機械設計課程說明說帶式輸送機傳動裝置設計

1、機械設計課程設計說明書設計題目：帶式輸送機傳動裝置設計學生姓名：李同福學 號：1003310215班 級：汽修2班院 系： 機械工程專 業(yè)： 高級轎車診斷與維修指導教師：田素玲完成日期： 2012年7月 1日哈 爾 濱 劍 橋 學 院課程設計的內(nèi)容設計題目：帶式輸送機傳動裝置設計一、傳動方案簡圖 二、已知條件：1、帶式輸送機的有關(guān)原始數(shù)據(jù)： 減速器齒輪類型： 直齒圓柱齒輪 ； 輸送帶工作拉力：f= 2800 n； 輸送帶工作速度：v= 1.30 m/s； 滾筒直徑：d= 300 mm.2、滾筒效率：=0.96（包括滾筒與軸承的效率損失）；3、工作情況：使用期限12年，兩班制（每年按300天計算

2、），單向運轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)速誤差不得超過5%，載荷有輕微振動；4、工作環(huán)境：運送砂、石等，室內(nèi)常溫，灰塵較大；5、檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；6、制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)；7、動力來源：電力，三相交流，電壓380220v。三、設計任務：1、傳動方案的分析和擬定2、設計計算內(nèi)容1) 運動參數(shù)的計算，電動機的選擇； 2) v帶傳動的設計計算；3) 齒輪傳動的設計計算； 4) 軸的設計與強度計算；5) 滾動軸承的選擇與校核； 6) 鍵的選擇與強度校核；7) 聯(lián)軸器的選擇。3、設計繪圖：1）減速器裝配圖一張（a0或a1圖紙）；2）零件工作圖2張（低速級齒輪、低速軸

3、，a2或a3圖紙）；3）設計計算說明書1份（6000字）；4）減速器三維爆炸圖（此項選做）。注：提交cad圖的同學在提交圖紙和說明書打印稿的同時必需提交相應電子版文件、手工繪制的裝配圖草圖和手寫計算說明書草稿。四、主要參考書目 1李育錫.機械設計課程設計m.北京：高等教育出版社，2008. 2濮良貴.機械設計（第八版）m.北京：高等教育出版社，2006. 3成大仙.機械設計手冊（第5版）m.北京：化學工業(yè)出版社，2007.目 錄機械設計基礎(chǔ)課程設計任務書(1)一、傳動方案的擬定及說明( 2)二、電動機的選擇.(2)三、v帶的設計計算.(3)四、齒輪的設計.(4)五、軸的設計及校核（8）六、軸承

4、的壽命校核.(13)七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算.(15)八、鑄件減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸計算表及附件的選擇.(16)九、潤滑與密封方式的選擇、潤滑劑的選擇.(17)十、設計小結(jié)(17)十一、(17)設計計算及說明結(jié) 果1. 傳動方案的擬定及說明 傳動方案初步確定為兩級減速器（包含帶輪減速和一級圓柱齒輪輪廓傳動減速），說明如下： 為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇合適的傳動機構(gòu)擬定傳動方案，可先由已知條件計算其驅(qū)動卷筒的轉(zhuǎn)速，即 一般常選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機作為原動機，傳動比約在1315左右，可選用任務書中的傳動方式進行設計。2. 電機的選擇1、電動機類型和結(jié)構(gòu)型式 按工作要求

5、和工作條件，選用一般用途的y系列（ip44）三向異步電動機。它為臥式全封閉結(jié)構(gòu)，具有防止灰塵等其他雜物侵入電機內(nèi)部的特點。2、電動機容量1)、 電機所需功率 2)、 電動機輸出功率 傳動裝置的總效率 式中，為從電動機至滾筒軸之間的各傳動機構(gòu)和軸承的效率。由參考書【1】表2-4查得：普通v帶的效率為，一對滾動軸承的效率為（初選球軸承），閉式齒輪傳動效率為（初定8級精度），滑動聯(lián)軸器的效率。卷筒傳動的效率則故 確定電動機的轉(zhuǎn)速滾筒軸的轉(zhuǎn)速為 3、 電動機額定功率由【1】表17-7選取電動機額定功率4、電動機的轉(zhuǎn)速 為了便于選擇電動機轉(zhuǎn)速，先推算電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍。由任務書中推薦減速裝置傳動比范圍

