機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書設(shè)計題目設(shè)計一帶式輸送機傳動裝置機械設(shè)計制造及其自動化專業(yè)設(shè)計者指導(dǎo)老師2012年12月20日目錄一設(shè)計任務(wù)書2二傳動裝置總體設(shè)計3三電動機的選擇4四V帶設(shè)計6五帶輪的設(shè)計8六齒輪的設(shè)計及校核9七高速軸的設(shè)計校核14八低速軸的設(shè)計和校核21九軸承強度的校核29十鍵的選擇和校核31十一減速箱的潤滑方式和密封種類的選擇32十二箱體的設(shè)置33十三減速器附件的選擇35十四設(shè)計總結(jié)37十五。參考文獻38一任務(wù)設(shè)計書第1題設(shè)計一帶式輸送機傳動裝置題號1A1B1C1D1E輸送帶的牽引力F/KN2125151618輸送帶的速度V/M/S1318171615輸送帶滾筒的直徑D/MM180250260240220工作條件連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，空載起動，使用期10年（每年300個日），小批量生產(chǎn)，兩班制工作，輸送機工作軸轉(zhuǎn)速允許誤差為5。生產(chǎn)條件中等規(guī)模機械廠，可加工78級齒輪及蝸輪。動力來源電力，三相交流（380/220）。設(shè)計工作量1減速器裝配圖一張（A1）2零件圖（13）3設(shè)計說明書一份選擇數(shù)據(jù)輸送帶的牽引力F2KN輸送帶的速度V13M/S輸送帶滾筒的直徑D180二、選擇電動機1傳動裝置的總效率122345式中1為V帶的傳動效率，取1096；2為兩對滾動軸承的效率，取2099；3為一對圓柱齒輪的效率，取30974為彈性柱銷聯(lián)軸器的效率，取4098；5為運輸滾筒的效率，取5096。所以，傳動裝置的總效率096099099097098096086電動機所需要的功率PFV/200013/086302KW。2卷筒的轉(zhuǎn)速計算601000V/D60100013/314180138R/MINWNV帶傳動的傳動比范圍為25。1I機械設(shè)計第八版155頁傳動比大，會減小帶輪包角。當(dāng)帶輪的包角減小到一定程度時，帶傳動就會打滑，從而無法傳遞規(guī)定的功率。因此，帶傳動的傳動比一般為I7,推薦值為I25。單級圓柱齒輪減速器，推薦傳動比為810。詳見機械設(shè)計2I第八版413頁，表181單級圓柱齒輪減速器總傳動比的范圍為16，50；電動機的轉(zhuǎn)速范圍為2208,55203選擇電動機的型號根據(jù)工作條件，選擇一般用途的Y系列三相異步電動機，根據(jù)電動機所需的功率，并考慮電動機轉(zhuǎn)速越高，總傳動比越大，減速器的尺寸也相應(yīng)的增大，所以選用Y112M2型電動機。額定功率4KW，滿載轉(zhuǎn)速2890（R/MIN）,額定轉(zhuǎn)矩22（N/M）,最大轉(zhuǎn)矩23（N/M）。4計算傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比總傳動比2890/138209/BWIN式中N為電動機滿載轉(zhuǎn)速；為工作機軸轉(zhuǎn)速。W取V帶的傳動比為3，則減速器的傳動比/36961I2IB5計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)6計算各軸的轉(zhuǎn)速。軸R/MIN11/2890/362NI軸26MINIR卷筒軸138R/MIN327計算各軸的功率軸130209628992KW1P軸232899209909727841KW2卷筒軸的輸入功率P3P222784109809927KW8計算各軸的轉(zhuǎn)矩電動機軸的輸出轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩T09550P/N9550302/2890998NM軸的轉(zhuǎn)矩T1T1I11299830960992845NM軸的轉(zhuǎn)矩T3T2I223284569609909719015NM第二部分傳動零件的計算三V型帶零件設(shè)計1計算功率PCAKAP13452KW工作情況系數(shù)，查表取值13機械設(shè)計第八版156頁K電動機的額定功率P2選擇帶型根據(jù)PCA52KW，N2890,可知選擇A型；機械設(shè)計第八版157頁由表86和表88取主動輪基準(zhǔn)直徑DD190MM則從動輪的直徑為DD2270MM,從表88取DD2280MM3驗算帶的速度314902890/601000136M/S106NVD機械設(shè)計第八版155頁當(dāng)帶傳動的功率一定時，提高帶速，可以降低帶傳動的有郊拉力，相應(yīng)地減少帶的根數(shù)或者V帶的橫截面積，總體上減少帶傳動的尺寸；但是，提高帶速，也提高了V帶的離心力，增加了單位時間內(nèi)帶的循環(huán)次數(shù)，不利于帶傳動的疲勞強度和壽命。