带式输送机课程方案一圆柱齿轮

年4月19日带式输送机课程方案一圆柱齿轮文档仅供参考机械设计基础课程设计计算说明书一、传动方案拟定…………………2二、电动机的选择…………………2三、计算总传动比及分配各级的传动比…………3四、运动参数及动力参数计算……3五、传动零件的设计计算…………4六、轴的设计计算………………10七、滚动轴承的选择及校核计算………………13八、键的选择和校核计算………14九、联轴器的选择………………15十、润滑密封……………………16十一、设计结果…………………17十二、参考文献…………………17设计计算一、传动方案拟定1、工作条件：使用年限8年，每年按300天计算，两班工作制，连续单向运转，载荷平稳。环境温度20摄氏度。2、原始数据：滚筒圆周力F＝2.6KN；带速V＝1.45m/s；滚筒直径D＝420mm。3、设计方案:单级圆柱齿轮减速器和一级带传动方案简图：图1带式输送机的传动装置简图电动机；2、三角带传动；3、减速器；4、联轴器；5、传动滚筒；6、皮带运输机表1常见机械传动效率机械传动类型传动效率η圆柱齿轮传动闭式传动0.96—0.98<7-9级精度）开式传动0.94—0.96圆锥齿轮传动闭式传动0.94—0.97<7-8级精度）开式传动0.92—0.95带传动平型带传动0.95—0.98V型带传动0.94—0.97滚动轴承<一对）0.98—0.995联轴器0.99-0.995传动类型选用指标平型带三角带齿轮传动功率<KW）小<20）中<≤100）大<最大可达50000）单级传动比<常见值）2--42--4圆柱圆锥3--62--3最大值615106--10表2常见机械传动比范围二、传动系统的参数设计<一）电动机选择1、电动机类型的选择：Y型三相异步电动机2、电动机功率选择：①传动装置的总功率：查表2-4取弹性连轴器、圆柱齿轮、滚动轴承、V带的效率分别为η带=0.95η轴承=0.98η齿轮=0.98η联轴器=0.99η总=η带×η轴承2×η齿轮×η联轴器×η联轴器=0.95×0.982×0.98×0.99×0.99=0.876②电机所需的工作功率：Pd=FV/η滚筒.η传总=2600×1.45/1000×0.96×0.876=4.48kW③确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/πD=60×1000×1.45/π×420=65.97r/min按课本推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~6。取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~24。故电动机转速的可选范围为n筒=<6~24）×65.97=763.92~30556.68r/min符合这一范围的同步转速有1000、和1500r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比喻案：综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1500r/min按手册表推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比I1=3～6。取V带传动比I2=2～4，则总传动比范围为I总=6～24。n电动机=I总×n筒=(6～24>×65.97=395.8~1583.3r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。3、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132M2-6。其主要性能：额定功率：5.5kW，满载转速960r/min。(二>计算传动装置的总传动比及分配各级传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/65.97=14.552、分配各级传动比<1）根据指导书，取齿轮i带=3.3<单级减速器i=2~4合理）<2）∵i总=i齿轮×i带∴i带=i总/i齿轮=14.55/3.3=4.4<三）运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速<r/min）nI=n电动机=960r/minnII=nI/i带=960/3.3=290.9r/minnIII=nII/i齿轮=290.9/4.4=65.97r/min2、计算各轴的功率PI=4.39kW。PII=PI×η带=4.39×0.95=4.17kWPIII=PII×η轴承×η齿轮=4.17×0.99×0.96=3.96kW3、计算各轴扭矩T1=9550×Po/nI=9550×4.39/960=43.67N·mTII=9550×PII/nII=9550×4.17/290.9=136.9N·mTIII=9550×PIII/nIII=9550×3.96/65.97=573.26N·m三、传动零件的设计计算㈠.V带传动的设计计算1>.确定计算功率Pc由于每天工作时间T=16h，运输装置工作时有轻度冲击，由表8-7查得工作情况系数KA=1.2，故Pca=KA×P1=1.2×4.48kW=5.38kW2>.选择V带的带型根据Pca,n1由图8-10选择B型V带。3>.确定带轮的基准直径dd1并验算带速υ①由表8-6和8-8，取小带轮的基准直径dd1=125mm。②按式<8-13）验算带速:υ=πdd1nI/(60×1000>=π×125×960/60000=6.28m/s因为5m/s<υ<30m/s,故带速合适。4>.计算大带轮的基准直径dd2根据式(8-15a>则dd2=i带×dd1=3.3×125=412.5mm查表8-3取dd2=400mm5>.确定V带的中心距a和基准长度Lo①根据式0.7(dd1+dd2><a<2(dd1+dd2>算得367.5<a<1050mm则取ao=600mm②由式<8-22）计算基准长度Lo≈2a+0.5π(dd1+dd2>+0.25(dd2-dd1>2/a=2×600+0.5π×(125+400>+0.25×(400-125>2/600=2056mm≈mm6>.验算小带轮的包角α由包角公式α≈1800-(dd2-dd1>57.50/a=1800-(400-125>×57.50/600=1540>12007>.计算带的根数z单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本[1]表15-7得

