机械设计带式输送机.docx
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机械设计带式输送机
机械设计课程设计说明书
带式输送机传动装置设计
院系:
机械工程学院
专业:
机械设计制造及其自动化
班级:
机电BG111
组长:
高全锋
组员:
李博、李雪、魏斌
指导教师:
韩颖悴完成日期:
2014年6月20日
一、设计任务书
设计题LI:
设讣一带式输送机用单级圆柱齿轮减速器,传动转置如图所示,电动机驱动带传动经单级直齿圆柱齿轮减速器,驱动滚筒回转。
已知传动滚筒直径为D二450mm,滚筒的输送拉力F二,输送带工作速度V二s(允许输送带速度误差为±5%)。
滚筒效率〃二(包括滚筒与轴承德效率损失)。
工作条件:
两班制,连续单向运转,载荷较平稳;
使用折旧期:
8年;
工作环境:
室内,灰尘较大,环境最高温度35°C;
电力:
三相交流,电压380/220V;
检修间隔期:
四年一次大修,两年一次中修,半年一次小修;
制造条件及生产批量:
一般机械厂制造,小批量生产。
二、传动方案的确定(如下图)
采用普通V带传动加一级直齿圆柱齿轮传动
2.原始数据
带拉力:
F二3500N
带速度:
v二s
滚筒直径:
D=450mm
滚筒效率n二。
允许输送带速度误差为土5%,
要求齿轮使用寿命为8年,二班工作制;轴承使用寿命4年。
设计说明书
设计及说明
果
三、确定电动机的型号
1.选择电动机类型:
选用Y系列三相异步电动机。
2.选择电动机功率
运输机主轴上所需要的功率传动装置的总效率:
〃=〃"时久〃5其中,查《课程设计》表2-3,
V带传动的效率弘,弘=0.96
深沟球轴承的效率%,〃2=°・98
圆柱齿轮的效率(精度等级7)%,“3=0.97
弹性联轴器的效率久,“4=0.99
工作机效率九,“96
所以.〃=°%x°・9*3x0-97x0.99x0.96=0.833
P77
卩厂*-一9.28RW
电动机所需功率:
“0833
查《课程设计》156页的表12-1,取电动机的额定功率为UkWo
3.选择电动机的转速
工作机的转速:
根据《课程设计》第16页表2-3,
V带传动比范围人=2〜4,单级圆柱齿轮传动比g=3〜5,电动机转速范围:
nd=nwixi^=59.78x(2~4)x(3~5)=358.68~1195.6/7nin选择电动机同步转速为750r/mino
nm=730/7min
ddx=160mm
dd2=528mm
初定do=600mm
a=600mm
Z=6
选勺=24
mm
m=
=
查表19-1,取Y系列三相异步电动机的型号为Y132S-4。
电动机
额左功率
同步转速
满载转速
额泄转矩
功率因数
型号
(kW)
(r/min)
nm(r/min)
Y180L-8
11
750
730
查表19-2,得电动机得安装及有关尺寸。
中心高
H
外形尺寸
底脚安装
尺寸
AxB
地脚螺栓
孔直径
K
轴伸尺
寸
DxE
键公称
尺寸
132
475X(270+210)
X315
216X178
12
38X80
10X8
、确定传动装置的总传动比及各级分配
心他=旦“2.29
传动装置得总传动比:
叫59.78取单级圆柱齿轮减速器传动比:
‘2=3.7
V带传动比:
1229==3.3
3.7
电动机轴
轴I(高速轴)轴]【(低速轴)卷筒
1.计算各轴的输入功率
Pd=9.28A:
VV
片=0巧=0.96x9.28=8.9MW
P2=讣P、=0.98x0.97x8.91=S.3kW
Pw=t]2rj4P2=0.99x0.98x8.3=l.^kW
2•计算各轴的转速
电动机轴
轴1
=730/7min
叮斜罟亠.2皿n
轴I【
卷筒
^=r=ztr=59-78r/nin
n=ny=59.78/7nin
3.计算各轴的转矩
电动机轴
轴I
轴1【
卷筒
p928
Td=9550丄=9550x—a121AN・m
心730
PR91
^9550-^=9550x^=384.68^,
pR3
=9550丄=9550x丄一=1325・95N・m
n259.78
P789
^=9550x^=9550x^=^.45^.
