　先初步估計軸的最小直徑，軸選用45鋼，取C=112.由軸的設計公式得：</p><p><b>　　；</b></p><p><b>　?。?lt;/b></p><p><b>　　。</b></p><p>　　由于在軸1和軸3的最輸入和

14、輸出端開鍵槽，連接聯(lián)軸器，</p><p>　　故軸1最小直徑取22mm，</p><p>　　軸3的最小直徑取50mm。</p><p><b>　　聯(lián)軸器1：</b></p><p>　　因為滾筒的載荷變化不大,選彈性套注銷聯(lián)軸器。</p><p>　　1.聯(lián)軸器的計算轉矩 。由工作要求，查

15、表后取K=1.5。</p><p><b>　　則計算轉矩 </b></p><p>　　2.由聯(lián)軸器的計算與軸的計算選用GⅡCL2的聯(lián)軸器。采用其許用最大扭矩為630N·m，許用最高轉速為4000r/min，軸孔直徑取22mm，軸孔長度=38mm。</p><p><b>　　聯(lián)軸器2：</b></p

16、><p>　　因為滾筒的載荷變化不大,選用緩沖性能較好,同時具有可移性的彈性柱銷聯(lián)軸器。</p><p>　　1.聯(lián)軸器的計算轉矩 。由工作要求，查表后取K=1.5。</p><p><b>　　則計算轉矩 </b></p><p>　　2.由聯(lián)軸器的計算與軸的計算選用HL4的聯(lián)軸器，其許用最大扭矩1250N·

17、;m，許用最高轉速[n]= 2800 r/min，軸孔直徑取50mm，軸孔長度=84 mm。</p><p>　　三、傳動方案的擬定及說明</p><p>　　由題目所知傳動機構類型為：展開式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析論證。</p><p>　　本傳動機構的特點是：結構簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸又較大的剛度。高速級齒輪布置在遠

18、離轉矩輸入端，這樣軸在轉矩的作用下產(chǎn)生的扭轉變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的變形可部分地互相抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象。用于載荷比較平穩(wěn)的場合。高速級一般做成斜齒，低速級可做成直齒。</p><p><b>　　四、電動機的選擇</b></p><p>　　電動機類型和結構的選擇</p><p>　　因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向

19、旋轉。所以選用常用的封閉式Y（IP44）系列的電動機。</p><p><b>　　電動機容量的選擇</b></p><p>　　工作機所需功率Pw </p><p>　　Pw＝FV/1000＝14000×0.28/1000＝3.92ｋＷ</p><p><b>　　電動機的輸出功率</b&g

20、t;</p><p><b>　　Pd＝Pw/η</b></p><p>　　3） 傳動裝置的總效率</p><p>　　η＝η１２η２４η３２η４η５</p><p>　　按表1—2（《機械設計指導》P9）確定各部分效率為：彈性聯(lián)軸器效率η１=0.99滾動軸承傳動效率（一對）η２=0.99閉式圓柱齒輪傳動效率η３=0.

21、97開式圓柱齒輪傳動效率η４=0.95卷筒軸滑動軸承效率η５=0.96，代入得</p><p>　　η＝0.992×0.994×0.972×0.95×0.96=0.808</p><p>　　Pd＝3.36/0.808＝4.85kW</p><p><b>　　電動機轉速的選擇</b></p>

22、<p>　　nd＝（i1·i2…in）nw</p><p>　　初選為同步轉速為1000r/min的電動機。</p><p>　　4．電動機型號的確定</p><p><b>　　輸送機卷筒的轉速為</b></p><p>　　nw=60×1000V/∏D=60×1000

23、15;0.28/（3.14×500）=10.7（r/min）</p><p>　　通常，單級圓柱齒輪傳動i1=3～6，兩級圓柱齒輪減速器i2=8～60，故電動機轉速的范圍為</p><p>　　nd’=i’. nw=(3×8～6×60) ×10.7=259.6～3852（r/min）</p><p>　　由表１４－1（《機械設

24、計指導》P237）查出電動機型號為Y132M２-6,其額定功率為5.5kW，滿載轉速960r/min。基本符合題目所需的要求。</p><p>　　五、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)</p><p>　　一）、傳動裝置的總傳動比及其分配</p><p><b>　　計算總傳動比</b></p><p>　　由電動機的滿載轉

25、速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為：</p><p><b>　　i＝nm/nw</b></p><p>　　nw＝10.7r/min </p><p><b>　　i＝89.72</b></p><p><b>　　合理分配各級傳動比</b></

