机械设计基础课程设计-皮带输送机传到装置设计.doc

目 录前 言.2一、电动机的选择.3二、总传动比及各轴传动比分配.4三、各轴运动参数和动力参数的计算4四、v带传动设计5五、齿轮传动设计.7六、箱体的结构设计.10七、轴的设计计算.12八、轴承的选择及校核计算.16九、键联接的选择及校核计算.18十、联轴器的设计.19十一、润滑与密封.20参考资料.21前 言（一)设计目的：通过本课程设计将学过的基础理论知识进行综合应用，培养结构设计，计算能力，熟悉一般的机械装置设计过程。(二)传动方案的分析：机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级斜齿圆柱齿轮减速器。带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级斜齿轮传动。一、 电动机的选择设计计算与内容设计结果1、选择电动机的类型：按照工作要求和条件选用y系列一般用途的全封闭自扇式笼型三相异步电动机。2、电动机输出功率：滚筒的功率: pwfw.vw/1000w 2600*2.6/1000*0.96 7.04kw电动机输出功率：根据简图，查手册2-3得：v带传动效率为0.96；滚动轴承效率为0.980.99（取0.99）；联轴器效率为0.98；一般圆柱齿轮传动效率为0.97；滚筒效率为0.96又因为总带轴承齿轮联轴器滚筒0.96*0.99*0.99*0.97*0.98*0.96 0.859p0pw/ 8.196kw电动机的额定功率：8.196kw p(1.01.3)p0（8.19610.65）kw滚筒转速：nw60vw1000/d 138 r/min确定总传动比的范围电动机的转速n；按表推荐的各种传动比范围取v带传动比（2-4），单级圆柱齿轮传动比（3-5）,总的传动比范围为： ii1i2 (24) (35)620 n(620) 115 6602300r/min在该范围内电动机的转速有：750r/min、1000r/min、1500r/min，取电动机同步转速为1000r/min，因此选择电动机行型号y160m-4 同步转速；1500r/min 满载转速：1460 r/min， 额定功率：11kw。 pw7.04kwp08.196kwnw138r/min同步转速为1500r/min额定功率为11kw二、总传动比及各轴传动比分配设计计算与内容设计结果1、计算总传动比 inm/nw1460/13810.582、各级传动比分配为使v带传动的外部尺寸不至于过大，初选传动比i带轮=i1=2.645，则齿轮传动比为：i齿轮=i2i/i14i12.645i24三、各轴运动参数和动力参数的计算设计计算与内容设计结果1、0轴（电动机轴）p08.196 kw n01460 r/mint09550 p0/ n053n.m2、1轴（高速轴）p1p018.196*0.967.868 kwn1n0/i11460/2.465552/mint19550p1/n1136 n.m3、2轴（低速轴）p2p1齿轮齿轮轴承7.868*0.99*0.99*0.977.482kwn2n1/i2552/3138r/mint29550p2/n2518n.m4、3轴（滚筒轴）pwp2联轴器滚筒7.482*0.98*0.967.04kwnwn2138 r/min tw9550pw/nw487n.m参 数 轴 号 0轴 1轴 2轴 w轴功p(kw)8.1967.8687.4827.04转速n(r/min)1460552138138转矩t（n.m）53136518487传动比i2.645 3 1效率0.960.98 0.95p0=8.196kwn0=1460r/mint0=53n.mp1=7.868kwn1552r/mint1136n.mn2138r/mint2518n.mp2=7.482kwpw7.04kwnw=138r/mintw487n.m四、v带传动设计 设计计算与内容设计结果1、确定设计功率pc由表13-8得ka1.2pcka*p01.2*8.196 9.835kw2、选择普通v带型号根据pc9.835kw，n01460 r/min。由图13-5应选a 型v带。3、确定带轮基准直径dd1、dd2由机械设计基础图13-9取dd1106mm，dd1106mmddmin75mmdd2n0dd1/n1(1-)（1460/552）*106*（1-）274.765mm取标准直径dd2280mm，则实际传动比i、从动轮的实际转速分别为：idd2/dd1280/1062.64n2n1/i1460/2.64553r/min4、验证带速v从动轮的转速误差在5%以内，为允许值。vdd1n1/601000*105*1460/60*1000 m/s8.099m/s带速在525m/s范围内。5、确定带的基准长度ld和实际中心距a由式(8.14)得0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2）0.7（280+105）a02（280+105）取a0580mm由式（8.15）得 l02a0+(dd1+dd2) /2+(dd2-dd1)2/4a02*580+（280+106）/2+（280+106）*（280+106）/4*5801779mm由表13-2选取基准长度ld1800 mm由式（13-16）得实际中心a为aa0+（la-l0）/2580+(1800-1779 )/2 mm 590 mm6.