4.上述数据制表如下:
、\^参数轴名、
输入功率
(kW)
转速
(/7min)
输入转矩
(N・m)
电动机轴
730
轴I
(高速轴)
轴II
(低速轴)
卷筒
五、传动零件的设计计算
1.普通V带传动的设计计算
①确定计算功率&
根据《机械设计》表8-8,Ka=
2选择V带型号
根据P"、W由8・11选用B型
3确定带轮的基准直径%心
根据《机械设讣》表8-7和表8-9,取小带轮的基准直径为小带轮直径心二160mm,大带轮的直径心2=皿=3.3X160=528ww?
4验证带速
在5m/s〜30m/s之间。
故带的速度合适。
5确定V带的基准长度和传动中心距®
丄("di+〃厂)<5§2(心]+〃十)初选传动中心距范围为:
2、宀心,
即344-^-1376,初定"。
二600mm
V带的基准长度:
根据《机械设计》表8-2,选取带的基准直径长度。
匚=2410〃劲实际中心距:
6验算主动轮的包角
故包角合适。
7计算V带的根数z
由%=730r/nin,ddl=160mm,
根据《机械设计》表8-4、8-5,查得:
P,=2A59kW
根据《机械设计》表8-6,Ka=0.89
根据《机械设计》表8-2,匕=1.02
Z-11136-5.13取z-6根。
(2.159+0.23)x0.89x1.02
8计算V带的合适初拉力仇
根据《机械设计》表8-3,q=m,
9计算作用在轴上的载荷
10带轮的结构设计
(根据《机械设计基础课程设计》表5-1)(单位:
mm)
尺寸
小带轮
大带轮
槽型
B
B
基准宽度仍
11
11
基准线上槽深心丽
基准线下槽深❻価
槽间距e
土
土
槽边距几in
9
9
轮缘厚Qnin
6
6
外径心
内径心
30
30
带轮宽度禺
带轮结构
实心式
腹板式
V带轮采用铸铁HT200制造,其允许的最大圆周速度为25m/s.
直径较小的小带轮采用实心式(图a);中等直径的大带轮采用腹板式(图
b);
2•齿轮传动设计计算
已知条件:
直齿圆柱齿轮,小齿轮转速min,输入功率,'=3.7,由电机驱动,工作寿命8年,二班制。
1选择材料及确定需用应力
1)选取压力角
按图所示的传动方案,选直齿圆柱齿轮,压力角取为20。
2)选取精度等级
带式输送机为一般匚作机器,参考机械设计课本表10-6,选用7级精度。
3)材料的选择
查表10-1,选择小齿轮材料为40Gr(调质),齿面硬度
280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),齿面硬度240HBS。
4)齿数选择
选小齿轮齿数可=24,大齿轮齿数°=卻2=3.7x24=88.8,取z2=89<>
2按齿面接触疲劳强度设计
⑴确定%
由式(10—1)试计算小齿轮分度圆直径,即
确定公式中的各参数值
①试选K“,T・3
②221.2
3查表10-7选取齿宽系数如=1
4由图10-20查得区域系数Z〃=2.5
5由表10-5查得材料的弹性影响系数2£=189.8A/P^
6计算接触疲劳强度重合度系数z*
14一"/4-1.72
⑦计算接触疲劳许用应力6】
由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为
b〃晌=600MP°、b”lim2=550MPa
由式(10—15)计算应力循环次数:
由图10-23查取接触疲劳寿命系数尺帆=°・93、匕叫=0.96
取失效概率为1%、安全系数S二1,由式(10—14)计算
取和中较小的作为齿轮副的接触疲劳许用应力,即
9〃]=[b〃】2=528
o
试讣算小齿轮分度圆直径
(2)调整小齿轮分度圆直径
1)计算实际载荷系数前的数据准备。
1圆周速度V
加人x/?
)3.14x92.06x221.2
v==
60x100060x1000
=1.066〃?
