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1、机械设计课程设计说明书第3章 带式输送机传动装置的设计设计过程设计结果3.1设计任务书输送带工作速度1.4m/s；输送带工作拉力F=5.5 kN；滚筒直径D=450mm；滚筒效率j=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）；工作情况 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；动力来源 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 一半机械厂制造，小批量生产。图1.1总体方案简图3.2原动机选择3.2.1选择电动机按工作要求选用Y系列全封闭自扇冷式笼形三相异步电机，电压380V由传动
2、方案可以估算出系统的传动效率总=122234联轴器效率1=0.99滚动轴承传动效率 2=0.99蜗杆传动效率3=0.8传动滚筒效率4=0.96总=0.9920.9920.80.96=0.738设计过程设计结果则电机输入功率为Pd= 7.70.738=10.43kw根据已知条件及计算结果选择Y160L-4型号的电机，其各项参数如下额定功率 11kw额定电压220 380v满载转速 1460r/min3.2.2计算传动比和传动比分配总传动比ia=146059.45=24.563.2.3传动装置的运动和动力参数的计算1.各轴转速：n1=1460r/minn2=1460r/minn3=1460/24.
3、6=59.45r/minn4=59.5r/min2.各轴功率：P1=10.43kwP2=10.430.99=10.32kwP3=10.430.990.8=8.17kwP4=10.430.990.80.96= 7.7kw3.各轴扭矩： T1=955010.431460 =68.2N.mT2= 955010.231460 = 67.5N.mT3= 95508.1859.45 = 1313.3N.mT4=95507.759.45 = 1236.3N.mPd=10.43kw额定功率 11kw额定电压220 380v满载转速 1460r/minia=24.56n1=1460r/minn2=1460r/m
4、inn3=59.45r/minn4=59.5r/minP1=10.43kwP2=10.32kwP3=8.17kwP4= 7.7kwT1=68.2N.mT2= 9 67.5N.mT3= 1313.3N.mT4= 1236.3N.m设计过程设计结果3.4传动零件的设计计算3.4.1 按齿面接触疲劳强度进行设计选用渐开线 ZI蜗杆8级精度材料：蜗轮ZCUSn10PL（调质）硬度为280HBS蜗杆45#钢（调质）硬度为240HBS，硬度相差40HBS蜗杆输入功率为10.22kW,蜗杆转速1460r/min,传动比i=24.56，小批量生产传动不反向，工作载荷稳定。确定作用在涡轮上的转矩 T=9.551
5、06Pn/i=9.5510.220.81460/24.56=1313386N.mm确定载荷系数因工作载荷较稳定故取载荷分布不均悉数K=1使用系数KA=1.15动载系数K=1.05K=KKAK1.21确定弹性影响系数因选用青铜蜗轮与刚蜗杆相配，故ZE=160 Mpa12先假设分度圆直径d1和传动中心距a的比值d1a=0.35可查得Z=2.9确定许用应力H=268Mpa要求寿命两班制8年Lh=163008=38400h应力循环系数N=60jn2Ln=60159.4538400=1.37108寿命系数KHN=81071.37108=0.721Lh=38400hN=1.37108KHN=0.721设计
6、内容设计结果H= KHNH=2680.721=193Mpa计算按中心距a31.2113133861602.91932=209.427取中心距a=225mm m=8 d1=80 i=24.56d1a=0.3560.35所以ZZ因此以上结果可用3.4.2 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸1) 蜗杆的主要参数与几何尺寸轴向齿距Pa=m=25.1mm直径系数q=d1m=10齿顶圆直径dal=d1+2ha*m=96mm齿根圆直径dfl=d1-(2ha*m+c)=62.4mm c=c*m=1.6分度圆导程角=arctanz1q= arctan20 =111836蜗杆轴向齿厚Sa=12m=12.57mm2)
