二级圆锥圆柱运输带工作拉力=2200n运输带工作速度v=1.6ms卷筒直径280mm介绍

机械设计 机械设计课程设计计算说明书机械设计课程设计计算说明书 一 传动方案拟定一 传动方案拟定 3 3 二 电动机的选择二 电动机的选择 3 3 三 运动 动力学参数计算三 运动 动力学参数计算 5 5 四 传动零件的设计计算四 传动零件的设计计算 6 6 五 轴的设计五 轴的设计 1111 六 轴承的六 轴承的选择和计算选择和计算 2424 七 键连接的校核计算七 键连接的校核计算 2626 八 联轴器选择八 联轴器选择 2727 九 箱体设计九 箱体设计 2828 十 减速器附件十 减速器附件 2828 十一 密封润滑十一 密封润滑 2929 十二 设计小结十二 设计小结 3030 十三 参考文献十三 参考文献 3131 机械设计课程设计说明书 2 计算过程及计算说明计算过程及计算说明 一 传动方案拟定一 传动方案拟定 设计二级圆锥设计二级圆锥 圆柱齿轮减速器圆柱齿轮减速器 工作条件 输送机连续单向运转工作时有轻微震动 空载启动 卷筒效率 为 0 96 输送带工作速度误差为5 每年按 300 个工作日计 算 使用期限为 10 年 大修期 4 年 单班制工作 在专门工 厂小批量生产 1 原始数据 运输机工作周转矩 T 1800N m 带速 V 1 30m s 滚筒直径 D 360mm 1 电动机 2 联轴器 3 减速器 4 鼓轮 5 传送带 二 电动机选择二 电动机选择 1 1 电动机类型的选择 电动机类型的选择 Y 系列三相异步电动机 2 2 电动机功率选择 电动机功率选择 1 工作机所需功率 P Tn 9550 W 因为 把数据带入式子中得 n 68 97r min 所6000 DVn 注释及说明注释及说明 T 1800N m V 1 30m s D 360mm P 13 00kW W 机械设计课程设计说明书 3 以 P 1800 68 97 9550 13 00kW W 2 1 传动装置的总效率 总 滚筒 4轴承 圆柱齿轮 联轴器 圆锥齿轮 2 0 96 0 99 0 98 0 99 0 97 42 0 86 2 电动机的输出功率 Pd P 总 W 13 00 0 86 15 13kW 3 3 确定电动机转速 确定电动机转速 计算工作机轴工作转速 nw 60 1000V D 60 1000 1 30 360 68 97r min 按表 14 2 推荐的传动比范围 取圆柱齿轮和圆锥齿轮传动 的一级减速器传动比范围分别为 2 3 和 3 5 则总传动比范围 为 I d 6 15 故电动机转速的可选范围为 nd I d nw 6 15 68 97 413 8 1034 6r min 符合这一范围的同步转速有 750 和 1000r min 4 4 确定电动机型号 确定电动机型号 由上可见 电动机同步转速可选 750 和 1000r min 可得到 两种不同的传动比方案 电动机转 速 传动装置的传动 比 方 案 电 动 机 型 额 定 功 率 同 步 满 载 电 动 机 重 传 动 圆 锥 圆 柱 总 0 86 Pd 15 13kW nw 68 97r mi n 机械设计课程设计说明书 4 号 P ed kW 转 速 转 速 量 kg 比传 动 比 传 动 比 1Y20 0L1 6 18 5 100 0 970220143 54 2Y22 5S 8 18 5 75073026610 6 2 6 6 3 9 9 综合各方面因素选择第一种方案 即选电动机型号为 Y225S 8 机 电动机的主要参数见下表 型号额定功率 kW 满载转速 r min m n 中心高 mm 轴伸尺寸 Y225S 818 573022560 140 三 运动参数及动力参数计算三 运动参数及动力参数计算 计算总传动比及分配各级的传动比计算总传动比及分配各级的传动比 1 1 总传动比 总传动比 i nm nw 730 68 97 10 58 2 2 分配各级传动比 分配各级传动比 取 i 直 1 52 i 锥 锥齿轮啮合的传动比 i1 0 25i 2 66 圆柱齿轮啮合的传动比 i2 i i1 10 58 2 66 3 99 1 1 计算各轴转速 计算各轴转速 r minr min nI n 730 m 电动机型号 Y200L1 6 i总 10 6 i1 2 66 i2 3 99 机械设计学 