精编机械设计带式输送机.docx
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精编机械设计带式输送机
(精编)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:
韩颖烨
完成日期:
2014年6月20日
一、设计任务书2
二、传动方案的确定(如下图)2
三、确定电动机的型号4
四、确定传动装置的总传动比及各级分配5
五、传动零件的设计计算7
1.普通V带传动的设计计算7
2.齿轮传动设计计算10
3按齿根弯曲疲劳强度设计13
4几何尺寸计算16
5强度校核16
6主要设计结论17
六、减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计19
七、轴的设计20
八、轴承的选择31
九、键联接的选择31
十、联轴器得选择和计算32
十一、减速器的润滑方式,牌号及密封件32
十二、课程设计小结33
十三、参考文献35
一、设计任务书
设计题目:
设计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=450mm,滚筒的输送拉力F=5.5KN,输送带工作速度V=1.4m/s(允许输送带速度误差为±5%)。
滚筒效率=0.96(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℃;
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=5500N
带速度:
v=1.4m/s
滚筒直径:
D=450mm
滚筒效率η=0.96。
允许输送带速度误差为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
结果
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:
其中,查《课程设计》表2-3,
V带传动的效率,
深沟球轴承的效率,
圆柱齿轮的效率(精度等级7),
弹性联轴器的效率,
工作机效率,
所以:
电动机所需功率:
查《课程设计》156页的表12-1,取电动机的额定功率为11kW。
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=2~4,
单级圆柱齿轮传动比=3~5,
电动机转速范围:
,选择电动机同步转速为750r/min。
查表19-1,取Y系列三相异步电动机的型号为Y132S-4。
电动机
型号
额定功率(kW)
同步转速(r/min)
满载转速nm(r/min)
额定转矩
功率因数
Y180L-8
11
750
730
1.7
0.77
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
地脚螺栓孔直径
轴伸尺寸
键公称尺寸
132
475×(270+210)×315
216×178
12
38×80
10×8
四、确定传动装置的总传动比及各级分配
传动装置得总传动比:
取单级圆柱齿轮减速器传动比:
;
V带传动比:
1.计算各轴的输入功率
电动机轴
轴Ⅰ(高速轴)
轴Ⅱ(低速轴)
卷筒
2.计算各轴的转速
电动机轴=
轴Ⅰ
轴Ⅱ
卷筒
3.计算各轴的转矩
电动机轴
轴Ⅰ
轴Ⅱ
卷筒
4.上述数据制表如下:
参数
轴名
输入功率
()
转速
()
输入转矩
()
电动机轴
9.28
730
121.4
轴Ⅰ
(高速轴)
8.91
221.2
384.68
轴Ⅱ
(低速轴)
8.3
59.78
1325.95
卷筒
7.89
59.78
1260.45
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,=1.2
②选择V带型号
根据
③确定带轮的基准直径
根据《机械设计》表8-7和表8-9,取小带轮的基准直径为小带轮直径=160mm,大带轮的直径
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
初选传动中心距范围为:
,
即3441376,初定=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。
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,=160mm,
根据《机械设计》表8-4、8-5,查得:
根据《机械设计》表8-6,
根据《机械设计》表8-2,
取z=6根。
⑧计算V带的合适初拉力
根据《机械设计》表8-3,q=0.170kg/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)
带轮
尺寸
小带轮
大带轮
槽型
B
B
基准宽度
11
11
基准线上槽深
2.75
2.75
基准线下槽深
8.7
8.7
槽间距
150.3
150.3
槽边距
9
9
轮缘厚
6
6
外径
内径
30
30
带轮宽度
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221.2r/min,输入功率8.91kw,,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
2)选取精度等级
带式输送机为一般工作机器,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,大齿轮齿数,取。
2按齿面接触疲劳强度设计
(1)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
②
③查表10-7选取齿宽系数
④由图10-20查得区域系数
⑤由表10-5查得材料的弹性影响系数
⑥计算接触疲劳强度重合度系数
=0.872
⑦计算接触疲劳许用应力
由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为、
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、
取失效概率为、安全系数S=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。
试计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
。
②齿宽
2)计算实际载荷系数
①由表10-2查的使用系数
②根据,7级精度,由图10-8查得动载系数
③齿轮的圆周力。
查表10-3得齿间载荷分配系数