7、蜗轮的主要参数与几何尺寸蜗轮齿数z2=47变位系数x2=am-d1+d22m=-0.375蜗轮分度圆直径d2=mz2=376mm蜗轮喉圆直径da2=d2+2ha2=386 mm ha2=m(ha*+x2)=5蜗轮齿根圆直径df2=d2-2hf2=351mm hf2=m(ha*-x2+c*)=12.6a=225mm m=8 d1=80mm i=24.56Pa=25.1mmq=10dal=96mmdfl=62.4mm =111836Sa=12.57mmz2=47x2=-0.375d2=376mmda2=386 mm df2=351mm设计内容设计结果蜗轮咽喉母圆半径rg2=a-12da2=32mm
8、校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数zv2=z2cos3=49.855齿形系数YFa2=2.62螺旋角系数Y=1-140=0.9192许用弯曲应力F= FKFNZCUSn10PL制造的蜗轮的基本许用弯曲应力为F=56Mpa寿命系数KFN=91061.37108=0.579F=32.417Mpa F=24.334Mpa FF弯曲强度满足3.4.3验算效率Vs=d1n1601000cos=6.234查表V=1.1707=（0.950.96）tantan(+V)=0.85840.8674大于原估计值，故不用重算rg2=32mmzv2=49.855YFa2=2.62Y=10.9192KFN=0.579=0.8
9、5840.8674设计内容设计结果3.4.4热平衡计算蜗杆的传递功率P=8.176kw1=1000P1-=1635.2J/s取t0=70 ta=35 ad=17.4 则正常工作所需面积S=1000ad(t0-ta)=2.68m2箱体面积为S=1.63m2需增设散热片，散热片尺寸如图，共36片图3.2散热片尺寸图散热片所增加面积为S=1.63m2则总散热面积为S总=2.69m2 符合散热要求3.5轴的计算3.5.1蜗轮轴的设计计算图3.3 蜗杆轴结构简图S=2.68m2S=1.63m2S总=2.69m2设计内容设计结果初步确定轴的最小直径dmin=A03P2n2=112310.321460=21
10、.5联轴器计算转矩Tca=KAT3=1.567504=101.256N.m选用TLL1P93联轴器。工称转矩T=125N.mm d=30mm L=86mm综合考虑d-=30mm l-=84mm选用圆锥滚子轴承32309 d=45mm D=100mm B=36mmd-=45mm d-=45mm挡油环宽度3mml-=39mm l-=39mm初步确定d-=39mm保证轴承端盖和联轴器有30mm距离l-=57mm根据d2=2(0.070.1)d1 d-=d-=51mm蜗轮齿顶圆直径da=376mm，蜗轮齿顶圆机箱体距离l=10mm初步定l-=l-=115mm3.5.2蜗杆轴的设计计算图3.4蜗轮轴结构
11、简图初步确定轴的最小直径dmin=A03P2n2=11238.1759.45=57.8mmdmin=21.5d-=30mmd-=39mmd-=45mmd-=51mmd-=51mmd-=45mml-=84mml-=57mml-=39mm l-=115mml-=39mml-=39mmdmin=57.8mm设计内容设计结果联轴器计算转矩轴器计算转矩Tca=KAT3=1.51312422=1968.66N.m选用HL5型弹性柱销联轴器。公称转矩T=2000N.mm d=60mm L=107mm综合考虑d-=60mm l-=105mm选用深沟球轴承 6016 d=80mm D=125mm B=22mm
12、d-=80mm d-=80mm挡油环宽度为13mm，套筒宽度为23mm.为了使套筒端面可靠地压紧蜗轮，此轴段应超出轮毂一段距离l-=13+23+22+4=62mm l-=13+22=35mm初步确定d-=70mm保证轴承端盖和联轴器有30mm距离l-=50mm轮毂直径d=85mm ，轮毂长度l=114mm为了使套筒端面可靠地压紧蜗轮，此轴段应略小于轮毂一段距离d-= 85mm l-=110mm根据d2=2(0.070.1)d1d-=97mm轴肩h=6mm，轴环宽度b1.4h取l-=12mm 根据箱体初步确定 d-=92mm l-=11mm3.5.3轴承的校核计算1) 蜗杆轴 ，圆锥滚子轴承32
13、309d=45mm D=100mm B=36mm C=145Mpa C0=188Mpa e=0.35d-=60mmd-=70mmd-=80mmd-= 85mmd-=97mmd-=92mmd-=80mml-=105mmd-=70mml-=62mml-=110mml-=12mml-=11mml-=35mm设计内容设计结果图3.5 蜗轮轴向受力图Fte=1688N Fae=6986N Fre=2543N图3.6 蜗轮在垂直面上的受力图Fr1v427.3=Fre213.56-Faed2Fr1v=611N Fr2v=Fre-Fr1v=1932N图3.7 蜗轮在水平面上的受力图Fr1H427.3=Fte2
