機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計帶式輸送機傳動裝置設(shè)計計算說明書

2024年10月計算及說明結(jié)果任務(wù)設(shè)計書設(shè)計任務(wù)設(shè)計帶式輸送機的傳動系統(tǒng)，采用兩級圓柱齒輪減速器傳動。原始數(shù)據(jù)輸送帶的有效拉力F輸送帶的工作速度為v輸送機滾筒直徑d工作條件兩班制工作，空載運行，工作載荷有輕微震動，常溫下連續(xù)工作，電壓為380/220V三相交流電。傳動系統(tǒng)的擬定帶式輸送機傳動系統(tǒng)方案如圖1所示。圖1帶式輸送機傳動系統(tǒng)方案1.電動機；2，4.聯(lián)軸器；3.減速器；5.滾筒；6.輸送帶帶式輸送機由電動機驅(qū)動，電動機1通過聯(lián)軸器2將動力傳入減速器3，再由3將動力傳至輸送機滾筒5，帶動輸送帶6工作。傳動系統(tǒng)中采用兩級圓柱齒輪減速器，其結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱因此需要軸具有較大的剛度，高速級與低速級均采用直齒圓柱齒輪傳動。電動機的選擇電動機功率選擇由已知條件確定工作機所需的有效功率為Pηc——聯(lián)軸器效率，ηc=0.99ηb——對滾動軸承效率，ηb=0.99ηg——閉式圓柱齒輪傳動效率，ηg=0.97ηcy——輸送機滾筒效率，ηcy=0.96傳動系統(tǒng)的總效率為η式中ηηηηη得傳動系統(tǒng)的總功率η工作機所需要的電動機功率P由附表B-11所列Y型三相異步電機技術(shù)數(shù)據(jù)中可以確定，滿足Pm≥Pr條件的電動機額定功率電動機轉(zhuǎn)速選擇根據(jù)已知條件計算輸送機滾筒的工作轉(zhuǎn)速n整個傳動系統(tǒng)為二級減速，依據(jù)總傳動比要求，選同步轉(zhuǎn)速ns電動機型號選擇根據(jù)工作條件：兩班制工作，空載運行，工作載荷有輕微震動，常溫下連續(xù)工作，電壓為380/220V三相交流電，工作機所需功率Pr=Pwη電動機額定功率P電動機滿載轉(zhuǎn)速n電動機軸伸直徑D電動機軸伸長度E圖2三相異步電動機Y132S-4尺寸圖表SEQ表格\*ARABIC1三相交流電動機Y132S-4相關(guān)尺寸表/單位(mm)ABCDEFG2161408938.018801033HKABACADHDBBL13212280270210315200475傳動比的分配帶式輸送機傳動系統(tǒng)的總傳動比為i=由傳動系統(tǒng)方案知i由計算可得兩級圓柱齒輪減速器的總傳動比i為了便于兩級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑，當(dāng)兩對齒輪的配對材料相同、齒面硬度HBS<350、齒寬系數(shù)相等時，考慮齒面接觸強度接近相等的條件，取高速級傳動比為i低速級傳動比為i綜上，傳動系統(tǒng)各傳動比分別為i傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)的計算傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩計算如下0軸：nPT1軸：nPT2軸：nPT3軸：nPT4軸：nPT上述計算結(jié)果和傳動比和傳動效率匯總于表格2。表SEQ表格\*ARABIC2傳動比及傳動效率匯總軸號電動機兩級圓柱齒輪減速器工作機0軸1軸2軸3軸4軸轉(zhuǎn)速n/(r/min0548.0048.00功率P/(kW)4.704.6534.4664.294.42024轉(zhuǎn)矩T/(N·m)31.1730.86185.50853.75881.71兩軸連接件、傳動件聯(lián)軸器高速齒輪低速齒輪聯(lián)軸器傳動比i16.25964.79271傳動效率η0.990.96030.96030.9801注對電動機軸所填的為輸出功率和輸出轉(zhuǎn)矩，對其他各軸所填的為輸入功率和輸入轉(zhuǎn)矩。減速器傳動零件的設(shè)計計算高速級直齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算選擇齒輪材料及熱處理方法小齒輪選擇45鋼，調(diào)質(zhì)處理HBS大齒輪選擇45鋼，正火處理HBS小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T小齒輪轉(zhuǎn)矩T齒數(shù)比u'=初選載荷系數(shù)K'因齒輪系數(shù)尚未確定，載荷系數(shù)無法準(zhǔn)確確定，需預(yù)選。