习指导 57 页 nI 730r min nII 274 4r mi n nIII 68 8r mi n 机械设计课程设计说明书 5 nII nI i1 730 2 66 274 4 nIII nII i2 274 4 4 68 8 nIV nIII 68 8 2 2 计算各轴的功率 计算各轴的功率 kWkW PI Pd 联轴器 15 13 0 99 14 98 PII PI 轴承 圆锥齿轮 14 98 0 99 0 98 14 3 PIII PII 轴承 圆柱齿轮 14 3 0 99 0 98 13 9 PIV P 轴承 联轴器 13 9 0 99 0 99 13 8 3 3 计算各轴扭矩 计算各轴扭矩 N mN m Td 9550 Pd nm 9550 15 13 730 198 TI 9550 PI nI 194 TII 9550 PII nII 497 7 TIII 9550 PIII nIII 1929 4 TW 9550 PW nW 1910 1 Td TI TII TIII TW 依次为电动机轴 和工 作机轴的输入转矩 参数 轴名电动机轴 轴 轴 轴工作机轴 转速 r min 730730274 468 868 8 功率 P kW 15 1314 9814 313 913 8 转矩 n m 198196497 71929 41910 1 传动比 12 663 9911 效率 0 990 970 970 98 4 4 验证带速验证带速 V nIII 1 296m s 1 60 1000 D 误差为 0 003 5 合适 1 29 1 3 1 3 nIV nIII 68 8 PI 14 98Kw PII 14 3kW PIII 13 9kW PIV 13 8 kW Td 198 N m TI 196N m TII 497 7N m TIII 1929 4N m TW 1910 1 N m V 1 296m s 机械设计课程设计说明书 6 四 传动零件的设计计算四 传动零件的设计计算 1 1 圆锥齿轮的设计计算圆锥齿轮的设计计算 已知输入功率 P1 P 14 98Kw 小齿轮的转速为 730r min 齿数比为 u 2 66 由电动机驱动 工作寿命为 10 年 每年工作 300 天 单班制 输送机连续单向运转 工作 时有轻微震动 空载启动 1 1 选定齿轮精度等级 材料和确定许用应力 选定齿轮精度等级 材料和确定许用应力 1 该减速器为通用减速器 速度不高故选用 7 级精度 GB10095 88 2 选择小齿轮材料为 35SiMn 钢调质 硬度为 229 286HBS 大齿轮为 45 钢 调质 硬度为 229 286HBS 按齿面硬度中间值 有图 5 29b 按碳钢查 MQ 线 得 Flim1 290Mpa Flim2 220Mpa 同理由图 5 32b 查得 Hlim1 700Mpa Hlim2 580Mpa 3 有式 5 29 5 30 分别求得 Fp1 Flim1 YSTYNYx SFmin 446Mpa Fp2 Flim2 YSTYNYx SFmin 338Mpa Hp2 Hlim2 YSTZNZW SHmin 580Mpa 由于为闭式齿面硬度中 主要失效形式为齿面疲劳点蚀 故应按接触疲劳强度进行设计 并校核其齿根的弯曲强度 2 2 按接触疲劳强度进行设计计算 按接触疲劳强度进行设计计算 由设计公式进行计算 即 d1 1017 kT1Z Hp 1 0 5 R Ru H 2 1 3 22 1 小齿轮的名义转矩 T1 TI 194N m 2 选取载荷系数 K 1 3 1 6 同小齿轮悬臂设置 取 k 1 5 Fp1 446Mpa Fp2 338Mpa Hp2n 580Mpa 机械设计基 础第四版 机械设计课程设计说明书 7 3 选取齿宽系数 取3 0 R 4 选取重合度系数 取 Z88 0 5 初算小齿轮大端分度圆直径 d 0 88 2 1 0 5 0 3 550 3 1 1 5 150 25 1017 109 1mm 0 3 3 5 6 确定齿数和模数 选取 1211 z28z z2 662874 5i 则 取 75 2 z 大端模数 m mm 取 m 4 11 d z3 89 7 计算主要尺寸 11 22 2222 12 mz4 28112mm dmt4 75300mm R1 21 2 112300160 0 3 16048 R