P0＝1.16KWi≠1时单根V带的额定功率增量.

△P0＝Kbn1(1-1/Ki>=0.036KW查[1]表15-10，得Kα＝0.957；查[1]表15-12得KL＝1.06Z＝PC/[(P0+△P0>KαKL]＝5.24/[(1.16+0.036>×0.957×1.06]＝4.31

取Z＝5根8>计算轴上压力由课本[1]表15-1查得q＝0.11kg/m，单根V带的初拉力：F0＝500PC/ZV<2.5/Kα-1）+qV2＝500x5.24/5x5.63(2.5/0.957-1>+0.11x5.632＝153.55kN则作用在轴承的压力FQFQ＝2ZF0sin(α1/2>＝2×5×153.55sin(159.23°/2>＝1519.7N9>计算带轮的宽度BB＝<Z-1）e+2f＝<5-1）×15+2×10＝80mm10>大带轮结构设计可知dd2>300mm,则选择轮辐式V带轮。与大带轮相配的轴直径大带轮能够采用轮辐式结构，带速>30m/s用铸铁HT150轮槽宽度14×5=70㈡.齿轮传动设计计算<1）选择齿轮材料与热处理：所设计齿轮传动属于闭式传动，一般齿轮采用软齿面。选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度229-286HBW；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为169-217HBW；精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度<2）按齿面接触疲劳强度设计该传动为闭式软齿面，主要失效形式为疲劳点蚀，故按齿面接触疲劳强度设计，再按齿根弯曲疲劳强度校核。设计公式为：d1≥76.43[KT1(U+1>/φdu[σH]2>]1/3①载荷系数K

查课本[1]表13-8

K＝1.2②转矩TI

TI＝138210N·mm

③解除疲劳许用应力[σH]＝σHlimZNT/SH按齿面硬度中间值查[1]图13-32σHlim1＝600MpaσHlim2＝550Mpa接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N＝60njLh计算N1＝60×290.9×8×300×16＝6.7x108N2＝N1/i齿＝6.7x109/4.4＝1.52×108查[1]课本图13-34中曲线1，得ZNT1＝1.04

ZNT2＝1.12按一般可靠度要求选取安全系数SH＝1.0[σH]1＝σHlim1ZNT1/SH＝600x1.04/1＝624Mpa[σH]2＝σHlim2ZNT2/SH＝550x1.12/1＝616Mpa故得：[σH]＝605Mpa④计算小齿轮分度圆直径d1由[1]课本表13-9按齿轮相对轴承对称布置,取

φd＝1.0

U＝4.4由[1]课本表13-10得ZE＝189.8(N／mm2>1／2将上述参数代入下式d1≥76.43[KT1(U+1>/φdu[σH]2>]1/3＝62.44mm取d1＝65mm⑤计算圆周速度V＝nIπd1／<60×1000）＝290.9×3.14×65／<60×1000）＝0.99m／sV＜6m／s

故取8级精度合适<3）确定主要参数①齿数

取Z1＝25Z2＝Z1×i齿＝25×4.4＝110②模数

m＝d1／Z1＝65／25＝2.6

查模数标准表格，取m=3mm③分度圆直径d1＝mZ2＝25×3＝75mm

d2＝mZ2＝110×3＝330mm④中心距a＝<d1+d2）／2＝<75+330）／2＝202.5mm⑤齿宽

b＝φd*d1＝1.0×65＝65mm

取b2＝65mm

b1＝b2+5mm＝70mm(4>校核齿根弯曲疲劳强度①齿形系数YF

查［1］课本表10.13

YF1＝2.65

YF2＝2.176②应力修正系数YS

查［1］课本表10.14YS1＝1.59

YS2＝1.808③许用弯曲应力[σF]