一般可在K'=1.7~1.9范圍內(nèi)選取。在確定齒輪參數(shù)后，再進(jìn)行校核。初選K'=1.8選取齒寬系數(shù)?據(jù)《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表8-9，齒輪相對于軸承為非對稱布置，取齒寬系數(shù)??初取重合度系數(shù)Z一般直齒齒輪傳動ε=1.1~Z確定需用接觸應(yīng)力[接觸應(yīng)力變化總次數(shù)(按每年300個工作日計算)NN壽命系數(shù)ZN1=0.90彈性系數(shù)ZE接觸疲勞極限應(yīng)力σHlim1σHlim2失效概率低于1100，最小安全系數(shù)S需用接觸疲勞應(yīng)力[[初步計算中心距a節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZHaa取a初取齒寬bb取b取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)取m=2mm確定齒數(shù)a=聯(lián)立兩式，代入a=166mm,m=2mm解得z1=22.87取z1=23實際齒數(shù)比u=傳動比誤差為6.2596在±5%確定載荷系數(shù)K使用系數(shù)K取KA動載系數(shù)K齒輪圓周速度v=齒輪精度：8級精度(據(jù)表8-6)取Kv齒向載荷分布系數(shù)K軟齒面，非對稱分布，軸剛性大?取Kβ齒向載荷分布系數(shù)Kε=取Kα載荷系數(shù)為K=由于K<K',偏安全確定重合度系數(shù)ZZ確定齒寬b取b1=47mm驗算齒根彎曲疲勞強度齒形系數(shù)取YFa1=2.72,應(yīng)力修正系數(shù)取YSa1=1.57,重合度系數(shù)Y彎曲疲勞應(yīng)力極限取σFlim1=240Mpa,壽命系數(shù)NN取YN1=試驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)按國家標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定Y最小安全系數(shù)失效概率低于1100，S許用彎曲應(yīng)力[[齒根彎曲疲勞應(yīng)力σσ低速級直齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算選擇齒輪材料及熱處理方法小齒輪選擇45鋼，調(diào)質(zhì)處理HBS大齒輪選擇45鋼，正火處理HBS小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T小齒輪轉(zhuǎn)矩T齒數(shù)比u'=初選載荷系數(shù)K'因齒輪系數(shù)尚未確定，載荷系數(shù)無法準(zhǔn)確確定，需預(yù)選。一般可在K'=1.7~1.9范圍內(nèi)選取。在確定齒輪參數(shù)后，再進(jìn)行校核。初選K'=1.8選取齒寬系數(shù)?據(jù)《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表8-9，齒輪相對于軸承為非對稱布置，取齒寬系數(shù)??初取重合度系數(shù)Z一般直齒齒輪傳動ε=1.1~Z確定需用接觸應(yīng)力[接觸應(yīng)力變化總次數(shù)(按每年300個工作日計算)NN壽命系數(shù)ZN3=0.96彈性系數(shù)ZE接觸疲勞極限應(yīng)力σHlimσHlim失效概率低于1100，最小安全系數(shù)S需用接觸疲勞應(yīng)力[[初步計算中心距a節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZHaa取a初取齒寬bb取b取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)取m=2mm確定齒數(shù)a=聯(lián)立兩式，代入a=244mm,m=2解得z3=42.12取z3=42實際齒數(shù)比u=傳動比誤差為4.810在±5%確定載荷系數(shù)K使用系數(shù)K取KA動載系數(shù)K齒輪圓周速度v=齒輪精度：8級精度(據(jù)表8-6)取Kv齒向載荷分布系數(shù)K軟齒面，非對稱分布，軸剛性大?