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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；输送带工作拉力； 滚筒直径； 滚筒效率（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； 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
2、传动方案可以估算出系统的传动效率 联轴器效率 滚动轴承传动效率 蜗杆传动效率 传动滚筒效率 设计过程 设计结果 则电机输入功率为 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/min 3.2.2计算传动比和传动比分配 总传动比 3.2.3传动装置的运动和动力参数的计算 1.各轴转速： 2.各轴功率： 3.各轴扭矩： 额定功率 11kw
3、额定电压 220 ~380v 满载转速 1460r/min 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 确定载荷系数 因工作载荷较稳定故取载荷分布不均悉数=1 使用系数
4、动载系数 确定弹性影响系数 因选用青铜蜗轮与刚蜗杆相配，故=160 先假设分度圆直径和传动中心距a的比值可查得 确定许用应力 要求寿命两班制8年 应力循环系数 寿命系数 设计内容 设计结果 计算按中心距 取中心距a=225mm m=8 =80 i=24.56 所以因此以上结果可用 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 直径系数 齿顶圆直径 齿根圆直径
5、 分度圆导程角 蜗杆轴向齿厚 2) 蜗轮的主要参数与几何尺寸 蜗轮齿数 变位系数 蜗轮分度圆直径 蜗轮喉圆直径 蜗轮齿根圆直径 a=225mm m=8 i=24.56 设计内容 设计结果 蜗轮咽喉母圆半径 校核齿根弯曲疲劳强度 当量齿数 齿形系数 螺旋角系数 许用弯曲应力[ ZCUSn10PL制造的蜗轮的基本许用弯曲应力为 [
6、 寿命系数 弯曲强度满足 3.4.3验算效率 查表 大于原估计值，故不用重算 设计内容 设计结果 3.4.4热平衡计算 蜗杆的传递功率P=8.176kw 取 则正常工作所需面积 箱体面积为 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′=1.63 则总散热面积为符合散热要求 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
7、 S′=1.63 设计内容 设计结果 初步确定轴的最小直径 联轴器计算转矩 选用TLL1P93联轴器。工称转矩 T=125N.mm d=30mm L=86mm 综合考虑 选用圆锥滚子轴承32309 d=45mm D=100mm B=36mm 挡油环宽度3mm∴ 初步确定 保证轴承端盖和联轴器有30mm距离∴ 根据 蜗轮齿顶圆直径=376mm， 蜗轮齿顶圆机箱体距离l=10mm 初步定 3.5
8、2蜗杆轴的设计计算 图3.4蜗轮轴结构简图 初步确定轴的最小直径 设计内容 设计结果 联轴器计算转矩 轴器计算转矩 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 选用深沟球轴承 6016 d=80mm D=125mm B=22mm 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 ∴ 初步确定 保证
9、轴承端盖和联轴器有30mm距离∴ 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 根据 轴肩h=6mm，轴环宽度b≥1.4h取 根据箱体初步确定 3.5.3轴承的校核计算 1) 蜗杆轴 ，圆锥滚子轴承32309 d=45mm D=100mm B=36mm C=145Mpa =188Mpa e=0.35 设计内容 设计结果 图3.5
10、蜗轮轴向受力图 =2543N 图3.6 蜗轮在垂直面上的受力图 图3.7 蜗轮在水平面上的受力图 ×427.3=×213.56 =2543N 设计过程 设计结果 径向载荷系数和轴向载荷系数 轴承一=0.4 =1.7 轴承二=1 =0 轴承当量动载荷 因为＞所以按轴承一的受力大小验算 ∴轴承合格 2) 蜗轮轴，深
11、沟球轴承 6016 d=80mm D=125mm B=22mm C=47.5Mpa d=376mm 图3.8 蜗杆轴向受力图 轴承一 =1.7 轴承二 设计内容 设计结果 图3.9 蜗杆在垂直面上的受力图 图2.10 蜗杆在水平面上的受力图 先取e=0.3
12、 设计内容 设计结果 两次计算值相差较大，再插值计算一次 两次计算值相差不大，因此确定 =0.2633 径向载荷系数和轴向载荷系数 ∴轴承一 轴承二 轴承当量动载荷 轴承一 轴承二 设计内容 设计结果 因为所以按轴承一的受力大小验算 可用1
13、4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 查表得需用压应力[ T= 67.5N.m D=30mm 键的工作长度l=L-b/2=75mm 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[ T=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=5.5mm 合格 3) 蜗轮轴上的联轴器键 宽度b=22mm 高度h=14mm 键长
14、L=100mm 查表得需用压应力[ 宽度b=8mm 高度h=7mm 键长L=79mm 宽度b=18mm 高度h=11mm 键长L=100mm 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=5.5mm 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
15、 支反力F 弯矩M 总弯矩 扭矩T T=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=0.3 安全 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=0.3 安全 精确校核轴的疲劳强度 设计内容 设计结果 取有效应力集中系数 综合系数为 取 取 安全
16、 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F 弯矩M 总弯矩 扭矩T T=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 抗扭截面系数 左侧 T =1313390 N.mm 45#钢，调制处理查表得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数和 插
17、值法得 =1.54 材料的敏感性系数为 ∴有效应力集中系数为 尺寸系数 磨削 表面质量系数为=0.92 表面强化处理 综合系数为 碳钢特性系数 取 取 设计内容 设计结果 安全 右侧 精确校核轴的疲劳强度 抗弯截面系数 抗扭截面系数 T =391240 N.mm 过盈配合处 磨削 表面质量系数为=0.92 表面强化处理 综合系数为 碳钢特性系数 取 设计内容 设计结果 取 3.6润滑方式密封装置的选择 轴承 采用脂润滑 蜗杆传动的相对滑动速度 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 78
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