/s
O
2齿宽b
2)计算实际载荷系数K”
1由表10-2查的使用系数心=1
2根据v=1.066/77/5,7级精度,由图10-8査得动载系数
位=1.02
3齿轮的圆周力。
查表10-3得齿间载荷分配系数Khg=12
4山表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时,得齿向载荷分布系数Kh0=1・31°。
由此,得到实际载荷系数
3)按实际载荷系数算的分度园直径
£=血3〔笛^=92.06x(103=9&72mm
H1.3及相应的齿
轮模数
z24
=4.11
mm
3按齿根弯曲疲劳强度设计
(1)由式(10—7)计算模数,即
确定公式中的各参数数值
初选©iB
山式(10-5)计算弯曲疲劳强度重合度系数
计算g
由图10-17查得齿形系数嗚=265、丫"2=2公
由图10-18查得应力修正系数K-=L58.冷2=1・76
曲图10-24c查得大齿轮和小齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为=500MPabim2=380MPa
、o
由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数心皿=0.87,K刖2=0.91,取弯曲疲
劳安全系数S=l・4曲式(10—14)得
丫必竺型血=0.0159
因为大齿轮的[刃]大于小齿轮的,所以取9訂=【Sb'
1)试算模数
2)®计算圆周速度V
②齿宽b
③宽高比b/h
3)计算实际载荷系数心
根据以上数据查表得K”=l・01由下式
计算结果,查表得
亦厂K.K.K%K“=1・422
对比计算结果,山于齿面接触疲劳强度计算的模数加大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数,山于齿轮模数的加大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力,可取山弯曲疲劳强度算得的模数2.747〃",并就近圆整为标准m=按接触疲劳强度算的分度圆直径£=98.72〃曲,算出小
齿轮齿数©=4/^=9872/3=32.9,
取Z]=33、z2=wx=3.7x33=122」,取乙?
=123。
4几何尺寸计算
(1)计算分度圆直径
(2)计算中心距
(3)计算齿轮宽度
考虑不可避免的安装误差,为了保证设计齿宽:
和节省材料,一般将小齿轮略微加宽(5-10min),即小齿轮宽度为104mm—109mm,我们取b{=107mm大齿轮X=b=99mm
5强度校核
(1)齿面接触疲劳强度校核
先计算式(10—10)中的各参数
K〃=1.603
由以上计算及查表得人=384680"•mm
齿面接触疲劳强度满足要求。
(2)齿面弯曲疲劳强度校核
由以上计算及查表得K/T5517】=2.53T,=384680N•mm
心=163、么2=2.17、〈2=1.82、、加=3石=33、匕=0.686
0/=1
6主要设计结论
齿数召=33、s=123,模数m=3,压力角a=20'*,中心距。
=23伽〃7,齿宽也=107〃叫站=99咖。
小齿轮选用406(调质),大齿轮选用钢45钢(调质)。
齿轮按7级精度设计。
齿轮传动的儿何尺寸,制表如下:
(详细见零件图)
名称
代
号
计算公式
结果
小齿轮
大齿轮
中心距
234
传动比
齿顶髙
2mm
齿根高
2.5mm
全齿高
齿数
Z
33
123
分度圆直径
99mm
369mm
齿顶圆直径
Jfl=(Z+2A*)J
105mm
375mm
齿根圆直径
dr
nun
mm
齿轮宽
b
107mm
99mm
(4)齿轮结构设计
齿顶圆直径与轴径接近,把小齿轮做成齿轮轴。
齿顶圆直径daW500mm,用锻造齿轮。
小齿轮采用齿轮轴结构,大齿轮采用腹板式结构。
大齿轮尺寸:
代号
计算公式
结果
104
40
(Do+D3)/2
178
da
271
dr
262
251
c
16
六、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计
根据《机械设计课程设计》17页43-1经验公式,列出下表:
冬称
代号
尺寸计算
结果(mm)
底座壁厚
0・025a+lM
12
箱盖壁厚
~528
14
底座上部凸缘厚度
ho
~&
20
箱盖凸缘厚度
hi
~5
20
底座下部凸缘厚度
h2
~6
30
底座加强肋厚度
e
~1)8
12
底盖加强肋厚度
ei
10
地脚螺栓直径
d
10
地脚螺栓数目
n
6
轴承座联接螺栓直径
d2
12
箱座与箱盖联接螺栓直径
d3
~d
10
轴承盖固定螺钉直径
d4
~d
10(大)、8(小)
视孔盖固泄螺钉直径
d5
~d
6
轴承盖螺钉分布圆直径
Di
D+
KX)
120
160
轴承座凸缘端而直径
D2
D1+
L120L
螺栓孔凸缘的配置尺寸
C1\C2\Do
表3-2
Ci=22♦c:
=20,
Do=3O
地脚螺栓孔凸缘的配置尺寸
c'i\c‘2\D'o
表3-3
c'讦28,6=24.