④由表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。
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
及相应的齿轮模数
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
由式(10-5)计算弯曲疲劳强度重合度系数
计算
由图10-17查得齿形系数、
由图10-18查得应力修正系数、
由图10-24c查得大齿轮和小齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为、。
由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数由式(10—14)得
因为大齿轮的大于小齿轮的,所以取=
1)试算模数
2)①计算圆周速度
②齿宽b
③宽高比b/h
3)计算实际载荷系数
根据以上数据查表得
由下式
计算结果,查表得
则
对比计算结果,由于齿面接触疲劳强度计算的模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力,可取由弯曲疲劳强度算得的模数,并就近圆整为标准,按接触疲劳强度算的分度圆直径,算出小齿轮齿数,
取、,取。
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(5-10mm),即小齿轮宽度为104mm—109mm,我们取,大齿轮。
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
由以上计算及查表得
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、、、、、
6主要设计结论
齿数、,模数,压力角,中心距,齿宽,。
小齿轮选用(调质),大齿轮选用钢钢(调质)。
齿轮按7级精度设计。
齿轮传动的几何尺寸,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
3.7
齿顶高
2mm
齿根高
2.5mm
全齿高
4.5mm
齿数
Z
33
123
分度圆直径
99mm
369mm
齿顶圆直径
=
105mm
375mm
齿根圆直径
df
91.5
mm
361.5
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da≤500mm,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
/2
178
da
271
df
262
251
c
0.2~0.3b
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:
名称
代号
尺寸计算
结果(mm)
底座壁厚
0.025a+1≥7.5
12
箱盖壁厚
(0.8~0.85)≥8
14
底座上部凸缘厚度
h0
(1.5~1.75)
20
箱盖凸缘厚度
h1
(1.5~1.75)
20
底座下部凸缘厚度
h2
(2.25~2.75)
30
底座加强肋厚度
e
(0.8~1)
12
底盖加强肋厚度
e1
(0.8~0.85)
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
0.75d
12
箱座与箱盖联接螺栓直径
d3
(0.5~0.6)d
10
轴承盖固定螺钉直径
d4
(0.4~0.5)d
10(大)、8(小)
视孔盖固定螺钉直径
d5
(0.3~0.4)d
6
轴承盖螺钉分布圆直径
D1
D+2.5d4
100120
120160
轴承座凸缘端面直径
D2
D1+2.5d4
螺栓孔凸缘的配置尺寸
c1\c2\D0
表3-2
c1=22,c2=20,
D0=30
地脚螺栓孔凸缘的配置尺寸
c’1\c’2\D’0
表3-3
c′1=28,c2=24,
D′0=45
箱体内壁与齿轮距离
△
≥1.2
12
箱体内壁与齿轮端面距离
△1
≥
12
底座深度
H
0.5da+(30~50)
230
外箱壁至轴承座端面距离
l1
c1+c2+(5~10)
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,
(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。
两轴承支点间的距离:
+l,
式中:
,小齿轮齿宽,
,箱体内壁与小齿轮端面的间隙,
,箱体内壁与轴承端面的距离,
,轴承宽度,选取6010深沟球轴承,B=16mm
l,轴肩的宽度,l=10mm
透盖上的轴段长
通过查《机械设计基础课程设计》确定端盖的厚度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,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。
因此,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,但由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截面Ⅳ左侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面Ⅳ左侧的弯矩
截面Ⅳ上的扭矩
截面上的弯曲应力
截面上的扭转切应力
轴的材料为45钢,调质处理。
《机械设计》表15-1查得
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按《机械设计》附表3-2查取。
因,经插值后可查得。
又由《机械设计》附图3-1可得轴的材料的敏性系数为
故有效应力集中系数按式(《机械设计》附3-4)为
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。
轴按磨削加工,由《机械设计》附图3-4得表面质量系数为
轴未经表面强化处理,即,则得综合系数为:
得碳钢的特性系数为:
取
取
于是,计算安全系数Sca值,则得:
故可知其安全。
⑶截面Ⅳ右侧
抗弯截面系数W按表15-4中的公式计算
。
抗扭截面系数
弯矩M及弯曲应力为:
扭矩T1及扭转切应力为:
过盈配合处的,由《机械设计》附表3-8用插值法求出,并取,于是得
轴按磨削加工,由《机械设计》附图3-4得表面质量系数为:
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
⑴选择轴的材料:
