机电设备安装设备与调试技术报告.docx
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机电设备安装设备与调试技术报告
机电设备安装设备
与调试技术报告
设计题目机电设备安装与调试
专业机电一体化技术
班级机电1131
设计人张威
完成日期2013-4-15
指导教师:
杨新春杨海波
第一章设计任务书
1.1设计题目：
带式运输机传动系统设计
1.2传动方案图
1.3原始数据
输送带压力F（N）
1300N
输送带速度v（m/s）
1.5
滚筒直径D（mm）
250mm
1.4工作条件：
带式输送机在常温下连续工作，单向运转，空载起动，工作载荷平稳；两班制（每班工作8小时），要求减速器设计寿命为8年，大修期为3年，大批量生产；输送带工作的允许误差为±5%，三相交流电源的电压为380/220V。
第二章传动方案拟定
工作作条件：
使用年限8年，工作为两班工作制，载荷平稳，环境常温。
原始数据：
滚筒圆周力F=1300N；
带速V=1.5m/s；
滚筒直径D=250mm。
方案拟定：
采用Ｖ带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。
2.1电动机选择
电动机类型和结构的选择：
选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。
2.2电动机容量选择：
电动机所需工作功率为:
式
（1）：
=Pw/ηa（kw）
式
（2）：
=Fv/1000（kw）
因此P=FV/1000ηa（kw）
由电动机至运输带的传动总效率为：
η总=η１×η２３×η３×η４×η5
式中：
η1、η2、η3、η4、η5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。
取η１=0.96，η２＝0.99，η３＝0.97，η４＝０.99
则：
η总=0.96×0.99３×0.97×0.99×0.96
=0.86
所以：
电机所需的工作功率：
Pd=FV/1000η总
=（2600×1.8）/（1000×0.86）
=2.4（kw）
2.3确定电动机转速
卷筒工作转速为：
n卷筒＝60×1000·V/（π·D）
=（60×1000×1.8）/（400·π）
=118.41r/min
查《机械设计课程设计》表14-8推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ｉ=3～６，取Ｖ带传动比Ｉ=２～４，则总传动比理论范围为：
Ｉa＝６～２４。
故电动机转速的可选范为
Nd=Ia×n卷筒
=（6～24）×86
=710.46～2368.2r/min
则符合这一范围的同步转速有：
1000r/min和1500r/min
方
案
电动
机型
号
额定功率
电动机转速
（r/min）
电动机重量
参
考
价
格
传动装置传动比
同步转速
满载转速
总传动比
V带传动
减速
器
1
Y160M1-8
4
750
720
68kg
320
16.7
3.34
5.01
2
Y132M1-6
4
1000
960
84kg
480
12.16
3
4.05
3
Y112M-4
4
1500
1440
1240
710
8.37
2.36
3.54
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，可见第3方案比较适合，此选定电动机型号为Y112M-4。
电动机主要外形和安装尺寸：
中心高H
外形尺寸
L×（AC/2+AD）×HD
底角安装尺寸A×B
地脚螺栓孔直径K
轴伸尺寸
D×E
装键部位尺寸F×GD
132
520×345×315
216×178
12
28×80
10×41
2.4确定传动装置的总传动比和分配级传动比
由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n
1.可得传动装置总传动比为：
ia=nm/n=nm/n卷筒
=960/86
=12.16
总传动比等于各传动比的乘积
分配传动装置传动比
ia=i0×i（式中i0、i分别为带传动和减速器的传动比）
2.分配各级传动装置传动比：
按表14-8，取i0=3（普通V带i=2～4）
因为：
ia＝i0×i
所以：
i1＝ia／i0
＝4.05
第三章传动装置的运动和动力设计
3.1运动和动力参数
将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴，Ⅱ轴，......以及i0、i1，......为相邻两轴间的传动比，η01、η12，......为相邻两轴的传动效率
PⅠ、PⅡ，......为各轴的输入功率（KW）TⅠ、TⅡ，......为各轴的输入转矩（N·m）
nⅠ,nⅡ,......为各轴的输入转矩（r/min）
可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数
1、运动参数及动力参数的计算
（1）计算各轴的转数：
Ⅰ轴：
nⅠ=nm/i0
=960/2.8=480（r/min）
Ⅱ轴：
nⅡ=nⅠ/i1
=342.86/3.99=118.4r/min
卷筒轴：
nⅢ=nⅡ
（2）计算各轴的功率：
Ⅰ轴：
PⅠ=Pd×η01=Pd×η1
=5.44×0.96=2.3（KW）
Ⅱ轴：
PⅡ=PⅠ×η12=PⅠ×η2×η3
=5.22×0.99×0.97
=2.2（KW）
卷筒轴：
PⅢ=PⅡ×η23=PⅡ·η2·η4
=5.02×0.99×0.99=2.1（KW）
计算各轴的输入转矩：
电动机轴输出转矩为：