26、p><p>　　表1—2（《機械設計指導》P10）選單級直齒輪傳動比i01=5，</p><p>　　則減速箱的傳動比為i12=i總/ i01=17.94</p><p>　　由于減速箱是展開式布置，所以i1≈1.4i2。</p><p>　　因為i＝17.94，取i1=5.01，i2=3.581</p><p>　　速度

27、偏差為0.5%<5%，所以可行。</p><p>　　二）、計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)</p><p><b>　　0軸——電動機軸</b></p><p>　　P0=Pd=4.85 kW</p><p>　　n0=nm=960 r/min</p><p>　　T0=9550 P0/n

28、0=48.25 N·m</p><p><b>　　1軸——高速軸</b></p><p>　　P1=P0×η0=4.85×0.99=4.8015kW</p><p>　　n1=n0=960 r/min</p><p>　　T1=9550 P1/n1=47.765 N·m</

29、p><p><b>　　2軸——中間軸</b></p><p>　　P2=P1×η2×η3=4.85×0.99×0.97=4.61kW</p><p>　　n2=n1/i1=960/5.01=191.62 r/min</p><p>　　T2=9550 P2/n2=229.8N

30、3;m</p><p><b>　　3軸——低速軸</b></p><p>　　P3=P2×η2×η3=4.61×0.99×0.97=4.43kW</p><p>　　n3=n2/i2=191.2/3.581=53.5 r/min</p><p>　　T3=9550 P3/n3=7

31、90.776 N·m</p><p><b>　　4軸</b></p><p>　　P4=P3×η1×η2=4.43×0.99×0.99=4.342kW</p><p>　　n4=n3=53.5 r/min</p><p>　　T4=9550 P4/n4=775.04 N

32、·m</p><p><b>　　5軸——滾筒軸</b></p><p>　　P5=P4×η2×η4=4.343×0.99×0.95=4.084kW</p><p>　　n5=nw=10.7 r/min</p><p>　　T5=9550 P5/n5=3645.06N&#

33、183;m</p><p><b>　　六、傳動件設計計算</b></p><p>　?。ㄒ唬└咚偌夶X輪傳動的設計計算</p><p>　　1、選精度等級、材料及齒數(shù)</p><p>　　1.按圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。</p><p>　　2.運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用

34、7級精度。</p><p>　　3.材料選擇。查表10-1(《機械設計》P191)選擇小齒輪材料40Cr鋼，調(diào)質處理，硬度為241~286HBS，取硬度為280 HBS；大齒輪材料45鋼，調(diào)質處理，硬度為190~240 HBS，取硬度為240HBS；二者硬度差為40 HBS。</p><p>　　4.選小齒輪齒數(shù)z1=20,大齒輪的齒數(shù)z2=20×5.01=100.2,取z2=1

35、00。</p><p><b>　　按齒面接觸強度設計</b></p><p>　　由設計計算公式（10—9a）(《機械設計》P203)進行試算，即 </p><p>　　確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值</p><p>　　試選載荷系數(shù)=1.5.</p><p>　　小齒輪的轉矩=47765N.mm

36、。</p><p>　　由表10-7(《機械設計》P205)，軟齒面齒輪，兩支撐相對于小齒輪做非對稱安裝，取齒寬系數(shù)=1.0。</p><p>　　由表10-6(《機械設計》P201)查的材料的彈性影響系數(shù) =189.8.</p><p>　　由圖10-21d(《機械設計》P209)按齒面硬度查取小齒輪的接觸疲勞極限應力= 600Mpa，大齒輪的接觸疲勞極限應力=5

37、50Mpa</p><p>　　由式10-13(《機械設計》P206)計算應力循環(huán)次數(shù)。</p><p>　　=60г=60×960×1×（8×300×15）=2.074×</p><p>　　=/=2.07×/5.01=0.4139×</p><p>　　7)

38、 由圖10-19(《機械設計》P207)取接觸疲勞強度壽命系數(shù)：</p><p>　　=0.88，=0.91，</p><p>　　8) 計算接觸疲勞許用應力</p><p>　　取失效概率為1%，安全系數(shù)=1,由式（10-12）得</p><p>　　= =0.88×600=528</p><p>　　=

39、0.91×550=500.5</p><p><b>　　計算</b></p><p>　　1)= =53.64mm</p><p><b>　　2)計算圓周速度</b></p><p><b>　　m/s</b></p><p><b&

