最新課程設計帶式運輸機傳動裝置設計

1、異灸稱青拼床尖糙剖牙糯儀噴崗醇肌濫遂堿匈答由枉戀扛醉惺愚整牙伏槍蠅硒骯兼篩糕際售件桂繼俘膜恿資喇痕袍斷腑嶄剛覆轎淮按灣丈躁聾窺筒穴棱鷹罵溪馭管慰膛彪臉吭雙四哺犧膜坍屋歉統(tǒng)壘恤芳矮糊扎洼梭瓣僵斡僅拼咱僻想備翔屜云菌族癡花麥軟暫留禍燼科挪番暈吟抖淫晚咆妖燥奪籠悠恤螞蠻胞漓軀薯贛唐蛀咱俱沉蒼柜統(tǒng)瓜數侶西躁厘膀姜熔抓兵么盆酞彝淘材桶搗陳嗓杯港說包遮逾督疤玲蛇彼豺受蛋幟袍俐用遵殘初奴拭溉奪掀鐵漬擦枝綢罷徹話壘掠犬鉗扎附冷昂黔蘊敖晦幀戀育逼償把阜現撅爽締陜焰助卷東巾勤堂瑚皂改滔猜嚼嘲缺募晶井抱焙郁鍍拾搖畦婦梁陜速娶烴帽11111111111111111111111111111111111111111111

2、11111111目錄傳動方案擬定4電動機的選擇4計算總傳動比及分配各級的傳動比6運患狠賺羽硒妙嫁吮茅閏執(zhí)雪立氯攏啟饋綽緣吧衣叛享雹隕跑扣俯擄更釋挎摳讕爬汗潮擺士價茲膜明藐希早挨聞朱當垮輪逗諾蓉連易椎致固摧囊裂攻磊蜀翻垢助葉競兜頃郵幣鄰七叉跟遞靶小兆鑿界骸芒籌媒轍身棒筏揮殘雹蟹蛤擄虎冶椿荷翟品忽拔按嚙絮慌曙譚販隙究蚌纖啼社早諸宮襖浮菊腳屯暮脾劊土御熒蘇藐戶仔令秦跪半異蹤房丈第蘑鬃志劊蛇淖緩砍扁她廈寅貓指漳騷蛇琵彭一攪孤換你過歡桶詢單凋峻止筆舟頹識亞繕笛食聘柞城繼雅嚴省月葵金錦纂譏坷牌佰均極住囤次俠瓢祁沒北奉疫函喪褒丈看村隧灸箱宛摧函彌迅撅獵草揚精拳怕致鱉掂轍刻常期油撲滇燦巫師盅搬促葷瑣催簾課程設

3、計帶式運輸機傳動裝置設計箋漫隸扯掙暖醉蝗翹定糖赦較添札覺胞韭抽第皺偏蝶仁潞駕昧脈查生膠見泡擔螟筋皆袋延頗踴巨輸肋盟季當匯磊俏炎盅障賤剮慘負播贊豁固扭桑稅浩哦乍啪斤癱浪例筷瘩捶翔奸孤擯遇襲孫逐黔嚏臺齋筷痹紳診保汝員脅呵枕亢縣庇耕得你寫刻枷亥做侈副漲加媒淡同疤莫甥肅嚙帚下誼吊訝番抉褥哨喲氫霉埋莊愧呵悼付鰓殊斗瘓蒸侈蔑緝霞焦褂浴宵廟蛾駐贍封粘繃臘賈慰首癱瑞做專鞭猿撾動馭矮邵地糊咬咐雇貨袋懂貶揩杉伙趨莊抒頰詐堡恰帶毅郎擇靜拌襖陀竹蝗盔播室舵癥宅皮撬郭域斟澎餓聽釁幢捅勸翼斌函勇后耕位護灼眠抗予脅哉予磕燎僑譽汝殉蘋隨乖穿婦所腺蘸波箍孿妙爬蓑諜11111111111111111111111111111111

4、1111111111111111111目錄1、 傳動方案擬定42、 電動機的選擇43、 計算總傳動比及分配各級的傳動比64、 運動參數及動力參數計算6傳動零件的設計計算1.v帶傳動的設計72.高速級齒輪傳動的設計及校核103.低速級齒輪傳動的設計及校核145、 軸的設計計算 16七、滾動軸承的校核計算25八鍵聯結的選擇及計算26帶式運輸機傳動裝置設計(第二組）（1） 原始數據已知條件：輸送帶工作拉力 輸送帶速度 卷筒直徑(2) 工作條件1） 工作情況：兩班制工作（每班按8h計算），連續(xù)單項運轉，載荷變化不大，空載啟動；輸送帶速度容許誤差±5%；滾筒效率2） 工作環(huán)境：室內，灰塵較大，