Td=9550·Pd/nm=9550×5.44/960=31N·m
Ⅰ轴：
TⅠ=Td·i0·η01=Td·i0·η1
=54.12×2.8×0.96=8.93N·m
Ⅱ轴：
TⅡ=TⅠ·i1·η12=TⅠ·i1·η2·η3
=145.47×3.99×0.99×0.97=34N·m
卷筒轴输入轴转矩：
TⅢ=TⅡ·η2·η=33N·m4
综合以上数据，得表如下：
轴名
参数
转速
n/r﹒min-1
输入功率
P/kw
输入转矩
T/（N﹒m）
传动比
I
电动机轴
1440
2.4
31
3
I轴
480
2.3
89.3
Ⅱ轴
118.4
2.2
340
4.05
卷筒轴
118.1
2.1
330
3.2V带的设计
（1）选取普通V带型号
由Pc=Ka*P=1.1×2.4=3.12（kw）取A型V带
确定带轮的基准直径，并验算带速：
取小带轮直径d1=100mmd2=n1·d1/n2=i·d1=3×100×=300mm
由表查得取d2=300mm
带速验算：
V=n1·d1·π/（1000×60）
=8.29m/s
介于5~25m/s范围内，故合适确定带长和中心距a：
0.7·（d1+d2）≤a0≤2·（d1+d2）
0.7×（100+300）≤a0≤2×（100+300）
280≤a0≤800
初定中心距a0=500，则带长为
L0=2·a0+π·（d1+d2）+（d2-d1）2/（4·a0）
=2×500+π·（100+300）/2+（300-100）2/（4×500）
=1724mm
由表9-3选用Ld=1800mm的实际中心距
a=a0+（Ld-L0）/2=500+（1400-1602.32）/2=538mm
验算小带轮上的包角α1
α1=180-（d2-d1）×57.3/a
=180-（300-100）×57.3/538=157>120合适
确定带的根数
Z=PC/（（P0+△P0）·KL·Kα）
=3.12/（（1.32+0.11）×1.01×0.93）
=2.4故要取3根A型V带
计算轴上的压力
由9-18的初拉力公式有
F0=500·PC·（2.5/Kα-1）/z·c+q·v2
=566.59N
由9-19得作用在轴上的压力
FQ=2·z·F0·sin（α/2）
=2×7×242.42×sin（155.01/2）=7643.41N
带轮示意图如下：
第四章齿轮传动的设计
（1）、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。
小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为250HBS，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为200HBS。
齿轮精度初选8级
（2）、设计中心距
a
1.取
=527Mpa
2.小齿轮转矩T1=9.55×106×PⅡ/n2=3.1×104Nmm
3.齿宽系数
=0.4i=4.05k=1.5
4.初得中心距a=107.4mm
（3）按齿根疲劳强度公式校核
1.初选螺旋角
=15°取Z1=26，Z2=Z1*i=106
2.确定模数a1=
m=1.58，取m=2
确定中心距a==
=136
修正螺旋角
=
=13.93°
齿宽b=
*a=0.6*136=54.4，取b1=57mm，b2=55mm
校核弯曲强度
第五章轴的设计
齿轮轴的设计
（1）确定轴上零件的定位和固定方式（如图）
1，5—滚动轴承2—轴3—齿轮轴的轮齿段4—套筒
6—密封盖7—轴端挡圈8—轴承端盖9—带轮10—键
（2）按扭转强度估算轴的直径
选用45#调质，硬度217~255HBS
轴的输入功率为PⅠ=2.3KW
转速为nⅠ=480r/min
根据13-2式，并查表13-2，取c=115
d≥
（3）确定轴各段直径和长度
1.从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取D1=Φ20mm，又带轮的宽度B=（Z-1）·e+2·f=（3-1）×18+2×8=52mm则第一段长度L1=60mm
2.右起第二段直径取D2=Φ28mm根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为10mm，则取第二段的长度L2=40mm
3.右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用30207型轴承，其尺寸为d×D×B=35×72×19，那么该段的直径为D3=Φ40mm，长度为L3=18mm
4.右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=Φ47mm，长度取L4=4mm
5.右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为Φ58.6mm，分度圆直径为Φ54mm，齿轮的宽度为57mm，则，此段的直径为D5=Φ58.6mm，长度为L5=57mm
6.右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=Φ47mm长度取L6=4mm
7.右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=Φ35mm，长度L7=21mm
（4）求齿轮上作用力的大小、方向
1.小齿轮分度圆直径：
d1=53.6mm
2.作用在齿轮上的转矩为：
T1=4.58×104N·mm
3.求圆周力FtFt=2T2/d2=2×4.58×104/60=1.7×103N
4.求径向力FrFr=Ft·tanα=1700×tan200=640N