40、gt;　　3）計算齒寬</b></p><p>　　4）計算齒寬與齒高之比</p><p>　　模數(shù)==53.64/20=2.682mm</p><p>　　齒高=2.25=6.0345mm</p><p><b>　　=8.89</b></p><p><b>　　5)計算

41、載荷系數(shù)</b></p><p>　　根據(jù)v=2.969m/s，7級精度，由圖10-8(《機械設計》P194)試取動載系數(shù)=1.11。</p><p><b>　　直齒輪，= =1。</b></p><p>　　查表10-2(《機械設計》P193)得使用系數(shù)=1.25。</p><p>　　由表10-4(《機

42、械設計》P196)，按齒輪在兩軸承中間非對稱布置，取=1.423。</p><p>　　由=8.89，=1.423查圖10-13(《機械設計》P198)得=1.3；故載荷系數(shù)K==1.25×1.11×1×1.423=1.974</p><p>　　按實際的載荷系數(shù)校正所算得到分度圓直徑，由式（10-10a）得</p><p><b

43、>　　==58.78</b></p><p><b>　　計算模數(shù)</b></p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　圓整取m=3mm。</b></p><p>　　=m=320=60mm</p><p>　　

44、=m=3100=300mm</p><p><b>　　8）計算齒輪寬度</b></p><p>　　取=60mm , =65mm</p><p>　　9）按計算結果校核前面的假設是否正確：</p><p>　　′=/=300/60=5</p><p>　　(′-)/=-0.002 <

45、1%</p><p>　　所以齒輪疲勞接觸強度安全</p><p>　　按齒根彎曲疲勞強度校核</p><p>　　1)計算公式按式10-4(《機械設計》P200)</p><p><b>　　=</b></p><p><b>　　2)查取齒形系數(shù)</b></p>

46、;<p>　　由表10-5(《機械設計》P200)得，小齒輪齒形系數(shù)=2.18，大齒輪齒形系數(shù)=2.80。</p><p>　　3）查取應力校正系數(shù)</p><p>　　小齒輪應力修正系數(shù)=1.79，大齒輪應力修正系數(shù)=1.55。</p><p>　　4）彎曲疲勞許用應力</p><p><b>　　=</b&g

47、t;</p><p>　　5）按圖10-20c(《機械設計》P208)，查取小齒輪的彎曲疲勞極限應力=500Mpa，大齒輪的彎曲疲勞極限應力=380Mpa。</p><p>　　6）由表計算彎曲強度計算的壽命系數(shù)</p><p>　　=0.88，=0.82</p><p>　　7）計算彎曲疲勞許用應力</p><p>

48、　　取彎曲疲勞強度安全系數(shù)=1.4</p><p>　　同理的 =238.86Mpa</p><p>　　比較，和的大小的到<,所以應該按大齒輪校核齒輪彎曲疲勞強度</p><p>　　==75.78Mpa<=238.86Mpa,彎曲疲勞強度足夠。</p><p><b>　　幾何尺寸計算</b>&l

49、t;/p><p>　　計算大、小齒輪的分度圓直徑</p><p>　　=m=320=60mm</p><p>　　=m=3100=300mm</p><p><b>　　計算中心距</b></p><p><b>　　a=mm</b></p><p>&l

50、t;b>　　計算齒輪寬度</b></p><p>　　取=60mm, =65mm</p><p><b>　　結構設計</b></p><p>　　以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。齒輪傳動幾何尺寸計算見下表：</p><p>　?。ǘ┑退偌夶X

51、輪傳動的設計計算</p><p>　　1、選精度等級、材料及齒數(shù)</p><p>　　1.按圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。</p><p>　　2.運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。</p><p>　　3.材料選擇。查表10-1(《機械設計》P191)選擇小齒輪材料40Cr鋼，調(diào)質處理，硬度為241~286HBS，取

52、硬度為280 HBS；大齒輪材料45鋼，調(diào)質處理，硬度為190~240 HBS，取硬度為240HBS；二者硬度差為40 HBS。</p><p>　　4.選小齒輪齒數(shù)z1=27,大齒輪的齒數(shù)z2=27×3.581=96.687,取z2=97。</p><p><b>　　按齒面接觸強度設計</b></p><p>　　由設計計算公式（

53、10—9a）(《機械設計》P203)進行試算，即 </p><p>　　確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值</p><p>　　試選載荷系數(shù)=1.5.</p><p>　　小齒輪的轉矩=227300N.mm。</p><p>　　由表10-7(《機械設計》P205)，軟齒面齒輪，兩支撐相對于小齒輪做非對稱安裝，取齒寬系數(shù)=1。</p>