选择45号钢,正火,HBS=250
⑵初步估算轴的最小直径:
取A0=112,
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%,,取装联轴器处轴。
由工作情况,根据《机械设计基础课程设计》159页表12-4。
选用HL型弹性柱销联轴器,型号为HL5,公称转矩为2000,d=60mm.按轴的结构和强度要求选取轴承处的轴径d=70mm,初选轴承型号为6014的深沟球轴承,B=20mm。
(1)轴的计算简图
(5)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,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。
因此,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,但由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截面Ⅳ左侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面Ⅳ左侧的弯矩
截面Ⅳ上的扭矩
截面上的弯曲应力
截面上的扭转切应力
轴的材料为45钢,调质处理。
《机械设计》表15-1查得
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按《机械设计》附表3-2查取。
因,经插值后可查得。
又由《机械设计》附图3-1可得轴的材料的敏性系数为
故有效应力集中系数按式(《机械设计》附3-4)为
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。
轴按磨削加工,由《机械设计》附图3-4得表面质量系数为
轴未经表面强化处理,即,则得综合系数为:
得碳钢的特性系数为:
取
取
于是,计算安全系数Sca值,则得:
故可知其安全。
⑶截面Ⅳ右侧
抗弯截面系数W按表15-4中的公式计算
。
抗扭截面系数
弯矩M及弯曲应力为:
扭矩T1及扭转切应力为:
过盈配合处的,由《机械设计》附表3-8用插值法求出,并取,于是得
轴按磨削加工,由《机械设计》附图3-4得表面质量系数为:
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。
八、轴承的选择
减速器为直齿圆柱齿轮,中等载荷冲击,轴向冲击小,刚性较好,转速不高,故选用深沟球轴承,由轴的尺寸,初定高速轴轴承型号6010,低速轴上轴承型号6014。
九、键联接的选择
1.高速轴与V带轮用键联接
选用单圆头普通平键(A型)
根据《机械设计》表6-1,轴径d=40mm,及带轮宽。
选择A12x8(GB/T1096-2003)。
2.低速轴与齿轮用键联接
选用圆头普通平键(A型)
轴径d=75mm,轮毂长。
根据表6-1,选键A20x12(GB/T1096-2003)
3.低速轴与联轴器用键联接
选圆头普通平键(A型)
轴径60mm,轮毂长144mm,
根据表6-1,选键A1811(GB/T1096-2003)
十、联轴器得选择和计算
根据《机械设计》表14-1,电动机,转矩变化小,选取工作系数
根据工作条件,选用弹性柱销联轴器,根据《机械设计基础课程设计》表12-4,许用转矩,配合轴径,配合长度L=144mm,A型键。
十一、减速器的润滑方式,牌号及密封件
1.齿轮传动的圆周速度
因为,所以采用浸油润滑;由查表,选用L-AN32全损耗系统用油(GB443-1989),大齿轮浸入油中的深度大约1-2个齿,但不应少于10mm。
2.轴承润滑
根据已知条件,采用脂润滑,由表12-3选用钙基润滑酯L-XAAMHA2(GB491-1987),只需要填充轴承空间的1/2~1/3.并在轴承内侧设挡油环,使油池中的油不能浸入轴承稀释润滑酯。
=
=160mm
=528mm
初定=600mm
a=600mm
Z=6
选
90.78N/mm
m=4.11mm
496.31MPa
114.81MPa
109.95MPa
十二、课程设计小结
时间似流水般飞快的逝去,转眼间三周的机械设计实习即将接近尾声,回顾这三周的实习,忙碌充实,收获颇多。
实习前是漫长的理论学习时间,在我们看来理论学习永远是那样的枯燥无味,相比之下,我们更是喜欢忙碌而充实的实践课,因为通过实践让我们学到的东西感觉更多,而且不像理论学习那样的枯燥。
所以这次的实习我们都很积极。
实习的第一天就是分组,在自由分组的前提下我们四人组就此诞生,分别是组长高全锋,组员李博、李雪、魏斌,总体来说我们组的实力相对较弱,但是在实习过程中,小组各成员也是积极参与,不敢懈怠。
我们组的设计任务是带式输送机,相对其它组题目稍微简单些,但是对我们来说依然很比较难的,接到任务后,小组开始根据各自的擅长分配相应的任务,接下来日子很是难熬,由于没有设计经验,在设计的过程中走了不少的弯路,也遇到了许多困难,但是我们从没放弃过,通过请教老师和同学,也都一一解决,带我们设计的是韩老师。
韩老师很给力,在我们遇到问题时,总会给我们关键的帮助,也让我们学到了许多的东西,在此感谢韩老师,谢谢老师这段时间里不辞辛苦的讲解。
当然要感谢的还有其他三位老师,他们也给予我们不少的帮助。
当设计方案以及设计数据确定之后最难得一关来了,那就是画图,由于有一点时间没有接触CAD软件,画起来也是有些生疏的,不过那都不算难事,在大家的齐心协力下也都一一解决,虽说我们组的设计不一定是最完美的,但我们可以说我们是最努力的,一个个问题在我们的努力下都被一一解决。
当一个完整的设计摆在我们面前时觉得先前的所有努力,所有付出都是值得的,心中不免有些小小的成就感。
毕竟我们的付出有了相应的汇报。
总结这次的实习,我们许多的收获,首先是理论知识的运用和检验,用理论指导实践,再从实践回归理论,中间的是学习和积累的过程,我们收获到了许多;其次做事一定要认真仔细,尤其是设计不能有半点马虎,设计过程中我们就吃过不少粗心的教训;最后也是最重要的那就是团队合作,没有哪个组织或企业的成功是单单靠一个人的,在设计的过程中,任务量很大,所以小组成员的分工合作是必不可少的,在合作中共同进步,最终取的最后的胜利,这就是我们最大的收获。
十三、参考文献
[1]侯长来.机械设计基础课程设计.北京:
冶金工业出版社,2010
[2]杨铭.机械制图.北京:
机械工业出版社,2008
[3]濮良贵陈国定吴立言.机械设计.北京:
高等教育出版社,2013
[4]孙桓陈作模葛文杰.机械原理.北京:
高等教育出版社,2006
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