Do=45
箱体内壁与齿轮距离
△
36
12
箱体内壁与齿轮端面距离
A1
12
底座深度
H
+(30-50)
230
外箱壁至轴承座端面距离
11
ci+C2+(5~1O)
37
七、轴的设计
1.高速轴的设计
(1)选择轴的材料:
选取45号钢,调质,HBS=250,根据《机械设计》表10-1。
(2)初步估算轴的最小直径
根据《机械设计》表15-3,取A)"】?
,
(3)轴的结构设计
因为与V带联接处有一键槽,所以直径应增大5%,考虑带轮的机构要求和轴的刚度,取装带轮处轴径根据密封件的尺寸,选取装轴承处的轴径为〃=50〃劝。
两轴承支点间的距离:
厶=B1+2A,+2A2+B_,1
式中:
小齿轮齿宽,
鸟,箱体内壁与小齿轮端面的间隙,A«=i5mm
亠,箱体内壁与轴承端面的距离,6=1皿"
B,轴承宽度,选取6010深沟球轴承,B二16mm
1,轴肩的宽度,l=10mm
透盖上的轴段长
通过查《机械设讣基础课程设计》确定端盖的疗度30mm,考虑透盖的拆卸及扳手的宽度,取轴段长为64mm
带轮上轴段长
通过计算带轮的宽度,确定该段轴段长为140mm
轴承上轴段长
根据轴承尺寸,确定为32mm
(4)按弯扭合成应力校核轴的强度
①轴的计算简图
(2)轴上的载荷
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F
弯矩M
总弯矩
扭矩T
(3)按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面C)的强度。
根据式及上表中的数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为静应力,取a=0.3,轴的计算应力
前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由《机械设计》表15-1查得[bJ=60MP“。
因此6,v[bJ,故安全。
(4)精确校核轴的疲劳强度
(1)判断危险轴面
截面A、II、III、B只受扭矩作用,虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度,但山于轴的最小直径是按钮转强度较为宽裕确定的,所以截面A、II、III、B均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面IV和V处过盈配合引起的应力集中最严重;从受载的情况来看,截面C上的应力最大。
截面V的
应力集中的影响和截面IV的相近,但截面V不受扭矩作用,同时轴径比较大,故不必做强度校核。
截面C虽然应力最大,但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端),而且这里轴的直径最大,故截面C不必校核。
截面VI和VII显然更不必校核。
由《机械设计》第三章附录可知,键槽的应力集中系数比过盈配合的小,因而该轴只需校核截面IV左右两侧即可。
⑵截而IV左侧
抗弯截面系数W=0.k/3=O.lx5O3mm3=12500〃〃?
'
抗扭截面系数叫=0.2x50'〃""'=25000nun3
R75—535M=361835x——二^N•加=140599N•mm截面IV左侧的弯矩87.5
截面IV上的扭矩7=3846802•如
384680
rr=—=MPa=15.39MM
截面上的扭转切应力%25000
轴的材料为45钢,调质处理。
《机械设计》表15-1查得
截面上山于轴肩而形成的理论应力集中系数°。
及务按《机械设计》附表
化=2°勺=L31o乂由《机械设计》附图3-1可得轴的材料的敬性系数为%=0.82,%—0.85
故有效应力集中系数按式(《机械设计》附3-4)为
o-067
由《机械设计》附图3-2得尺寸系数;又由《机械设计》附图3-3得扭转尺寸系数5=0,82o
轴按磨削加工,由《机械设计》附图3-4得表面质量系数为
Pa=A=0.92
轴未经表面强化处理,即卩产',则得综合系数为:
K严乞+丄_1=竺+丄_1=2.80
鬲pa0.670.92
得碳钢的特性系数为:
為=0.1・02取%=0.1(pr=0.05-0.1,収(pr=0.05于是,计算安全系数Sea值,则得:
故可知其安全。
⑶截而IV右侧
抗弯截面系数W按表15-4中的公式计算
W=0.2=0.1X91.5?