d ddmm bRmmmm 锥距 3 3 校核齿根弯曲疲劳强度校核齿根弯曲疲劳强度 ps zbm FF2 R1 2 1 F YY 5 01 KT2360 1 计算从重合度系数 75 0 25 0 Y 因为重合度 所以 12 11 1 883 2 1 72 zz 0 75 Y0 250 69 1 72 2 确定的大值 psFF Y 0 1 1 2 1 arctanarctanarctan28 7520 47 z z P82 P92 P93 T 机械设计课程设计说明书 8 21 1 1 1 2 2 2 9069 53 29 9 cos 214 cos V V Z Z Z Z 由图 5 26 查得 则0 4Y 3 4Y 2F1F ss 1 1 1 1 2 2 4 15 0 00928 446 4 0 0 01183 338 Fs Fp Fs Fp Y Mpa Y Mpa 因为 所以选择大齿轮进行校核 2 2 1 1 Fp Fs Fp Fs YY 3 校核大齿轮的齿根弯曲疲劳强度 F2 22 FP2 2360 1 5 194 4 0 0 69 48 4281 0 5 0 3 112M338Mpapa 故齿根弯曲疲劳强度足够 所选参数合适 2 2 圆柱直齿轮的设计计算圆柱直齿轮的设计计算 已知 输入功率 小齿轮转速为 2 P14 3 Wk 274 4r min 齿数比为 u 4 电动机驱动 工作寿命为 10 年 每年工作 300 天 单班制 带式输送机 时有轻 微震动 单项运转 1 选择齿轮材料 确定许用应力 根据题设条件看 大小齿轮均采用 20CrMnTi 钢渗碳淬 火 硬度 56 62HRC 由图 5 29c 查得弯曲疲劳强度极限应力paM450 limF 由图 5 32c 查得接触疲劳强度极限应力paM1500 limH 2 按轮齿弯曲疲劳强度计算齿轮的模数 m 3 FP 2 1 FS1 Z YYKT 6 12 d m 15 75 28 4 70 2 1 表P mmz mmz m 1 2 112 300 160 48 dmm dmm Rmm bmm 69 0 Y 1 2 29 9 214 V V Z Z F2FP2 112 机械设计课程设计说明书 9 1 确定弯曲应力 FP XN Flim STlimF FP YY S Y 采用国标时 STFminX Y2 0 S1 5 Y1 因为齿轮的循环次数 8 N6060 274 4 1 10 300 8 4 0 10nat 所以取 则 600Mpa1YN XN Flim STlimF FP1 YY S Y 2 小齿轮的名义转矩 1 T 1 TT497 7N m 3 选取载荷系数 K 1 6 4 初步选定齿轮的参数 1212 2 1 Z20ZZ3 99 2079 8Z80 Z 0 5 4 Z d i u 取 5 确定复合齿形系数 因大小齿轮选用同一材料及热 FS Y 处理 则相同 故按小齿轮的复合齿形系数带入即可 FP 由 机械设计基础 第四版 P88 图 5 26 可查得 25 4 YFS1 6 确定重合度系数 Y 因为重合度 12 11 1 883 21 7 ZZ 所以 0 75 Y0 250 69 将上述各参数代入 m 式中得 3 FP 2 1 FS1 Z YYKT 6 12 d m 3 2 1 5 497 7 4 06 0 68 12 6 0 5 20563 3 3 paM450 limF paM1500 limH 563Mpa FP1 机械设计课程设计说明书 10 按表 5 1 取标准模数 则中心距4mmm 12 1 ZZ 200 2 ammm 7 计算传动的几何尺寸 齿宽 11 22 21 12 Z42080 Z4 80320 40 5 10 48 d dmmm dmmm bdmm bbmm 3 3 校核齿面的接触强度 校核齿面的接触强度 HP2 1 1 EH 1KT ZZ112 ubd u 1 重合度系数85 0Z 2 钢制齿轮paM 8 189ZE 把上面各值代入式中可算得 H 1125 2Mpa paM125011 2 1 1500 ZZ S WN limH limH HP 符合要求 HHP 4 4 校核齿根弯曲强度 校核齿根弯曲强度 1 F11 2 1 1 F21 2 1 Flim F1F2 min F1FP1F2FP1 2000 351 97 2000 343 4 600 FS FS STN