、校核小带轮包角1由式（13-1）得1=180-（dd2-dd1）57.3/a=180-(280-106)/590=163120 7.确定v带根数z由表13-2得 zpc/(p0+p0)kakl 根据dd1106mm，n01460 r/min，查表13-3用内插法得 p01.47kw查表k0.98p00.17 kw由表13-2查得带长度修正系数kl1.01，由图8.11查得包角系数k0.98,得普通v带根数 zpc/ppc/(p1+p1)kkl5.95根圆整得6根8、求初拉力f0及带轮轴上的压力fq由表查得 a型普通v带的每米长质量q0.1 kg/m，根据式（13-17）得单根v带的初拉力为 f0500pc/zv（2.5/k-1）+qv2 500*9.835/（6*8.099）（2.5/0.98-1）+0.1*8.099*8.099 163.5n作用在轴上的压力fq为fq2f0zsin（163/2）2*5*156.959 sin（163o/2）1940n9、设计结果按本章13-5进行设计（设计过程略）。中心距a590mm，带轮直径dd1106mm，dd2280mm，轴上压力fq1940n。ka1.2pc=9.835kwdd1=105mmdd2=280mmi2.64n2=553r/minv=8.099m/sa0580mmld=1800mma590mm1163p0=1.47kwp0=0.17k0.98z6f0=163.5nfq=1940n结果选择6根。五.齿轮传动设计1、齿轮传动的设计计算选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用45钢,调质，齿面硬度为197286hbs。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度为156217hbs；根据查资料【1】表11-2选8级精度。按齿面接触疲劳强度设计1.确定公式中各个参数值选小齿轮齿数z=24，z= iz=96,2.确定极限应力查资料【1】11-1图.小齿轮按齿面硬度值255hbs，查得小齿轮=600；=450；大齿轮按齿面硬度值200hbs，查得大齿轮=380，=300查表115得s=1，=1.25则有：600 由表查得，按原动机和工作机特性选k=1.5查表可取=1.1节点区域系数=2.5,材料系数t1=9.5510p/n=136127nmm.计算小齿轮分度圆直径和转速. 代入数据得=67.43mm模数：m=/z=3.67cos15=2.71查表41取m=3，中心距a=m（24+96）/2 cos15 =186.33取a=190mm，重新确定=arccosm（24+96）/2a=18.6a.分度圆直径及顶隙： =mz/cos=76mm =mz/ cos=304mmb.齿顶高和齿根高：c. 齿顶.齿根圆直径： d. 中心距：a=（+）/2=190mme.齿宽：b=67.43mm 故b1=75mm,b2=70mmz=24z2=96 k=1.5=1.1=67.43mmm=3=18.6d1=76mmd2=304mmha=3mmhf=3.75mmda1=82mmda2=310mmdf1=68.5mmdf2=296.5mma=190mmb1=75mmb2=70mm1.确定复合齿形系数及外齿轮齿根修正系数查【标准外齿轮齿形系数与应力修正系数】表得；=2.70 ,=2.23；(表118)=1.61，=1.81(表132).2.计算齿根弯曲应力 所以齿根的弯曲强度足够。3、齿轮的圆周速度=所以8级精度合适：v=2.08m/s六箱体结构设计（1）.窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。（2）放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。（3）.油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。 （4）. 通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。 （5）. 启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。 （6）. 定位销 为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。 （7）. 调整垫片 调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。 （8）. 环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。 （9）. 密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。