降低帶速則有相的反的利弊。由此可見，帶速不宜過高或過低，一般推薦V525M/S,最高帶速VMAX900AD/357180120機械設(shè)計第八版158頁公式825的引用7確定帶的根數(shù)ZZ52/（166036）0960992708KPLCA0機械設(shè)計第八版158頁公式826的引用8計算預(yù)緊力機械設(shè)計第八版158頁公式827VKFQVZCA2015MIN的引用機械設(shè)計第八版149查表83得Q01（KG/M）205210510521341396F9計算作用在軸上的壓軸力002SIN23123SIN7916534PFZN機械設(shè)計第八版158頁公式828的引用四帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計帶輪的材料采用鑄鐵主動輪基準(zhǔn)直徑DD190MM，故采用腹板式（或?qū)嵭氖剑?，從動輪基?zhǔn)直徑DD2280MM，采用孔板式。五齒輪的設(shè)計1選定齒輪的類型，精度等級，材料以及齒數(shù)；（1）按傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動；2減速器運輸機為一般工作機器，工作速度不是太高，所以選用7級精度（GB1009588）；3選擇材料。由表101可選擇小齒輪的材料為45GR調(diào)質(zhì)，硬度為280HBS，大齒輪的材料為45剛（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者的材料硬度相差為40HBS。4選小齒輪的齒數(shù)為24，則大齒輪的齒數(shù)為Z22469616704，取Z21682按齒面接觸強度進行設(shè)計由設(shè)計公式進行計算，即21312TTDEUHZKT機械設(shè)計第八版203頁公式109A的引用選用載荷系數(shù)13TK3計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T19551052899/96332874104NM機械設(shè)計第八版205頁由表107選定齒輪的齒寬系數(shù)；1D機械設(shè)計第八版201頁由表106查得材料的彈性影響系數(shù)1898ZE12MPA由圖1021D按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限600MPA；大齒輪的接觸疲勞強度極限550MPA1LIMH2LIMH6096331（1630010）277109NLNHJ60N260N2JLH6013811630010397108機械設(shè)計第八版206頁公式1013的引用4計算接觸疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1，安全系數(shù)S1，得540MPASKHN1LIM15225MPAH2LI2機械設(shè)計第八版205頁公式1012機械設(shè)計第八版207頁KHN109,KHN20955計算接觸疲勞許用應(yīng)力。試算小齒輪分度圓的直徑，帶入中較小的值TD1H21312TTDEUHZT23241296MM2438706918151計算圓周的速度V106NDVT342963208/01MS2計算齒寬B141296MM41296MMTDB13計算齒寬和齒高之比。模數(shù)1ZMTT42967齒高225172387MMTH52B49607384）計算載荷系數(shù)。根據(jù)V208MM/S7級精度，可查得動載系數(shù)108；機械設(shè)VK計第八版194頁圖108直齒輪1FKHK可得使用系數(shù)1機械設(shè)計第八版193頁A131；機械設(shè)計第八版197頁表104HK由1067，131可得125HBHKFK故載荷系數(shù)HVAK108314機械設(shè)計第八版192頁公式102的引用5）按實際的載荷的系數(shù)校正所算得的分度圓直徑。MM31TTKD314296276）計算模數(shù)M。177MM1ZD4276按齒根彎曲強度設(shè)計彎曲強度的計算公式；機械設(shè)計第八版201頁321FSADYZKTM（1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1查表可得小齒輪的彎曲疲勞強度極限500MPA1FE大齒輪的彎曲強度極限380MPA機械設(shè)計第八版2FE208頁2）查表可得彎曲疲勞壽命系數(shù)086,087；1FNK2FN3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S14，由式可得MASKFEN11F086530714MAFE22F24計算載荷系數(shù)K135FVA108255查取齒形系數(shù)。查得26521451FAY2FAY機械設(shè)計第八版200頁6查取應(yīng)力校正系數(shù)。