F T K YY bm Z T K YY bm Z Y Y MPa S 许用弯曲应力 故 轴强度满足要求 1 T497 7N m m 4 12 Z20Z80 0 5 4 d u 25 4 YFS1 68 0Y a 200mm mmb mmb mmR mmd mmd 48 48 160 320 80 2 1 2 1 机械设计课程设计说明书 11 五 轴的设计计算五 轴的设计计算 输入轴的设计计算输入轴的设计计算 1 1 已知 已知 P1 14 98kw n1 730r min T1 196 N m 2 2 选择材料并按扭矩初算轴径 选择材料并按扭矩初算轴径 选用 45 调质 硬度 217 255HBS 650Mp b 根据课本 P235 10 2 式 并查表 10 2 取 c 115 dmin 115mm 31 38mm 考虑到最小直径处要连接联轴器要有键槽 将直径增大 5 则 d 31 38 1 5 mm 33mm 3 3 初步选择联轴器初步选择联轴器 要使轴径 d12 与联轴器轴孔相适应故选择连轴器型号 查课本 P297 查 kA 1 5 Tc kA T1 1 5 196 294 N m 查 机械设计课程设计 P298 取 HL 弹性柱销联轴器 其额 定转矩 315 N m 半联轴器的孔径 d1 35mm 故取 d12 35mm 轴孔长度 L 82mm 联轴器的轴配长度 L1 60mm 4 4 轴的结构设计轴的结构设计 1 拟定轴的装配方案如下图 机械设计课 程设计 P22 F1F2 600MPa 机械设计课程设计说明书 12 2 轴上零件的定位的各段长度 直径 及定位 为了定位半联轴器 1 2 轴右端有一轴肩 取 d2 3 42mm 1 选滚动轴承 因轴承同时承受有径向力和轴向力 故选用系 2 列圆锥滚子轴承 参考 d2 3 42mm 查 机械设计课程设计 P311 表 18 4 选取标准精度约为 03 尺寸系列 30309 尺寸 45 100 27 25dD T 故 d3 4 d5 6 45mm 而 l3 4 26mm 此两对轴承均系采用轴 肩定位 查表 18 4 3030 轴承轴肩定位高度 h 4 5mm 因此取 d4 5 54mm 取安装齿轮处的直径 d67 42mm 使套筒可靠的压在轴承上 3 故 l56 T 27 25mm l56 26mm 轴承端盖总宽度为 20mm 由于装拆及添加润滑油的要求 4 轴承端盖与外端面与半联轴器右端面的距离 l 30mm 故 l23 20 30 50mm 取 l45 120mm 圆锥齿轮的轮毂宽度 lh 1 2 1 5 ds 取 lh 63mm 齿轮 5 端面与箱壁间距取 15mm 故 l67 78mm 轴上零件的周向定位 6 半联轴器与轴 齿轮与轴采用平键连接 即过盈配合 由设计 手册 并考虑便于加工 取半联轴器与齿轮处的键剖面尺寸 齿轮键长 L B 5 10 57 5mm16 10b h 配合均用 H7 K6 滚动轴承采用轴肩及套筒定位 轴承内圈与 轴的配合采用基孔制 轴尺寸公差为 K6 轴圆角 7 0 2 45 5 5 轴强度的计算及校核轴强度的计算及校核 求平均节圆直径求平均节圆直径 已知 d1 28mm min 31 38dmm d12 35mm d2 3 42mm d3 4 d5 6 45mm d4 5 54mm d67 42mm l12 60mm l23 50 l3 4 26mm l45 120mm l56 26mm l67 78mm 机械设计课程设计说明书 13 dm1 d1 1 0 5R 4mm4 28 1 0 5 0 31 95 2 锥齿轮受力 锥齿轮受力 已知 T1 196N m 则 圆周力 Ft1 2000T1 dm1 4117 6N 径向力 Fr1 Ft1 1 tan cos 1404 1N 轴向力 Fa1 Ft1 tan 1 sin 524 1N 轴承的支反力轴承的支反力 3 3 1 绘制轴受力简图 如下图 2 轴承支反力 水平面上的支反力 0 c M 00 3 tan20cos20 471404 1 0 1 e e N Wd M W 1 1256 59 40 34 b MPa ddmm Ft 4117 6N Bx F Cx F 解得 255 6 N 6684 0N Bx F Cx F 垂直面上的支反力0 c M FBy 704 3 N FCy FBy 2108 4N 1r