Ft，Fr的方向如下图所示
（5）轴长支反力
根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。
水平面的支反力：
RA=RB=Ft/2=983.33N
垂直面的支反力：
由于选用深沟球轴承则Fa=0
那么RA’=RB’=Fr×62/124=314.1N
（6）画弯矩图
右起第四段剖面C处的弯矩：
水平面的弯矩：
MC=PA×62=60.97Nm
垂直面的弯矩：
MC1’=MC2’=RA’×62=19.47Nm
合成弯矩：
（7）画转矩图：
T=Ft×d1/2=59.0Nm
（8）画当量弯矩图
因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=0.6
可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：
（9）判断危险截面并验算强度
1.右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。
已知MeC2=73.14Nm,由课本表13-1有:
［σ-1］=60Mpa则：
σe=MeC2/W=MeC2/（0.1·D43）
=73.14×1000/（0.1×443）=8.59Nm<［σ-1］
2.右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：
σe=MD/W=MD/（0.1·D13）
=35.4×1000/（0.1×303）=13.11Nm<［σ-1］
所以确定的尺寸是安全的。
受力图如下：
1，5—滚动轴承2—轴3—齿轮4—套筒
6—密封盖7—键8—轴承端盖10—半联轴器
输出轴的设计计算
（1）确定轴上零件的定位和固定方式（如上图）
（2）按扭转强度估算轴的直径
选用45#调质，硬度217~255HBS
轴的输入功率为PⅡ=2.2KW转速为nⅡ=118.4r/min
根据13-2式，并查表13-2，取c=118
d≥
（3）确定轴各段直径和长度
1.从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取Φ35mm，根据计算转矩TC=KA×TⅡ=1.3×518.34=1.77×105Nmm，查标准GB/T5014—2003，选用LXZ2型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=60mm,轴段长L1=82mm
2.右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取Φ40mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=37mm
3.右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用30209型轴承，其尺寸为d×D×B=45×85×21，那么该段的直径为Φ45mm，长度为L3=26
4.右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为218.4mm，则第四段的直径取Φ50mm,齿轮宽为b=55mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=55mm
5.右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=Φ52mm,长度取L5=5mm
6.右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=Φ45mm，长度L6=23mm
（4）求齿轮上作用力的大小、方向
1.大齿轮分度圆直径：
d1=218.4mm
2.作用在齿轮上的转矩为：
T1=1.77×105N·mm
3.求圆周力：
FtFt=2T2/d2=2×1.77×105/218.4=1624N
4.求径向力FrFr=Ft·tanα=611N
Ft，Fr的方向如下图所示
（5）轴长支反力
根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。
水平面的支反力：
RA=RB=Ft/2=812N
垂直面的支反力：
RB2=
=834NRD2=
=233（方向下下）
（6）画弯矩图
右起第四段剖面C处的弯矩：
水平面的弯矩：
MC=RB×41.5=33698Nm
垂直面的弯矩：
MC1-=RB2×41.5=34611Nm
MC2+=-RD2×41.5=-9254.5
合成弯矩：
MC-=
MC+=
（7）画转矩图：
T=Ft×d2/2=508.0Nm
（8）画当量弯矩图
因为是单向回转，转矩为脉动循环，α=0.59
可得右起第四段剖面C处的当量弯矩：
（9）判断危险截面并验算强度
1.右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。
已知MeC2=307.56Nm,由课本表13-1有:
［σ-1］=60Mpa则：
σe=MeC2/W=MeC2/（0.1·D43）
=307.56×1000/（0.1×603）=14.24Nm<［σ-1］
2.右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：
σe=MD/W=MD/（0.1·D13）
=304.8×1000/（0.1×453）=33.45Nm<［σ-1］
所以确定的尺寸是安全的。
以上计算所需的图如下：
第六章箱体结构设计