取Kβ齒向載荷分布系數(shù)Kε=取Kα載荷系數(shù)為K=由于K<K',偏安全確定重合度系數(shù)ZZ確定齒寬b取b3=驗算齒根彎曲疲勞強度齒形系數(shù)取YFa3=2.應(yīng)力修正系數(shù)取YSa3=1.重合度系數(shù)Y彎曲疲勞應(yīng)力極限取σFlim3=240Mpa壽命系數(shù)NN取YN1=試驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)按國家標(biāo)準(zhǔn)規(guī)定Y最小安全系數(shù)失效概率低于1100，S許用彎曲應(yīng)力[[齒根彎曲疲勞應(yīng)力σσ減速器軸的設(shè)計計算初定跨距圖3軸的布置簡圖其中s=n其支撐跨距分別為lll軸的材料及熱處理1軸2軸3軸均選擇45鋼，調(diào)質(zhì)處理HBS1軸的分析計算高速軸的分析計算計算齒輪受力TFF計算支反力水平方向的支反力MRRMRR垂直方向的支反力MRRMRR計算彎矩水平方向，在C處M垂直方向，在C處M合成彎矩M繪制分析計算簡圖圖4高速軸分析計算簡圖計算危險截面軸徑由圖4可知，C處的當(dāng)量彎矩最大，故判定其為危險截面，此外D處連接聯(lián)軸器，其直徑較小，也可能存在應(yīng)力集中的情況，可視作危險截面，以下計算這兩處軸徑。軸的許用彎曲應(yīng)力[σα=MMddd≥A其中A=118中間軸的分析計算計算齒輪受力TFFFF計算支反力水平方向的支反力MRRMRR垂直方向的支反力MRRMRR計算彎矩水平方向，在G處M水平方向，在H處M垂直方向，在G處M垂直方向，在H處M合成彎矩MM繪制分析計算簡圖圖5中間軸分析計算簡圖計算危險截面軸徑由圖5可知，G處的當(dāng)量彎矩最大，故判定其為危險截面，以下計算此處軸徑。軸的許用彎曲應(yīng)力[σα=Mdd≥A其中A=118低速軸的分析計算計算齒輪受力TFF計算支反力水平方向的支反力MRRMRR垂直方向的支反力MRRMRR計算彎矩水平方向，在K處M垂直方向，在K處M合成彎矩M繪制分析計算簡圖圖6低速軸分析計算簡圖計算危險截面軸徑由圖4可知，K處的當(dāng)量彎矩最大，故判定其為危險截面，此外L處連接聯(lián)軸器，其直徑較小，也可能存在應(yīng)力集中的情況，可視作危險截面，以下計算這兩處軸徑。軸的許用彎曲應(yīng)力[σα=MMddd≥A其中A=118軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計高速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計圖7高速軸結(jié)構(gòu)簡圖軸端尺寸計算所選電機直徑D=38mm。查《GB/T5014-2003》選擇彈性套柱銷聯(lián)軸器LX2型，其軸孔長度為82mm,軸孔直徑32軸頸尺寸計算安裝聯(lián)軸器處應(yīng)有一個軸肩，此處取?C由于此處軸承主要受徑向力，所以采用深溝球軸承，查《GB/T276-1994》，又因為?A=35mm，所以選擇6007深溝球軸承，軸承寬度為14mm，與預(yù)估的n1=1另外考慮到減速器箱體等其他因素L3危險截面尺寸計算高速級小齒輪z1=23,m=2mm，故其齒根圓直徑df1=(z-2對于連接聯(lián)軸器的一端，?D=32mm，據(jù)《GB/T1095—2003》，鍵的尺寸為10×表3高速軸計算結(jié)果1234L181636082?35413532中間軸結(jié)構(gòu)設(shè)計圖8高速軸結(jié)構(gòu)簡圖軸頸尺寸計算由于此處軸承主要受徑向力，所以采用深溝球軸承，查《GB/T276-1994》，選擇6209深溝球軸承，軸承寬度為19mm，L1=L7=23mm,?A危險截面尺寸計算L3=由初選跨距所設(shè)數(shù)據(jù)L危險截面直徑?E又因為?B所以取?C=60mm表4中間軸計算結(jié)果1234567L2314.54010791223?45516070655145低速軸結(jié)構(gòu)設(shè)計圖9高速軸結(jié)構(gòu)簡圖軸端尺寸計算由上述低速軸的分析計算知dL≥44.82mm，取?A=56mm查《GB/T5014-2003》選擇彈性套柱銷聯(lián)軸器LX4型,其軸孔直徑為軸頸尺寸計算安裝聯(lián)軸器處應(yīng)有一個軸肩，此處取?B=?G=65mm?？