mm3=76603/F
O
抗扭截面系数略=0・2d'=0.2x91.5nun5=153212mm
Af=361835x——N・m=140599N・mm弯矩M及弯曲应力为:
刃.5
扭矩T1及扭转切应力为:
斤=384680"•〃切
过盈配合处的,由《机械设计》附表3-8用插值法求出,并取乞=0.8LL二3.20,乞二0.8x3.20=2.56
①,于是得6S
轴按磨削加工,由《机械设计》附图3-4得表面质量系数为:
Pa=Pr=0.92故得综合系数为:
所以轴在截面IV右侧的安全系数为:
故该轴在截面IV右侧的强度也是足够的。
2.低速轴的设计
(1)选择轴的材料:
选择45号钢,正火,HBS二250
⑵初步估算轴的最小直径:
取A0二112,〃二4)•彳厶•=112x=51.995""
⑶轴的结构设计:
初定轴径及轴向尺寸:
考虑联轴器的结构要求及轴的刚度,所以直径应增大15%,d>1.15x51.995=59.795,取装联轴器处轴dmm=60〃劲。
曲工作情况,根据《机械设计基础课程设计》159页表12-4o选用HL型弹性柱销联轴器,型号为HL5,公称转矩为2000N•加,d二60mm.按轴的结构和强度要求选取轴承处的轴径d二70mm,初选轴承型号为6014的深沟球轴承,B二20mm;
(1)轴的计算简图
(5)轴上的载荷
载荷
水平面H
垂盲面V
支反力F
弯矩M
总弯矩
扭矩T
(3)按弯扭合成应力校核轴的强度
进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面C)的强度。
根据式及上表中的数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为静应力,取a=0.3,轴的计算应力
前已选定轴的材料为45钢,调质处理,由《机械设计》表15-1查得
0J=6OMP"。
因此b“v[bj,故安全。
(4)精确校核轴的疲劳强度
(1)判断危险轴面
截面A、1【、III、B只受扭矩作用,虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度,但山于轴的最小直径是按钮转强度较为宽裕确定的,所以截面A、II、III、B均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面山和V处过盈配合引起的应力集中最严重;从受载的情况来看,截面C上的应力最大。
截面V的应力集中的影响和截面IV的相近,但截面V不受扭矩作用,同时轴径比较大,故不必做强度校核。
截面C虽然应力最大,但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端),而且这里轴的直径最大,故截面C不必校核。
截面V【和训显然更不必校核。
由《机械设计》第三章附录可知,键槽的应力集中系数比过盈配合的小,因而该轴只需校核截面IV左右两侧即可。
⑵截而IV左侧
抗弯截面系数W=0.k/3=0.1x703mm3=34300m〃F
抗扭截面系数叫=0.2〃'=0.2x70"〃/=68600nun3
截面IV上的扭矩7^1325950小咖
1325950—
tt==MPa=19.33MPg
截面上的扭转切应力%25000
轴的材料为45钢,调质处理。
《机械设计》表15-1查得截面上山于轴肩而形成的理论应力集中系数°。
及务按《机械设讣》附表
1-2・。
_°Q29D-75_107
42查取。
因万一而一°血9、万-元-】・。
7,经插值后可查得
乙=2・0,勺=1・31。
乂由《机械设计》附图3-1可得轴的材料的敬性系数为%=°兀2,务=0.85
故有效应力集中系数按式(《机械设计》附3-4)为
尸-067
由《机械设计》附图3-2得尺寸系数:
乂由《机械设计》附图3-3得扭转尺寸系数5=0,82o
轴按磨削加工,由《机械设计》附图3-4得表面质量系数为
0厂0产0・92
轴未经表面强化处理,即卩q=',则得综合系数为:
«迸+力亠將需亠绅得碳钢的特性系数为:
%=°・1・°・2,取%=01
(pr=0.05-0.1,]収(pr=0.05
于是,计算安全系数Sea值,则得:
故可知其安全。
⑶截而IV右侧
抗弯截面系数W按表15-4中的公式讣算
W=O.ld3=O.lx753w/n3=42187.5wn3。
抗扭截面系数賂=°・2〃"=0.2x75彳mm'=84375nun3
815-47S
M=311668x
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