带式输送机的转动装置设计(AO图纸+答辩PPT)-课程设计 14页

'带式输送机的转动装置设计(AO图纸+答辩PPT)-课程设计带式输送机的转动装置设计(AO图纸+答辩PPT)1.传动方案的分析    （1）2.电动机的选择      （1）3.转动装置的设计    （2）4转动件的设计      （3）5.轴的设计          （10）6.轴承的校核        （19）7.键的校核          （22）8.减速器附件的选择  （23）9.润滑与密封        （23）10.设计小结         （23）11.参考资料         （23）1. 传动方案的分析传动方案如下： 为两级圆柱齿轮减速器。齿轮为斜齿轮，总传动比大，结构简单，应用广。斜齿轮传动时，传动平稳。链传动运动不平稳，为减小冲击和振动，将其布置在低速级。2. 电动机的选择1.工作机的输出功率：  滚筒的转速：2.工作机的有效功率 联轴器功率  齿轮功率  链轮功率轴承功率  输送带功率总效率为78.85%工作机输出功率3040w滚筒转速46.522r/min总效率78.85%3.电动机的选择：所需电机功率=3040/78.85%=3855.22w。 参考文献  查表20-1，可取Y112M-4型号。额定功率4KW 满载转速1440r/min额定转矩2.2最大转矩2.3质量43Kg中心高H=112mm。外伸轴段D与E为28mm和60mm。3. 转动装置的设计1. 计算总转动比： =1440/46.522=30.953。2. 分配各级转动比为使两极的大齿轮有相近的浸油深度，高速转动比和低速转动比为 /=1.1-1.5。取1.3链转动比为2-4。取2.4。 =30.953可求出=4.095，=3.150，=2.4。3. 各轴转速   =1440r/min =1440/4.095=351.65r/min =351.65/3.15=113.95r/min4. 各轴输入功率5. 各轴输入转矩   95503.855/1440=25.57N.m各级转动比依次为4.0953.150.2.4转速为1440r/m351.65r/m113.95r/m各轴输入功率为3.855kw3.828kw3.676kw3.530kw3.215kw各轴输入扭矩25.57N.m901带式输送机的转动装置设计(AO图纸+答辩PPT) 95503.828/1440=25.39N.m 95503.676/351.65=99.83N.m 9550 3.530/113.95=295.84N.m 95503.215/46.522=660.28N.m以上数据整理如下： 项目 电动机轴 高速轴 中间轴 低速轴 卷轴转速（r/min） 1440 1440 351.65 113.95 46.522功率（KW） 3.855 3.828 3.676 3.530 3.215转矩（N.m） 25.57 25.39 99.83 295.84 660.28转动比 1 4.095 3.15 2.4效率 0.993 0.9603 0.9603 0.91084.转动件的设计（一）高速级齿轮的设计1.选择精度，材料，齿数。参考文献（2）第十章一般工作机，速度不高，选7级。小齿轮为40Cr，调质处理，硬度280HBS，大齿轮为45钢，调质处理，硬度240HBS。小齿轮齿数选21，大齿轮选85。初选螺旋角14度2.按齿面接触强度计算：即1） 确定各计算值1，试选=1.6，2.由图10-30选取区域系数=2.433。3.由图10-26查得=0.77，=0.93。+=1.7。4.由表10-7选取齿宽系数=1。5.由10-6查得材料影响系数=189.86.由图10-21d，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa =550MPa。应力循环次数。 =/2=6014401（1030028）/2=2.0736  =/（2 ）=0.506375  由图10-19取接触疲劳寿命系数0.9，0.95取失效概率1%，安全系数为S=1。 =  /S=0.9600=540MPa。 =  /S=0.95550=522.5MPa。7.许用接触应力=（+）/2=531.21MPa。2）计算1.  =35.55mm2.V==2.680m/s3.b=  =35.551=35.55mm =  /=h=2.25=2.251.643=3.70mmb/h=35.55/3.70=9.6084. 计算纵向重合度 =0.318  =0.318121tan14=1.6655.计算载荷系数Ka=1.5由V=2.680m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.1由表10-13查=1.33，表10-4查=1.415由表10-3查==1.4所以K=KaKv   =1.51.11.41.415=3.269按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径为 =45.11计算模数==（45.11cos）/21=2.08mm3.按齿根弯曲强度计算 确定系数K=KaKv   =1.51.11.41.33=3.0723由纵向重合度从图10-28查螺旋影响系数=0.88 计算当量齿数=22.988=93.05查齿形系数由表10-5查：                  由10-20c查小齿轮的弯曲疲劳极限为500MPa，大齿轮的为380MPa。由图10-18取弯曲疲劳系数为，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，且为对称循环。 =212.5MPa =167.2MPa。计算大小齿轮的，并比较 =2.691.575/212.5=0.01994，=2.1941.783/167.2=0.023397。大齿轮数大设计计算 =1.59mm综合比较可取模数为2.5mm。可满足弯曲强度和接触强度。4.几何尺寸计算 中心距a===136.556mm将中心距圆整为136mm则=其改变不是很大，不必修正。大小齿轮分度圆直径 大小齿轮吃宽分别取55mm，60mm。（二）低速级齿轮设计1.选择精度，材料，齿数。一般工作机，速度不高，选7级。小齿轮为40Cr，调质处理，硬度280HBS，大齿轮为45钢，调质处理，硬度240HBS。小齿轮齿数选26，大齿轮选82。初选螺旋角14度2.按齿面接触强度计算：即1） 确定各计算值 1，试选=1.6，2.由图10-30选取区域系数=2.433。3.由图10-26查得=0.73，=0..88。+=1.61。4.由表10-7选取齿宽系数=1。5.由10-6查得材料影响系数=189.86.由图10-21d，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa=550MPa。应力循环次数。 =/2=60351.651（1030028）/2=0.75955  =/（2 ）=0.24113 由图10-19取接触疲劳寿命系数0.91，0.94取失效概率1%，安全系数为S=1。 =  /S=0.91600=546MPa。 =  /S=0.94550=517MPa。7.许用接触应力=（+）/2=531.5MPa。2）计算1.  =58.02mm2.V==1.0680m/s3.b=  =58.021=58.02mm =  /=h=2.25=2.252.165=4.8732mmb/h=58.02/4.8732=11.9095. 计算纵向重合度 =0.318  =0.318126tan14=2.0615.计算载荷系数Ka=1.5 由V=1.069m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.06由表10-13查=1.40，表10-4查=1.42由表10-3查==1.4所以K=KaKv   =1.51.061.41.42=3.16092带式输送机的转动装置设计(AO图纸+答辩PPT)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径为 ==72.827计算模数==（72.872cos）/26=2.718mm3.按齿根弯曲强度计算  确定系数K=KaKv   =1.51.061.41.4=3.1164由纵向重合度从图10-28查螺旋影响系数=0.88计算当量齿数=28.462=89.764查齿形系数由表10-5查：                  由10-20c查小齿轮的弯曲疲劳极限为500MPa，大齿轮的为380MPa。