箱体结构尺寸选择如下表：名称符号计算公式结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径m20地脚螺钉数目查手册4轴承旁联结螺栓直径m14盖与座联结螺栓直径=（0.5 0.6）m10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）m8视孔盖螺钉直径=（0.30.4） 8，至外箱壁的距离查手册表1122018外箱壁至轴承端面距离=+（510）46大齿轮顶圆与内箱壁距离1.212齿轮端面与内箱壁距离9箱盖，箱座肋厚8轴承端盖外径高、低轴+（55.5）180轴承旁联结螺栓距离高、低轴180七、轴的设计计算一、高速轴放入设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#钢，调质，硬度197286hbs查资料【2】并查表10-2，c=118107取c=115考虑有键槽，将直径增大5%，则d=27.88(1+5%)mm=29.274mm选d=30mm2.轴的结构简图：3、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定（2）确定轴各段直径和长度d1=30mm d2=d1+（510）=30+5=35mmd3=40mmd4=40+2*6=52mm初选用6208深沟球轴承，内径为40mmd5=(52+2*7)*（1+0.05）=66mmd6=52mmd7=40mm (3)轴各段长度 x1=d1*（1.52）=54mmx2=51mmx3=37mmx4=b齿轮-(35)=75-3=72mmx5=1.4h=10mmx6=7mmx7=18mm(4)轴的强度计算求齿轮上作用力的大小和方向：a.小齿轮的分度圆直径d1=76mm.作用在轴右端带轮外力：f=981n,l=96mm，k=0.5l1+l2+0.5l3=87mmb.作用在小齿轮上的转矩为t1=136127n.mmc. 求圆周力 =2t1d1=2*13612776=3580nd.求径向力e.求轴向力fafa=ft*tan=1208n（5）轴承支反力： 根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。n。f1v=(fr*0.5l-fa*0.5d）/l=210nf2v=fr-f1v=1376n-210n=1166n（6）.画弯矩图：右起第四段中点的剖面处的弯矩： 水平面的弯矩： 垂直面的弯矩： f力产生的弯矩图m2f=f.k=981*0.087nm=85nm，a-a截面产生的弯矩为:maf=f1f*l/2=43nm 合成弯矩： 画转矩图： 画当量弯矩图：因为是单向回转，转矩为脉冲循环，取可得右起第四段剖面c处的当量弯矩为; 判断危险截面并验算强度：右起第四段剖面当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以第四段为危险截面已知查表得：则0.228查表16-11得x=0.56 ，y=1.99+（1.71-1.99）/（0.26-0.22）（0.228-0.22）=1.934p=xfr+yfa=2244n查表16-9 fp=1.1 16-8 ft=1cr=fp.p/ft*(60nlh/1000000)1/3代入数据得cr=15797n29500n所以轴承6208合适2.低速轴承选择计算初选深沟球轴承为6212型 cr=47.8kna.求齿轮圆周力fa作用下轴承所受力fa=fa齿/2=1150/2=575nf2v=2020n f2h=1703 n=138r/minb.求齿轮在径向力fr作用下轴承所受力fr= (f2h+ f2v)2=2642n查表6-1 cr=47.8kn cor=32.8knfa/ cor=575/32.8=0.0175e=0.19-(0.22-0.19)/(0.028-0.014)*(0.014-0.013)=0.188 fa/ fr=0.19查表16-11，x=0.56,y=2.3p=x*fr+yfa=733n查表16-9：fp=1.1,16-8 ft=1cr=fp.p/ft*(60nlh/1000000)1/3代入数据得cr=5.7kn47.8kn所以所选6012轴承合适。lh=48000小时选择6208cr=29.5kncor=18.0kne=0.228x=0.56y=1.934选择6212cr=47.8kn cor=32.8kne=0.19x=0.56y=2.3九、键联接的选择及校核计算1.输入轴与大带轮联接采用平键联接此段d高=30mm l1=54mm. 查手册得，选用c型平键.取标准系列长度：l=45mm.工作长度 = l-b2=41mmt=136127nmm根据公式：该键选择合适。2. 输入轴与小齿轮连接采用平键连接此段d高=52mm，l2=b1=72mm查手册得,选a平键b*h=16*10取标准系列长度l=50mm工作长度l=l-b=36mmt1=136127nmm该键选择合适。3.输出轴与大齿轮用平键连接：d低=74mm,l3=68 mm.查手册选用a型平键： b*h=20*12取标准系列长度：l=63工作长度：l=l-b=43mmt=517666nmm根据公式得： 该键选择合适.4.输出轴与联轴器的连接用平键连接：d低=48mm,l4=84mm查手册选用a型平键：.选用标准长度取l=80mm.工作长度：l=l-b=66mmt=517666nmm根据公式得： 该键合适选择选用c型平键.选a平键b*h=16*10选用a型平键 b*h=20*12选用a型平键十、联轴器的设计1.类型选择由于两轴相对位移很小，转速低.运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用凸缘联轴器.2.载荷计算 tc=t3=486995n.mm3.型号选