紤]到軸承此處主要受徑向力，選擇深溝球軸承，查《GB/T276-1994》，選擇6213深溝球軸承，軸承寬度為n3=23mm與預(yù)估的n3危險截面尺寸計算因為?F=75mm，取?EL5由初選跨距所設(shè)數(shù)據(jù)L4=s=10表5低速軸計算結(jié)果1234567L112646010741229?56657595857565減速器軸滾動軸承的選擇與校核軸承的選擇高速軸選擇6007深溝球軸承，中間軸選擇6209深溝球軸承，低速軸選擇6213深溝球軸承。軸承壽命校核依照設(shè)計要求，軸承的預(yù)期壽命L高速軸軸承校核由于軸承主要受徑向載荷，故忽略軸向載荷,故P取fp由上述計算可知RR所以RR所以PP查《GB/T276-1994》得，C對于球軸承ε所以LL高速軸軸承的預(yù)期壽命滿足要求。中間軸軸承校核由于軸承主要受徑向載荷，故忽略軸向載荷,故P取fp由上述計算可知RR所以RR所以PP查《GB/T276-1994》得，C對于球軸承ε所以LL中間軸軸承的預(yù)期壽命滿足要求。低速軸軸承校核由于軸承主要受徑向載荷，故忽略軸向載荷,故P取fp由上述計算可知RR所以RR所以PP查NSK產(chǎn)品參數(shù)手冊得，C對于球軸承ε所以LL低速軸軸承的預(yù)期壽命滿足要求。軸承裝配以兩端單向固定方式通過軸肩和軸承端蓋完成軸系的雙向定位。綜合考慮到閉門式工作環(huán)境、齒輪轉(zhuǎn)速等因素，對軸承采用油潤滑的潤滑方式。鍵連接的選擇與計算在帶式輸送機系統(tǒng)中，當(dāng)輸送帶開始啟動時，由于輸送帶和物料的慣性，會產(chǎn)生一定的沖擊，但這種沖擊相對較小。并且在正常運行過程中，由于輸送帶的張力變化、電機速度的微小波動等因素，鍵所承受的載荷會有輕微的變化，存在一定的動態(tài)載荷成分，但沖擊程度較輕，這種情況下鍵所受載荷性質(zhì)可以認(rèn)為是輕微沖擊。據(jù)表16-9可知，鍵的許用擠壓應(yīng)力[σ高速軸鍵的選擇與強度校核由上述計算結(jié)果可知T結(jié)合鍵槽所在軸端的尺寸，據(jù)表16-8選擇鍵的尺寸為10×校核強度σp1中間軸鍵的選擇與強度校核由上述計算結(jié)果可知T大齒輪軸段鍵的選擇與強度校核結(jié)合鍵槽所在軸端的尺寸，據(jù)表16-8選擇鍵的尺寸為18×校核強度σp小齒輪軸段鍵的選擇與強度校核結(jié)合鍵槽所在軸端的尺寸，據(jù)表16-8選擇鍵的尺寸為18×校核強度σp低速軸鍵的選擇與強度校核由上述計算結(jié)果可知T齒輪軸段鍵的選擇與強度校核結(jié)合鍵槽所在軸端的尺寸，據(jù)表16-8選擇鍵的尺寸為22×校核強度σp聯(lián)軸器軸端鍵的選擇與強度校核結(jié)合鍵槽所在軸端的尺寸，據(jù)表16-8選擇鍵的尺寸為16×校核強度σp聯(lián)軸器的選擇高速軸聯(lián)軸器的選擇與校核高速軸選擇LX2型聯(lián)軸器，Y型軸孔，A型鍵槽查《GB/T5014-2003》，LX2聯(lián)軸器[T]=560N?m，n由上述計算結(jié)果可知T1對于帶式輸送機的彈性聯(lián)軸器K=1.5所以T故滿足強度要求低速軸聯(lián)軸器的選擇與校核低速軸選擇LX4型聯(lián)軸器，Y型軸孔，A型鍵槽查《GB/T5014-2003》，LX4聯(lián)軸器[T]=2500n由上述計算結(jié)果可知T3對于帶式輸送機的彈性聯(lián)軸器K=1.所以T故滿足強度要求減速器附件的選擇窺視孔及窺視孔蓋窺視孔主要用于檢查傳動零件的嚙合情況、潤滑狀況、接觸斑點、齒側(cè)間隙、輪齒損壞情況，并向減速器箱體內(nèi)注入潤滑油，應(yīng)在箱蓋頂部的適當(dāng)位置設(shè)置窺視（檢查）孔，由窺視孔可直接觀察到齒輪嚙合部位。窺視孔應(yīng)有足夠的大小，允許手伸入箱體內(nèi)檢查齒面磨損情況。機體上開窺視孔處應(yīng)設(shè)置凸臺，以便機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板常用鋼板或鑄鐵制成，平時檢查孔用孔蓋蓋住，孔蓋通過螺釘固定在箱蓋上。