6、，則電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為可見同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機均符合。由【1】表17-7選定電動機的型號為y132s-4。主要性能如下表:電機型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩y132s-45.5kw1440r/min2.22.25、計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比1）、總傳動比（復核620）2)、分配傳動比 假設v帶傳動的傳動比，則減速器傳動的傳動比三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1各軸轉(zhuǎn)速 減速器傳動裝置各軸從高速軸至低速軸依次編號為：軸、軸，滾筒軸為軸。各軸的轉(zhuǎn)速為（r/min）高速軸的轉(zhuǎn)速 低速軸的轉(zhuǎn)速 滾筒軸的轉(zhuǎn)速 2.各軸輸入功率為()高速軸的輸入功率 低速軸的輸入功率 滾筒

7、軸的輸入功率 3.各軸輸入轉(zhuǎn)矩（nm）1）、電機軸的轉(zhuǎn)矩 2）、軸的轉(zhuǎn)矩為 3）、軸的轉(zhuǎn)矩為 4）、軸的轉(zhuǎn)矩為 將各數(shù)據(jù)匯總?cè)缦?表1 傳動參數(shù)的數(shù)據(jù)表 電機軸軸軸軸功率pkw5.54.1283.9643.806轉(zhuǎn)矩t(nm)36.4882.13457.42439.19轉(zhuǎn)速n(rmin)144048082.7682.76傳動比i17.3935.80效率0.960.990.97 四、傳動件的設計計算1、設計帶傳動的主要參數(shù)1）、 已知帶傳動的工作條件：兩班制（共16h），連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷變動小，所需傳遞的額定功率p=5.5kw，小帶輪轉(zhuǎn)速, 大帶輪轉(zhuǎn)速，傳動比i=3。2）、設計內(nèi)容包括選擇帶的

8、型號、確定基準長度、根數(shù)、中心距、帶的材料、基準直徑以及結(jié)構(gòu)尺寸、初拉力和壓軸力等等。3）、確定計算工率由【2】表8-7查得工作情況系數(shù) ，故選擇v帶的帶型根據(jù) 由圖13-15選用a型。4）、確定帶輪的基準直徑并驗算帶速v(1)、初選小帶輪的基準直徑 。由表13-9，取小帶輪的基準直徑=125mm。(2)、驗算帶速v。因為5m/sv25m/s，故帶速合適。(3)、計算大帶輪的基準直徑。=i1=mm 根據(jù)表13-16，圓整為。5)、確定v帶的中心距a和基準直徑。(1)、根據(jù)式 即 初定中心距(2)、由由【2】表8-2選帶的基準長度。(3)、計算實際中心距a。 中心距的變化范圍為350mm-100

9、0mm。6)、驗算小帶輪上的包角 4)、計算單根v帶的額定功率 。由=125mm和 ，查表13-4得kw。根據(jù),i1=3查表13-5得。查表13-7得，2表13-2得，于是7)、計算v帶的根數(shù)z。 取z=3根。8）、計算單根v帶的初拉力的最小值由表13-15得a型帶的單位長度質(zhì)量q=0.kg/m,所以應使帶的實際初拉力9）、計算壓軸力壓軸力的最小值為10） 、帶輪結(jié)構(gòu)設計(略)2、 齒輪傳動設計1）、選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù)(1)、按圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。(2)、帶式機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（gb1009588）。(3)、材料選擇。由表10-1選

10、擇小齒輪材料45（調(diào)質(zhì)），硬度197286hbs,大齒輪材料為45（正火），硬度為156217hbs。二者硬度差為40hbs左右。(4)、選小齒輪齒數(shù)，齒輪傳動比為i2=5.8，則大齒輪齒數(shù)，取。2）、按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算公式進行計算，即 進行計算。3）、確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值(1)、由表11-3選載荷系數(shù)(2)、計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。(3)、由表11-6選取齒寬系數(shù)。(4)、由表11-4差得材料的彈性影響系數(shù)(5)、由圖10-21d按齒面硬度差得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1,則5）、計算(1)、試算小齒