14、13.56Fr1H=844N Fr2H=844NFr1=Fr1v2+Fr1H2=1042NFr2=Fr2v2+Fr2H2=2108NFte=1688N Fae=6986N Fre=2543NFr1v=611N Fr2v=932NFr1H=844N Fr2H=844NFr1=1042NFr2=2108N设计过程设计结果Fd1=Fr2e=365NFd2=Fr2e=738NFa1=Fae+Fd2=7724NFa2=738NFa1Fr1=77241042=7.41eFa2Fr2=7382108=0.35e径向载荷系数和轴向载荷系数轴承一X1=0.4 Y1=1.7轴承二X2=1 Y2 =0轴承当量动载荷
15、P1=1.20.41042+1.77724=16257.12P2=1.2 12108= 2529.6因为P1P2所以按轴承一的受力大小验算Lh=10660nCP1=10660146014500016257.12103=167979600h轴承合格2) 蜗轮轴，深沟球轴承 6016 d=80mm D=125mm B=22mm C=47.5Mpa C0=39.8Mpa d=376mm图3.8 蜗杆轴向受力图Fte=6986N Fae=1688N Fre=2543N轴承一X=0.41 Y1=1.7轴承二X2=1 Y2=0Lh=16797Fte=6986N Fae=1688N Fre=2543N设计内
16、容设计结果图3.9 蜗杆在垂直面上的受力图Fr1v200=Fre100-Faed2Fr1v=-315N Fr2v=Fre+Fr1v=2858N图2.10 蜗杆在水平面上的受力图Fr1H200=Fte100Fr1H=3493N Fr2H=3493NFr1=Fr1v2+Fr1H2=4513NFr2=Fr2v2+Fr2H2=3507N先取e=0.3Fd1=Fr1e=1354NFd2=Fr2e=1052NFa1=Fae+Fd2=2740NFa2=Fd2=1052NFa1C0=274039800=0.0688Fa2C0=105239800=0.0264Fr1v=-315N Fr2v=2858NFr1H=
17、3493N Fr2H=3493N设计内容设计结果Fd1=Fr1e1=1213NFd2=Fr2e2=835NFa1=Fae+Fd2=2523NFa2=Fd2=835NFa1C0=252339800=0.0633Fa2C0=83539800=0.0216两次计算FaC0值相差较大，再插值计算一次e1=0.2633 e2=0.22Fd1=Fr1e1=1188NFd2=Fr2e2=772NFd2=Fr2e2=2460NFa1=Fae+Fd2=772NFa1C0=246039800=0.0617Fa2C0=77239800=0.020两次计算FaC0值相差不大，因此确定e1=0.2633 e2=0.22
18、Fa1Fr1=24604513=0.545e1Fa2Fr2=7723507=0.35e2径向载荷系数和轴向载荷系数轴承一X1=0.56 Y1=2.0轴承二X2=1 Y2=0 轴承当量动载荷P1=1.20.564513+22460=7447轴承一X1=0.56 Y1=2.0轴承二X2=1 Y2=0设计内容设计结果P2=1.2 13507= 3669因为P1P2所以按轴承一的受力大小验算Lh=10660nCP1=1066059.45475007447103=7276338400h可用14年轴承合格3.5.4键的校核计算1) 蜗杆上的联轴器键宽度b=8mm 高度h=7mm 键长L=79mm查表得需用
19、压应力P=100120MpaT= 67.5N.m D=30mm键的工作长度l=L-b/2=75mmP=2T103kld=17.14MP合格2) 蜗轮轴上的联轴器键宽度b=18mm 高度h=11mm 键长L=100mm查表得需用压应力P=100120MpaT=1313.3N.m D=60mm键的工作长度l=L-b/2=91mm键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=5.5mmP=2T103kld=87.47MpaP合格3) 蜗轮轴上的联轴器键宽度b=22mm 高度h=14mm 键长L=100mm查表得需用压应力P=100120MpaLh=72763h宽度b=8mm 高度h=7mm 键长L=79mmP