設(shè)計尺寸如下所示圖10窺視孔蓋簡圖表6窺視孔蓋設(shè)計參數(shù)AAABBBdRh180220200125165145M81010通氣器齒輪減速箱在運行過程中，內(nèi)部的齒輪、軸承等部件相互摩擦?xí)a(chǎn)生熱量，使箱內(nèi)溫度升高，氣體膨脹，氣壓增大。通氣器可以及時排出箱內(nèi)的熱空氣，防止氣壓過高對減速箱的密封件、油封等造成損壞，避免潤滑油泄漏。當(dāng)齒輪減速箱停止運行時，內(nèi)部溫度降低，氣體收縮，氣壓減小。通氣器可使外界空氣進(jìn)入箱內(nèi)，防止形成真空，避免外部大氣壓將潤滑油從密封處壓入減速箱內(nèi)，影響齒輪和軸承的正常潤滑。在一些惡劣的工作環(huán)境中，如灰塵較多或有水分的場所，通氣器還可以起到一定的防塵、防水作用，防止灰塵和水分進(jìn)入減速箱內(nèi)部，污染潤滑油，加劇部件磨損。本設(shè)計在窺視孔蓋上設(shè)置通氣器，選用A型通氣器，尺寸設(shè)計如下圖11A型通氣器簡圖表7通氣器設(shè)計參數(shù)dddddDabM18M33831640127hRDSKhefC184025.4226402216軸承蓋為軸承提供軸向和徑向的定位，確保軸承在齒輪減速箱內(nèi)保持正確的位置，防止其在運轉(zhuǎn)過程中發(fā)生軸向竄動和徑向偏移，保證齒輪與軸的相對位置精度，從而維持齒輪傳動的平穩(wěn)性。防止?jié)櫥蛷妮S承部位泄漏，同時阻止外部灰塵、雜質(zhì)和水分進(jìn)入軸承內(nèi)部，保護(hù)軸承免受污染和腐蝕，延長軸承的使用壽命。本設(shè)計選擇凸緣式軸承蓋，尺寸設(shè)計如下圖12凸緣式軸承蓋簡圖表8凸緣式軸承蓋設(shè)計參數(shù)DDDDDddbeem6282946050946129.69.622851051178373960129.69.622120135150118108118712121222對于沒有聯(lián)軸器處的d1和b定位銷剖分式箱體由箱蓋和箱座連接而成。為確保箱體各部分在加工與裝配時位置精確，尤其是保證箱體軸承座孔的加工與安裝精度，以及在每次拆裝后軸承座上下半孔位置不變，在精加工軸承座孔前，需在箱蓋與箱座的連接凸緣上設(shè)置兩個定位銷。本設(shè)計選用A型10×啟蓋螺釘裝配減速器時，箱體剖分面上會涂抹密封用水玻璃或密封膠，這導(dǎo)致在拆卸時往往因膠結(jié)過緊而難以打開。查《GB/T5783》，本設(shè)計采用一枚規(guī)格為M10×油標(biāo)油標(biāo)用于顯示減速器箱體內(nèi)油面的高度，確保箱體內(nèi)的油量維持在合適水平。通常，油標(biāo)會安裝在箱體上便于觀察且油面相對穩(wěn)定的位置。本設(shè)計采用桿式油標(biāo)，尺寸設(shè)計如下圖13桿式游標(biāo)簡圖表9桿式游標(biāo)設(shè)計參數(shù)ddddhabcDDLM20620842151063226100放油螺塞為了排出減速器箱體內(nèi)的油污并方便清洗箱體內(nèi)部，在箱座油池的最低處設(shè)置了放油孔。在放油螺塞頭和箱體凸臺端面之間應(yīng)添加防漏用的封油墊，以確保良好的密封性。尺寸設(shè)計如下圖14螺塞及封油墊簡圖表10螺塞及封油墊設(shè)計參數(shù)dDLlaDsDdHM20×1.5302815425.42222222起吊裝置本設(shè)計在箱蓋和箱座上分別實際了吊耳和吊鉤用于起吊。減速器潤滑方式與密封方式的選擇由上述計算結(jié)果可知，齒輪最高圓周速度未超過25m/s，因此選擇油浴法進(jìn)行潤滑。若高速級大齒輪浸油深度設(shè)為7mm，那么低速級大齒輪浸油深度大約為7+(202-143)=66mm，該值小于三分之一大齒輪分度圓直徑，且低速級大齒輪圓周速度約為1.012m/s。同時，低速級大齒輪齒頂圓距油池底面距離約為40mm對于軸承本設(shè)計采用了油潤滑的潤滑方式，配合非接觸式橡膠密封圈密封的密封方式。設(shè)計小結(jié)本次齒輪減速箱的設(shè)計過程，本人依據(jù)給定要求對關(guān)鍵零部件進(jìn)行設(shè)計計算，依照國家標(biāo)準(zhǔn)進(jìn)行零部件的選型與校核，掌握了機械產(chǎn)品設(shè)計的一般方法和流程。深刻認(rèn)識到對于產(chǎn)品設(shè)計從需求分析、方案設(shè)計、詳細(xì)設(shè)計到最后的設(shè)計校核和優(yōu)化，每一個步驟都緊密相連，