11、輪分度圓直徑代人中較小的值。(2)、計算圓周速度（3）計算模數(shù)： 由表4-1將m轉(zhuǎn)化為標準模數(shù)，m=4中心距 齒寬 （4）校核齒根彎曲疲勞強度 由校核公式11-5得52 由圖11-8和11-9得 則：兩齒輪材料許用彎曲疲勞應力分別為： 將上述參數(shù)分別帶入校核公式，可得兩齒輪的齒根彎曲疲勞應力分別為所以兩齒輪齒根彎曲疲勞強度均足夠6）齒輪其他尺寸計算： 分度圓直徑： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑：齒輪的圓周速度： 對照表11-2可知選用9級精度是合宜的。取彎曲疲勞許用安全系數(shù)s=1.4，則14）、計算載荷系數(shù)k。15）、查取齒形系數(shù)。由【2】表10-5查得 。16）、查取應力校正系數(shù)。由【2】表10

12、-5查得 。17）、計算大、小齒輪的并加以比較。大齒輪的數(shù)值大。18）、設計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取彎曲疲勞強度算得的模數(shù)2.12mm，并就近圓整為標準值為m=2.5mm，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù) ，取 ，取19)、幾何尺寸的計算(1)、計算分度圓直徑(2)、計算中心距20） 、計算齒輪寬度 取。 表2 設計后傳動參數(shù)的數(shù)據(jù)表 電機軸軸軸軸功率pkw4.03.843.7263.5

13、05轉(zhuǎn)矩t(nm)39.80129.88541.93509.93轉(zhuǎn)速n(rmin)960282.3565.6665.66傳動比i3.44.311效率0.960.970.985、 軸的設計計算 1 選取軸的材料為45鋼調(diào)質(zhì)，查表14-1得強度極限為，硬度為hbs217255,屈服極限為 2 按扭矩初算軸徑 考慮軸的一端有個鍵槽，將直徑增大1.1%，則 （1） 軸上零件的定位，固定和裝配單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪右面由軸肩定位，左面用套筒軸向固定，連接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和套筒固定，則采用過渡配合固定。 為了便于軸上零件的裝拆，常將軸做成階梯形。

14、對于一般剖分式箱體中的軸，它的直徑從軸端逐漸向中間增大，可依次將齒輪，套筒，左端滾動軸承，軸承蓋和帶輪從軸的左端拆裝，另一滾動軸承從右端拆裝，為使軸上零件易于安裝，軸端及各軸段的端部應有倒角。（2） 確定軸各段直徑和長度 1段 又帶輪寬度可查表18-2得b=50mm,因為軸頭長度是由所裝零件的輪轂寬度決定的，其長度要比輪轂寬度小23mm，所以則取第一段長度2段 軸肩高度取h=2.5mm，則 該段的長度要根據(jù)軸承端蓋的高度，軸承端蓋和箱體內(nèi)壁之間的距離來確定，取3段 其內(nèi)徑為40mm，所以初選6208型深溝球軸承，由表11-查得寬度b=18mm，則該段的直徑，長度4段 該段為滾動軸承的定位軸肩，

15、其直徑應小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取，長度5段 該段為齒輪軸段，取，取，由于齒輪的寬度為75mm，則取此段長度6段 和第4段的作用一樣，尺寸也一樣，長度7段 與第3段類似取，（3） 主動軸的強度校核扭矩：圓周力： 徑向力：由上述確定的個軸長度尺寸得，兩支座間距離 水平面的支反力：水平面的彎矩：垂直面的支反力：垂直面的彎矩： 將水平面與垂直面上的彎矩按矢量和合成起來，其大小為：危險截面的當量彎矩： 校核軸的強度：軸在c處截面的彎矩與扭矩最大，故為軸的危險截面，軸單向轉(zhuǎn)動，扭矩可認為按脈動循環(huán)變化，固取折合系數(shù)。軸的材料為45鋼，調(diào)至處理2、低速軸的設計（1）確定軸上零件的定位和固定方式單級減速器中