由图10-18取弯曲疲劳系数为，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，且为对称循环。 =225MPa =174.8MPa。计算大小齿轮的，并比较 =2.541.615/225=0.018232，=2.2181.778/174.8=0.021561。大齿轮数大设计计算  =2.195mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取模数2.5，可满足弯曲疲劳强度，但为了满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算得的分度圆直径72.827mm来计算应有的齿数， ，齿轮1取28，则齿轮2取3.15 28=894.几何尺寸计算 中心距a===150.727mm将中心距圆整为150mm则=其改变不是很大，不必修正。大小齿轮分度圆直径 大小齿轮吃宽分别取75mm，80mm。（三）链轮的设计1.取小链轮齿数为17，则大链轮齿数为41。参考文献（2）第九章由表9-7查得Ka=1.4，由9-13查得Kz=1.35。则单排链计算功率为2由=6.67KW，及转速113.95r/min。查图9-11可选20A-1。插表9-1，链条节距为p=31.75mm。3.计算链节数和中心距 取=1000mm相应的链节数为 取链节数为94查表9-7得到中心距系数=0.24814则链的的最大中心距为 4.由v和链号，查图9-14可知采用滴油润滑。5.有效圆周力： 压轴力系数，则压轴力为N其总的转动比为其误差为0.25% 5.轴的设计（一）高速轴 参考文献第15章1. =3.828KW，=1440r/min，T=25390N.mm。2.作用在齿轮上的力 3.该轴上的齿轮直径小，为齿轮轴，选40Cr，调质处理。根据表15-3取A0=112因轴上有键槽其最小直径需扩大7%，为16.6mm。故可选弹性柱销联轴器。 选HL2联轴器2252GB5014-854.轴的尺寸如下图：带式输送机的转动装置设计(AO图纸+答辩PPT)取最大值40385，扭矩为253906.校核轴的强度取齿轮中心处和齿轮左侧校核。中心处：齿轮左侧处 材料为40Cr，调质处理，由表15-1查得=70MPa。故可以满足。（二）中速轴1. =3.676KW，=351.65r/min，T=99830N.mm。2.作用在齿轮上的力齿轮2的分度圆直径为218.11mm强度满足设计计算与说明 主要结果齿轮2上的同齿轮1的力相同，方向相反。3.该轴上的齿轮直径小，为齿轮轴，选45钢，调质处理。 根据表15-3取A0=1124.轴的尺寸如下图：受力图如下： 设计计算与说明 主要结果5计算：力如下： =2781+942-2128=2595N 352+361-1038=-325N 836+352-1038=150N。弯矩如下：设计计算与说明 最大值为（2）中的，扭矩为99830。6.较核轴的强度。由图知道最大弯矩和扭拒在齿轮3的中心处，并较核齿轮3左侧的轴肩处的强度。 左侧轴肩处的弯矩为 材料为45钢，调质处理，由表15-1查得=60MPa。故可以满足（三）低速轴1. =3.676KW，=351.65r/min，T=99830N.mm。2.作用在齿轮上的力同齿轮三的力大小相等，方向相反。         3.该轴上的齿轮直径小，为齿轮轴，选45钢，调质处理。根据表15-3取A0=112由于有两个键槽直径需扩大1.1倍，为34.55mm。故最小处取为36mm。4.尺寸如下 最大弯矩为147468强度满足最小直径36设计计算与说明 主要结果 5.受力图如下：计算如下：  设计计算与说明 主要结果弯矩如下：2处的明显要小很多。2处的明显要小很多。由尺寸图可以知道轴1处的弯矩最大，直径相对最小材料为40Cr，调质处理，由表15-1查得=70MPa。故可以满足。7.轴1处的轴肩受的弯矩相对很大，切受扭矩。有应力集中，过度配合。需校核该轴键左侧，右侧没有装配，且直径较大，不需校核。抗弯截面系数 抗扭截面系数该处弯距是341259 ，扭矩295840 。截面上的弯曲应力为最大弯矩为345312强度满足设计计算与说明截面上的扭转切应力为轴的材料为40Cr，调质处理，由表15-1查得，=735MPa， =355MPa，=200MPa。