[σF]＝σFlimYNT/SF

由课本[1]图10.25

按齿面硬度中间值得σFlim1＝240Mpa

σFlim2＝220Mpa

由课本[1]图13-33

得弯曲疲劳寿命系数YNT：YNT1＝YNT2＝1

按一般可靠性要求，取弯曲疲劳安全系数SF＝1

计算得弯曲疲劳许用应力为[σF1]＝σFlim1YNT1/SF＝240×1/1＝240Mpa[σF2]＝σFlim2YNT2/SF＝220×1/1＝220Mpa校核计算

σF1＝2kT1YF1YS1/<bm2Z1）＝2×1.2×138210×2.65×1.59/<65×32×25）＝95.56Mpa<[σF1]σF2＝2kT1YF2YS2/<bm2Z1）＝95.56×1.808×2.716/(1.59×2.65>＝113.37Mpa<[σF2]故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(5>齿轮的几何尺寸计算

齿顶圆直径dada1＝d1+2ha＝75+6＝81mmda2＝d2+2ha＝330+6＝336mm

齿全高h

h＝(2ha*+c*>m＝(2+0.25>×3＝6.75mm

齿根高hf＝<ha*+c*）m＝1.25×3＝3.75mm

齿顶高ha＝

ha*m＝1×3＝3mm

齿根圆直径dfdf1＝d1-2hf＝75-7.5＝67.5mmdf2＝d2-2hf＝330-7.5＝322.5mm(6>齿轮的结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构。大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径d＝60mm轮毂直径D1＝1.6d＝60×1.6＝96mm轮毂长度L＝1.2d＝1.2×60＝72mm轮缘厚度δ0＝(3-4>m＝9-12mm

取δ0＝10mm轮缘内径D2＝da2-2h-2δ0＝336-2×6.75－20＝302.5mm取D2＝300mm腹板厚度C＝(0.2-0.3>b＝13-19.5mm取C＝18mm腹板中心孔直径D0＝0.5(D1+D2>＝0.5(96+300>＝198mm腹板孔直径d0＝15-25mm

取d0＝20mm齿轮倒角取C2<三）轴的设计计算Ⅰ、输入轴的设计计算1、轴的结构设计①轴上零件的定位，固定和装配选用45#调质钢，硬度<217～255HBS）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，右面用套筒或者弹性挡圈轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和套筒定位，则采用过渡配合固定。②确定轴各段直径和长度2、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≥Ao(P1/n1>1/3=<103~126）(9.42/1460>1/3=<19.1~23.4）mmd2≥Ao(P2/n2>1/3=<103~126）(8.48/521.42>1/3=<26.1~31.9mmd3≥Ao(P3/n3>1/3=<103~126）(8.14/127.14>1/3=<41.2~50.4）mm③选取联轴器类型联轴器的孔径,由表14-1查得Ka=1.3,则联轴器的计算转矩Tca=KaTIII=1.3×611.28=794.6N·mm.按计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩条件,查GB/T5014-选用TL3型弹性柱销联轴器,其公称转矩为1000N·mm,半联轴器孔径d=50mm,故取dⅠ-Ⅱ=50mm,半联轴器长度L=112mm,由于半联轴器与轴配合的毂孔长度L1应该小于L,因此取LⅠ-Ⅱ=110mm右段需要制一个轴肩,高约未4故取dⅡ-Ⅲ=50+4×2mm=58mm根据《课程设计》，当轴肩用于轴上零件定位和承受内力时，应具有一定高度，轴肩差一般可取6～10mm。用作滚动轴承内圈定位时，轴肩的直径应按轴承的安装尺寸取。如果两相邻轴段直径的变化仅是为了轴上零件装拆方便或区分加工表面时两直径略有差值即可，例如取1～5mm也能够采用相同公称直径而不同的公差数值。考虑滚动轴承的装拆，选用深沟球滚动轴承型号为“6212”，由标准查得装滚动轴承D直径为110mm，宽为22mm，取齿轮距箱体内壁距离a=15mm,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm.则因此输入轴由小端到大端能够设计出各段轴的直径，考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为15mm，经过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，因此输出轴由小端到大端能够设计出各段轴的直径分别为：50mm，58mm，62mm，66mm，76mm62mm根据《课程设计》表3-1，表4-1以及图4-1，得δ取10mm,δ1取8mm,齿轮顶圆至箱体内壁的距离：△1=10mm齿轮端面至箱体内壁的距离：△2=10mm因为齿轮的圆周速度V=5.96m/s>1.5~2.0m/s故轴采用油滴润滑△3=3mm轴承宽：33mm选用弹性套柱联轴器查表得可算得m=22mme=12mm因此能够设计出各段轴的长度，分别为110mm46mm41mm59mm8mm32mm④轴上零件的周向固定齿轮、大带轮与轴的周向定位采用平键连接.齿轮处轴由表6-1查得平键b×h=18×11mm,键槽用键槽铣刀加工,长为63mm,为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择配合为H7/n6,同样,大带轮与轴的连接选用平键b×h=14×9mm,长32mm,配合为过渡配合H7/k6⑤确定轴上圆角与倒角尺寸查表15-2,轴左端倒角为2×45o,右端倒角为2×45o.轴肩处圆角半径见图纸标注.轴的校核计算对于输入轴校核：TIII=9550PIII/nIII=9550×8.14/127.17=611.28N·mFt=2TIII/d1=611.28/321=3080.8NFr=Fttanα=1386N·绘制轴受力简图<a）绘制垂直面弯矩图<b）FAY=FBY=Fr/2=0.693NMC1=FAYL/2=40.194Nm绘制水平面弯矩图<c）FAZ=FBZ=Ft/2=1504.4NMC2=FAZL/2=87.232Nm绘制合弯矩图<d）MC=(MC12+MC22>1/2=96.046Nm绘制扭矩图<e）T=9.55<P1/n1）=61.16Nm绘制当量弯矩图<f）Mec=[Mc2+<αT）2]1/2=102.362Nm校核危险截面C的强度σe=Mec/0.1d3=49.8MPa<[σ-1]b∴该轴强度足够。四、滚动轴承的选择计算(1>根据根据条件，轴承预计寿命Lh＝8×300×16＝38400h