查表可得1581971SAY2SAY機械設(shè)計第八版200頁7計算大，小齒輪的并加以比較。FSA1FSAY265801363742FSA7大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計計算。4321587106713M對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)M大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)M的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān),可取由彎曲強度算得的模數(shù)23并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值M15，按接觸強度計算得的分度圓直徑42477MM，算出小齒輪數(shù)1D,取29MZ1427835大齒輪的齒數(shù)296962022Z綜上所述，這樣設(shè)計出的齒輪傳動比穩(wěn)定，不僅滿足了齒面接觸疲勞強度，而且滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，提高了效率，有效減少各種失效，再者避免了浪費，故設(shè)計這種齒輪。7幾何尺寸的計算（1）計算分度圓直徑D1Z1M2915435MMD2Z2M20215303MM2計算中心距21DA4350173253）計算齒輪的寬度435MM1DB六軸的設(shè)計與校核（一）低速軸的計算1軸的材料選取選取45鋼，調(diào)制處理，參數(shù)如下硬度為HBS220抗拉強度極限B650MPA屈服強度極限S355MPA彎曲疲勞極限1275MPA剪切疲勞極限1155MPA許用彎應(yīng)力160MPA2初步估計軸的最小直徑軸上的轉(zhuǎn)速功率由以上機械裝置的運動和動力參數(shù)計算N2P2部分可知138；27841取1152MI/R2KWAOMM32INPADO32151PN上式為機械設(shè)計第八版370頁公式152的引用輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑為了使所選的ID軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需要同時選取聯(lián)軸器型號。ID聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查表141，考慮到轉(zhuǎn)矩變化小，故2TKACA取則51AK按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱2TCA9085MNCAT轉(zhuǎn)矩的條件。查機械零件手冊（第5版），選HL2型彈性套柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器孔的直徑D132MM，長度L82MM，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L160MM,取32MMI3擬定軸的裝配方案4根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度。（1）選取D32MM,60MM。因III軸右端需要制出一個IIL定位軸肩，故取37MM。I（2）初選滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承，參照工作要求，由軸知其工作要求并根據(jù)D38MM,查機械零件手冊（第五版），選取軸承型號為6280，其中D40MM,D80MM,B18MM,所以DD40MM,LL18MM。（3）取做成齒輪處的軸段的直徑45MM，齒輪的右端D與右軸承之間采用套筒定位，齒輪的寬度為44MM,取L44MM。（4）軸承端蓋的總寬度為20MM。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與帶輪右端，面間的距離L30MM，故取。MLI05（5）齒輪距箱體內(nèi)壁A10MM，軸承位距箱體內(nèi)壁S5MM,LLAS15MM,DD42MM。5計算過程根據(jù)軸上的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。確定軸承的支點位置大致在軸承寬度中間。L1LLL119MM12L2LLL46L3LLL461212L2L392MM計算支反力作用在低速軸上的DTFT23190254NFR4609NTANCOSF水平面方向MB0FNH492FT460FNH4627N0,NNHTNH6271253垂直面方向MB0，故,46924RNVF452304NVF0,NR93計算彎距水平面彎距34LFMNHC627482NM垂直面彎矩MCV3FNV320546107432