截面上由于应力集中形成的理论应力集中系数按附表3-2查取。因r/d=0.0267，D/d=1.2，查得=2.09，=1.66。又由附图3-1可得。故有效应力集中系数为 由附图3-2的尺寸系数=0.75，由附图3-3的扭转系数=0.85。轴按磨削加工，由附图3-4的表面质量系数为轴未经表面强化处理，即=1可得综合系数为；计算安全系数：>S=1.5故可知其安全。 主要结果安全系数满足 带式输送机的转动装置设计(AO图纸+答辩PPT)设计计算与说明6.轴承的校核1.高速轴上的轴承校核。参考文献（2）13章轴承为6206型号，无派生轴向力。1.正向时，轴承1受轴向力为218N。则插值法求得e=0.207，Y=2.13，X=0.56。两轴承的径向力分别为 ，2.反向时，轴承2受轴向力为218N。两轴承的径向力分别为，综合可选879N，20961/300/2/8=4.37年，则轴承在经济使用期限内。2.中速轴上的轴承校核轴承为6306型号，无派生轴向力。1.正向时，轴承2受轴向力为416N。则插值法求得e=0.222，Y=1.977，X=0.56。两轴承的径向力分别为设计计算与说明，2.反向时轴承1受轴向力，为416N。两轴承的径向力分别为 综合可选2103N，16712/300/2/8=3.48年，则轴承在经济使用期限内。3.低速轴上的轴承校核 轴承型号是7309C，有派生力。1.正向时，两轴承的径向力分别为Fa=634N。初选e=0.4，，Fa和轴承1的径向力一致，所以，。，。查表，无变化。查表得Y=1，X=0.44。 2.反向时，两轴承的径向力分别为Fa=634N。初选e=0.4，，Fa和轴承2的径向力一致， ，。，。查表，变化很小。查表得Y=1，X=0.44。 综合取5831N，21451/300/2/8=4.47年，则轴承在经济使用期限内。7.键的校核1.联轴器上的键，选择键B645GB1096-79。为刚性动连接，。满足强度要求。2.齿轮2上的键，选择键1063GB1096-97。为刚性动连接，。满足强度要求。3.齿轮3上的键，选择1040GB1096-79。为刚性动连接，。满足强度要求。4.齿轮4上的键，选择1663GB1096-79。为刚性动连接，。设计计算与说明满足强度要求。5.链上的键，选择双键C1040GB1096-79。为刚性动连接，  满足强度要求。键的计算参考文献（2）第六章8.减速器附件的选择1.端盖的设计参考文献（1）表9-9确定，为使制造方便，可灵活变动，取相对一致的值，如端盖的厚度一直。2.通气器参考文献（1）表9-6确定，选M161.5。3.油标尺的选择参考文献（1）表9-14确定，选M12型号。4.油塞的选择参考文献（1）表9-16确定，选M141.5型号。5.起吊装置的选择参考文献（1）表9-20确定，选箱盖吊耳，和箱座吊耳。6.箱体参数及螺栓的选择参考文献（1）表3-1确定。9.润滑与密封因高速级轴的速度为2.262m/大于2m/s。故轴衬的润滑方式为浸油润滑，可以直接在箱体靠内壁开油沟即可。参考文献（1）表3-4来确定的。件速器内转动件的润滑参考文献（1）表3-3，可确定为浸油润滑，中级轴的速度为4.032m/s，底级轴的速度为1.36m/s。可确定最高和最低油面。参考文献（1）表16-2和表16-1可选N150中负荷工业齿轮油。密封件的选择参考文献（1）表16-9，选择毡圈油封及槽。10.设计小结本次设计过程全中途遇到了很多的问题，但在老师和同学的帮助下，我最终克服了种种困难，按期完成了作业。作为一个设计人员，务必要有足够的耐心，去面对种种的麻烦；务必要有足够的细心，去解决一些细小的问题；务必要有足够的责任心，去设计自己的方案。这就是本次设计过程中最重要的心得。    初次进行一次完整的设计，其中有许多的不足，还希望老师和同学们能多多批评指正，让我做得更好。最后，向所有在本次设计过程中帮助和支持过我的老师和同学致以真诚的谢意，特别是指导我设计的周老师，谢谢你。11.参考资料（1）〈机械设计机械设计基础课程设计〉王昆何小柏主编高等教育出版社（2）〈机械设计〉濮良贵纪名刚  主编   高等教育出版社（3）〈机械制图〉        王兰美 主编   高等教育出版社'