20、=17.14P宽度b=18mm 高度h=11mm 键长L=100mmP=87.47P宽度b=22mm 高度h=14mm 键长L=100mm设计内容设计结果T=1313.3N.m D=85mm键的工作长度l=L-b/2=91mm键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=5.5mmP=2T103kld=61.74MpaP合格3.5.5蜗杆轴的校核计算1) 蜗杆轴的校核载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=844NFNH2=844NFNv1=326N FNV2=2217N弯矩MMH=156984N.mmMV1=60636N.mm MV1=60636N.mm总弯矩M1=MH2+MV12=168288 N.m
21、mM2=MH2+MV22=441233N.mm扭矩TT=67500 N.mm表3.1 支反力、弯矩及扭矩值表按弯矩合成应力校核轴的强度a=0.3ca=M22+aT12W=8.6Mpa安全P=61.74P设计内容设计结果图3.12 蜗杆轴简图按弯矩合成应力校核轴的强度a=0.3ca=M22+aT12W=8.6Mpa安全精确校核轴的疲劳强度W=0.1d3=0.113=22698mm3WT=0.2d3=0.213=45396mm3M=M2=441233N.mmT=T1=67500 N.mm设计内容设计结果b=MW=44123322698=19.4 MpaT=T1WT=6750045396=1.5 M
22、pa取有效应力集中系数K=1k=k=1=0.67=0.82=0.92综合系数为K=k+1-1=1.58K=k+1-1=1.31=0.10.2 取=0.1=0.050.1取=0.05 S=-1Ka+m=2751.5819.4+0.10=8.97S=-1Ka+m=1551.311.52+0.051.52=151.96Sca=SSS2+S2=8.97151.968.972+151.962=8.96S=1.5安全 Sca=8.96安全设计内容设计结果2) 蜗轮轴轴的校核表3.2 支反力、弯矩及扭矩值表载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=3493FNH2=3493NFNv1=-315NFNV2=285
23、8N弯矩MMH=726544N.mmMV1=531176N.mmMV2=-2232N.mm总弯矩M1=MH2+MV12=578343 N.mmM2=MH2+MV22=726547N.mm扭矩TT=1313.39 N.mm图3.13蜗轮轴的简图设计内容设计结果精确校核轴的疲劳强度抗弯截面系数W=0.1d3=0.113=51200mm3抗扭截面系数WT=0.2d3=0.213=102400mm3左侧M=578343104-53104=283610N.mm T =1313390 N.mmb=MW=283610512000=5.5 MpaT=T1WT=1313390102400=12.83 Mpa45
24、#钢，调制处理查表得B=640 Mpa -1=275 Mpa -1=155 Mpa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数和rd=2.280=0.040Dd=11080=1.375插值法得=2.05 =1.54材料的敏感性系数为q=0.82 q=0.82有效应力集中系数为k=1+q(-1)=1.861k=1+q(-1)=1.26尺寸系数=0.72 =0.85磨削 表面质量系数为=0.92 表面强化处理综合系数为K=k+1-1=2.7 K=k+1-1=1.8碳钢特性系数=0.10.2 取=0.1=0.050.1取=0.05 设计内容设计结果S=-1Ka+m=2751.865.5+0.10=26.8
25、8S=-1Ka+m=1551.4950+0.0512.83=241.6Sca=SSS2+S2=26.88241.626.882+241.622=26.7S=1.5安全右侧精确校核轴的疲劳强度抗弯截面系数W=0.1d3=0.113=100000mm3抗扭截面系数WT=0.2d3=0.213=200000mm3M=578343104-53104=283610N.mmT =391240 N.mmb=MW=283610100000=2.84 MpaT=T1WT=391240200000=1.96 Mpa过盈配合处kk=2.6 kk=2.08磨削 表面质量系数为=0.92表面强化处理综合系数为K=k+1-1=2.7K=k+1-1=2.2碳钢特性系数=0.10.2 取=0.1Sca=26.7设计内容设计结果=0.050.1取=0.05 S=-1Ka+m=2752.72.8361+0.10=35.9S=-1Ka+m=1552.20+0.051.9562=15843.6润滑方式密封装置的选择轴承 dn=8059.45=0.476103 采用脂润滑蜗杆传动的相对滑动速度v=dn601000=80146060000=6.11m/s采用油池润滑3.7减速器装配见图纸集第三章。轴承采用脂润滑蜗杆采用油池润滑67