F Ft1 4117 6N Fr1 1404 1N Fa1 524 1N FBX 255 6N FBY 704 3N 机械设计课程设计说明书 14 3 求弯矩 绘制弯矩图 如下图 MCx Ft CD 347 7N m MCy1 FBy BC 64 1 N m MCy2 Fa dm 2 24 9 N m 6684 0N Cx F FCy 2108 4N MCx 347 7N m MCy1 64 1N m MCy2 24 9N m 机械设计课程设计说明书 15 A 4 合成弯矩 353 6 N m 1c M 22 1cxcy MM 348 6 N m 2c M 22 2cxcy MM 5 求当量弯 因单向回转 视转矩为脉动循环 1 b0 bb 1 b0 b 650 59 98 MPa MPaMPa 则 剖面 C 的当量弯矩 N m 22 C1C1 MM 372 8T N m 22 C2C2 MM 367T Mec 275 06N m e 1 36Mpa C1 M372 8 N m N m C2 M367 N m C2 M367 N m 机械设计课程设计说明书 16 6 6 断危险截面并验算强度断危险截面并验算强度 1 剖面 C 当量弯矩最大 而直径与邻段直径相差不大 故剖 面 C 为危险截面 已知 Me MC 1 372 8MPa 3 0 1Wd 40 9MPa e e M W 1 59 b MPa 2 A 处虽只受扭矩但截面最小也为危险截面 27 5MPa e e M W 1 59 b MPa 所以其强度足够 中间轴的设计中间轴的设计 1 1 已知已知 222 14 3 274 4 min 497 7 mPKW nrTN 2 2 选择材料并按扭矩初算轴径 选择材料并按扭矩初算轴径 选用 45 调质 硬度 217 255HBS 1 pa b M650 根据课本 P235 10 2 式 并查表 10 2 取 c 108 2 3 min 2 P C40 34 n dmm 3 3 轴的结构设计轴的结构设计 1 拟定轴的装配方案如下图 2 14 3PKW 2 274 4 minnr N m 2 497 7T 40 34mm min d 机械设计课程设计说明书 17 2 轴上零件的定位的各段长度 直径 及定位 初步选择滚动轴承 1 因轴承同时受到径向力和轴向力 故 选用单列圆锥滚子轴 承 参照工作要求并根据 1256 40 34ddmm 查 取 30310 型 尺寸 mmmmmmTDd25 2911050 故 d12 d56 50mm 此两对轴承均系采用套筒定位 查表 18 4 轴定位轴肩高度 h 4 5mm 因此取套筒直径 为 59mm 取安装齿轮处的直径 d23 d45 57mm 锥齿轮右端与左轴 2 承之间采用套筒定位 已知锥齿轮轮毂长 lh 1 2 1 5 ds 取 lh 55m 为了使套筒可靠的压紧端面 故取 52mm 齿 23 l 轮的右端采用轴肩定位 轴肩高度 h 0 07d 取 h 4mm 则 此处轴环的直径 d34 63mm 已知圆锥直齿轮的齿宽为 b1 48mm 为了使套筒端面可靠地 3 压紧齿轮端面 此处轴长 l450 07d 1 2 1 5 hs ld h l 取 h 7mm 轴环处处的直径 104mm 1 4h 取 10mm 56 d 56 l 56 l 67 52lmm 5 取箱体 小圆锥齿轮的中心线为对称轴 4578 90 5 113 lmm lmm 6 轴上的周向定位 齿轮与轴用键连接查 机械设计课程设计 取 L B 5 10 55mm 同时保证齿轮与轴有良25 14b h 好对中性 选择齿轮轮毂与轴合为 H7 m6 滚动轴承宇宙的 轴向定位有过渡配合来保证 轴尺寸公差为 m6 7 确定轴的倒角尺寸 2 0 45 4 4 轴的强度校核轴的强度校核 1 齿轮上的作用力的大小 22 F1066 8 F3530 8 tr NN 2 求直反力 t2 t2 2 BY 2 F 0 6315 5 F5743 3 F2090 4 F2298 6 BXDX B DX BX r r DY FF M FBC FN BD N F CDN BD F BCN BD 水平方向 竖直方向 3 画弯矩图 d1 2 70mm d2 3 77mm 3 47 8 80ddmm 4 5 92dmm 104mm 56 d 90mm 67 d l1 2 130mm l23 5