（1）窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。
润滑油也由此注入机体内。
窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。
（2）放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。
（3）油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。
油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。
（4）通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。
所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。
（5）启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。
为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。
在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。
对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。
（6）调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。
有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。
（7）环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。
（8）密封装置在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。
密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。
箱体结构尺寸选择如下表：
名称
符号
尺寸（mm）
机座壁厚
δ
8
机盖壁厚
δ1
8
机座凸缘厚度
b
12
机盖凸缘厚度
b1
12
机座底凸缘厚度
b2
20
地脚螺钉直径
df
14
地脚螺钉数目
n
4
轴承旁联结螺栓直径
d1
12
机盖与机座联接螺栓直径
d2
12
联轴器螺栓d2的间距
l
160
轴承端盖螺钉直径
d3
8
窥视孔盖螺钉直径
d4
8
df，d1,d2至外机壁距离
C1
20,18,14
df，d2至凸缘边缘距离
C2
18,12
轴承旁凸台半径
R1
14,14
凸台高度
h
根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准
外机壁至轴承座端面距离
l1
60，44
大齿轮顶圆与内机壁距离
△1
12
齿轮端面与内机壁距离
△2
8
机盖、机座肋厚
m1,m2
10，14
轴承端盖外径
D2
90，105
轴承端盖凸缘厚度
t
10
轴承旁联接螺栓距离
S
尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D2
第七章联轴器的设计
（1）类型选择
由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联。
（2）载荷计算
计算转矩TC=KA×TⅡ=1.3×518.34=673.84Nm,其中KA为工况系数，由课本表14-1得KA=1.3
（3）型号选择
根据TC，轴径d，轴的转速n,查标准GB/T5014—2003，选用LXZ2型弹性柱销联，其额定转矩[T]=1250Nm,许用转速[n]=3750r/m,故符合要求。
第八章密封和润滑的设计
1.密封
由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。
毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。
毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。
轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。
2．润滑
（1）对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v<12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。
同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于30~50mm。
对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V0=0.35~0.7m3。
（2）对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。
这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将滑动表面完全分开的一层薄膜。
参考资料:
《机械工程设计基础》黄淑容主编——机械工业出版社
《机械设计课程设计》朱家诚主编——合肥工业大学出版社
《机械设计基础》谭放鸣主编——化学工业出版社
《课程指导与简明手册》彭宇辉主编—中南大学出版社
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