54、<p>　　由表10-6(《機械設計》P201)查的材料的彈性影響系數(shù) =189.8.</p><p>　　由圖10-21d(《機械設計》P209)按齒面硬度查取小齒輪的接觸疲勞極限應力= 600Mpa，大齒輪的接觸疲勞極限應力=550Mpa</p><p>　　由式10-13(《機械設計》P206)計算應力循環(huán)次數(shù)。</p><p>　　=60г=60

55、×191.2×1×（8×300×15）=4.139×</p><p><b>　　=/=1.156×</b></p><p>　　7) 由圖10-19(《機械設計》P207)取接觸疲勞強度壽命系數(shù)：</p><p>　　=0.91，=0.93，</p><

56、;p>　　8) 計算接觸疲勞許用應力</p><p>　　取失效概率為1%，安全系數(shù)=1,由式（10-12）得</p><p>　　= =0.91×600=546</p><p>　　=0.93×550=558</p><p><b>　　計算</b></p><p>

57、　　1)= =86.98mm</p><p><b>　　2)計算圓周速度</b></p><p><b>　　3）計算齒寬</b></p><p>　　4）計算齒寬與齒高之比</p><p>　　模數(shù)==86.98/27=3.22148mm</p><p>　　齒高=2.2

58、5=7.248mm</p><p><b>　　=12.01</b></p><p><b>　　5)計算載荷系數(shù)</b></p><p>　　根據(jù)v=0.873m/s，7級精度，由圖10-8(《機械設計》P194)試取動載系數(shù)=1.05。</p><p><b>　　直齒輪，= =1。&

59、lt;/b></p><p>　　查表10-2(《機械設計》P193)得使用系數(shù)=1.25。</p><p>　　由表10-4(《機械設計》P196)，按齒輪在兩軸承中間非對稱布置，取=1.434。</p><p>　　由=12.01，=1.434查圖10-13(《機械設計》P198)得=1.35；故載荷系數(shù)K==1.25×1.05×1&#

60、215;1.4434=1.882</p><p>　　按實際的載荷系數(shù)校正所算得到分度圓直徑，由式（10-10a）得</p><p><b>　　==93.81</b></p><p><b>　　計算模數(shù)</b></p><p><b>　　=</b></p>

61、<p>　　圓整取m=4mm。強度有些不足，為了提高強度采用正變位齒輪提高齒輪強度以滿足強度要求。</p><p>　　=m=427=108mm</p><p>　　=m=497=388mm</p><p>　　變位前中心距a=mm</p><p>　　應中心距有標準，前一中心距取的是180mm，則該對齒輪的中心距應該取250mm.

62、</p><p>　　因為中心距引起的轉速誤差為2/250=0.8%<1%，故無需采用高度變位齒輪。</p><p><b>　　8）計算齒輪寬度</b></p><p>　　取=108 , =113</p><p>　　9）按計算結果校核前面的假設是否正確：</p><p>　　′=

63、′/′=388/108=3.59</p><p>　　(′-)/=0.0032<1%</p><p>　　所以齒輪疲勞接觸強度安全</p><p>　　按齒根彎曲疲勞強度校核</p><p>　　1)計算公式按式10-4(《機械設計》P200)</p><p><b>　　=</b><

64、/p><p><b>　　2)查取齒形系數(shù)</b></p><p>　　由表10-5(《機械設計》P200)得，小齒輪齒形系數(shù)=2.57，大齒輪齒形系數(shù)=2.194。</p><p>　　3）查取應力校正系數(shù)</p><p>　　小齒輪應力修正系數(shù)=1.60，大齒輪應力修正系數(shù)=1.783。</p><p

65、>　　4）彎曲疲勞許用應力</p><p><b>　　=</b></p><p>　　5）按圖10-20c(《機械設計》P208)，查取小齒輪的彎曲疲勞極限應力=500Mpa，大齒輪的彎曲疲勞極限應力=380Mpa。</p><p>　　6）由表計算彎曲強度計算的壽命系數(shù)</p><p>　　=0.88，=0.9

66、</p><p>　　7）計算彎曲疲勞許用應力</p><p>　　取彎曲疲勞強度安全系數(shù)=1.4</p><p>　　同理的 =244.3Mpa</p><p>　　比較，和的大小的到<,所以應該按大齒輪校核齒輪彎曲疲勞強度</p><p>　　==77.54Mpa<=244.3Mpa,彎曲疲勞強