从动轴上的轴承由初选的轴承的型号为:6211,

查[2]附表5-1基本额定动载荷Cr＝43.2KN

查[1]表19-6

Kp＝1.2

两轴承径向反力：FAR＝FBR＝<FHA2+FVA2）1／2＝(604.82+1661.52>1／2＝1768.2N

P＝Kp×FR1＝1.2×1768.2＝2121.8NCr＝P(LhnⅡ／16667>1／3＝2121.8×(24000×95.52／16667>1／3＝10952.6N＜Cr

故所选用轴承合适(2>主动轴上的轴承:

由初选的轴承的型号为:6208

查[2]附表5-1基本额定动载荷Cr＝31.5KN

查[1]表19-6

Kp＝1.2

左端轴承径向反力：FBR＝<FHB2+FVB2）1／2＝<2175.72+1661.52）1／2＝2737.6N

P＝Kp×FBR＝1.2×2737.6＝3285.12NCr＝P(LhnⅠ／16667>1／3＝3285.12×(24000×384／16667>1／3＝26963.7N＜Cr

故所选用轴承合适五、键的选择校核计算<1）主动轴外伸端d=30mm，考虑到键在轴中部安装，故选键10x70(GB/T1096->

b=10mm

h=8mm

L=70mm选择45钢，其许用挤压应力[σp]=100MPaσp=4TI/dhL

=4x104.45x1000/[34x8x(70-10>]

=25.6MPa<[σp]故所选键联接强度足够。<2）从动轴外伸端d=45mm，考虑到键在轴中部安装，故选键14x100(GB/T1096->b=14mm

h=9mm

L=100mm选择45钢，其许用挤压应力[σp]=100MPaσp=4TI/dhL

=4x402.92x1000/[45x9x(100-14>]

=46.3MPa<[σp]故所选键联接强度足够。<3）与齿轮联接处d=60mm，考虑到键在轴中部安装，故在同一方为母线上。选键16x63(GB/T1096->b=16mm

h=11mm

L=63mm选择45钢，其许用挤压应力[σp]=100MPaσp=4TI/dhL

=4x402.92x1000/[60x11x(63-16>]

=52MPa<[σp]故所选键联接强度足够。六、箱体、箱盖主要尺寸计算箱体采用水平剖分式结构，采用H