16、可將齒輪安排在箱體中央，相對于軸承對稱分布，軸肩定位齒輪右面，左面用套筒軸向固定，連接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和套筒軸向定位，與軸之間采用過渡配合固定為了便于軸承上的零件安裝于拆卸，常將軸做成階梯形，對于一般剖分式箱體中的軸，它的直徑從軸端逐漸向中間增大，如圖，可依次將聯(lián)軸器，軸承蓋，右端滾動軸承，和齒輪從軸的右端拆裝，另一滾動軸承從左端拆裝，為使軸上零件易于安裝，軸端及各軸端的端部應有倒角，從動軸： 確定軸各段直徑和長度尺寸：按公式初步計算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。取c=118則又因為低速軸有兩個鍵槽，將直徑增大10%，則則取。取半聯(lián)軸器的軸孔直徑，軸孔長度

17、，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為，軸承直徑計算：1）由于聯(lián)軸器與軸通過鍵連接，則軸徑應增加5%7%，取從動軸，又半連軸器的軸孔直徑，故取此段軸直徑，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的斷面上，故取此段軸長度2）段 軸肩高度 故取h=3.5mm，則 該段的長度要根據(jù)軸承端蓋的高度，軸承端蓋和箱體內(nèi)壁之間的距離來確定，取3）段 該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力而軸向力為零，選用6212型軸承，則d=60mm，d=110mm，b=22mm，則該段的直徑為，長度4）段 該段裝有齒輪，并且齒輪與鍵連接，故軸徑要增加5%，則該段軸的直徑取，又大齒輪齒寬為68mm，則5）段 考慮齒輪的

18、軸向定位，取定位的軸間直徑，長度6）段 此處為臺階，直徑，7）段 該段有滾動軸承的安裝處，可取該段軸徑，長度為 c處軸承徑向力 所以在c處軸承易受破壞。3）、軸承的校驗(1)、軸承的當量載荷，因深溝球軸承只受徑向載荷，故,查【2】表13-6得載荷系數(shù)。(2)、假設軸承的使用壽命為兩年，即預計使用計算壽命軸承應有的基本額定動載荷值 ,其中，則(3)、驗算6207軸承的壽命綜上所得6207軸承符合設計要求。2、低速軸的軸承選取及計算1）、低速軸的軸承選取深溝球軸承6012型，cr=31.5kn。2）、計算軸承的徑向載荷3）、軸承的當量載荷，因深溝球軸承只受徑向載荷，故,查表【2】13-6得載荷系數(shù)

19、。3） 、假設軸承的使用壽命為兩年，即預計使用計算壽命軸承應有的基本額定動載荷值 ,其中，則4）、驗算6207軸承的壽命綜上所得6012軸承符合設計要求。七、鍵連接的選擇及校核1、高速軸的鍵連接1）、高速軸鍵的選取查【1】表14-26普通平鍵的型式和尺寸（gb/t1096-2003）選取a型鍵，bhl=8740。鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，鍵為靜連接并有輕微沖擊，查【2】表6-2=100120mpa。2）、強度校核故滿足設計要求。2、低速軸鍵的選取1）、查【1】表14-26普通平鍵的型式和尺寸（gb/t1096-2003）選取a型鍵，bhl=201256，軸的直徑為66mm。鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼

20、，鍵為靜連接并有輕微沖擊，查【2】表6-2=100120mpa。2）、強度校核故也符合設計要求八、軸的疲勞強度校核1、高速軸的校核1）、高速軸的受力簡化圖如下所示 a、c為軸承安裝位置的中心，b為小齒輪安裝位置的中心，d為大帶輪安裝的中心位置，其中ac=129.5mm,bc=191.5mm,cd=130mm.。2）、水平方向力的求取水平方向受力簡圖如下對a點求矩 即 得 由水平方向力平衡得 解得 3)、水平方向的剪力圖和彎矩圖分別為4）、豎直方向受力簡圖如下因為ab與bc距離相等，故 5）、剪力圖和力矩圖為6）、合力矩為7）、轉(zhuǎn)矩為8）、判斷危險截面 所以危險截面為b截面，即為齒輪安裝的位置，該處軸的直徑為44mm,開有a型鍵槽（10856,t=