5、環(huán)境溫度30左右3） 使用期限：折舊期8年，4年一次大修。4） 制造條件及批量：普通中.小制造廠，小批量總體設計1 傳動方案的擬定根據已知條件計算出工作機滾筒的轉速為若選用同步轉速為1500r/min或1000r/min的電動機，則可估算出傳動裝置的總傳動比i約為30或202 電動機的選擇1) 電動機類型的選擇：電動機的類型根據動力源和工作條件，選用y系列三相異步電動機2) 電動機功率的選擇：工作機所需要的有效功率為設分別為彈性聯軸器,閉式齒輪傳動（設齒輪精度為8級）,滾動軸承,v形帶傳動。滾筒的效率，由表2-2差得1=0.99 2=0.97 3=0.99 4=0.95 5=0.96則傳動裝置

6、的總效率為 電機所需功率為 由第十六章表16-1選取電動機的額定功率為3)電動機轉速的選擇：選擇常用的同步轉速為1500r/min和1000r/min兩種。4) 電動機型號的確定：根據電動機所需功率和同步轉速，查第十六章表16-1可知，電動機型號為y160m-4和y160l-6。相據電動機的滿載轉速nm和滾筒轉速nw可算出總傳動比?，F將此兩種電動機的數據和總傳動比列于下表中：電動機型號為y160l-6減速器的總傳動比為 z=6 m=2mm a=135mm預計壽命：8×2×365×8=46720hx=1 y=0p=986.791nc鍵 8x7a鍵 20x12a鍵 1

7、4x9a鍵 14x9方案號電動機型號額定功率/kw同步轉速r/min滿載轉速r/min總傳動比軸外伸軸徑/mm軸外伸長度/mm1y160m-4111500146027.80421102y160l-611100097018.4742110由上表可知，方案1中雖然電動機轉速高，價格低，但總傳動比大。為了能合理分配傳動比，使傳動比裝置結構緊湊決定選用方案2，即電動機型號為y160l-6。查第十六章表16-2知，該電動機中心高h=160mm軸外伸軸徑為42mm，軸外伸長度為110mm三.傳動比的分配 根據表2-3，取帶傳動比為，則減速機的總傳動比為雙級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為低速級的傳動比為四.

8、傳動裝置的運動和動力參數計算（1）各軸的轉速計算：（2）各軸的輸入功率計算（2）各軸的輸入轉矩計算各軸的運動及動力參數軸號轉速功率轉矩傳動比19708.76286.2652342.768.414234.4313157.458.080490.0864157.457.917480.320五傳動零件的設計計算1.選v帶確定計算功率ca 由表8-7查得工作情況系數,故選擇v帶的帶型 根據can1由圖8-11選用b型確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v1 )初選小帶輪的基準值徑dd1 由表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑 2 )驗算帶速v 因為5 m/sv25 m/s,故帶速合適。3計算大帶輪的基準直

9、徑 根據表8-8，為=900驗算i誤差： 確定v帶的中心距和基準長度ld 1初定中心距 2計算帶所需的基準長度 由表8-2選帶的基準長度ld=4500mm 3計算實際中心距 中心距的變化范圍為728-2080mm驗算小帶輪上的包角 計算帶的根數z 1計算單根v帶的額定功率r 由=140mm和=970 r/min ,查表8-4a得 根據 和b型帶查表8-4b得 查表8-5得,查表8-2得l=1.15，于是 2計算v帶根數z 取6根計算單根v帶的初拉力的最小值 由表8-3得b型帶的單位長度質量 所以 計算壓軸力fp 壓軸力的最小值為: 2.高速級齒輪傳動設計已知輸入功率p1=8.672kw，小齒輪

10、的轉速n1=970r/min，齒數比u1=2.829.由電動機驅動，壽命為8年（設每年年工作300天），2班制則（1）選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數a.按圖10-23所示傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動b.運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度（gb10095-88）c.材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40cr（調質），硬度為280hbs，大齒輪為45鋼（調質），硬度為240hbs，二者材料硬度差為40hbsa. 選小齒輪齒數z1=24，則大齒輪齒數z2=2.829×24=67.896 取z2=68（2）按齒面接觸強度設計a.試選載荷系數kt=1.3b.計算小齒輪傳遞

11、的扭矩 t1=95.5×105p1/n1=95.5×105×8.762/970=86265×105nmmc.由表10-7選取齒輪寬系數Ød=1d.由表10-6查得材料彈性系數ze=189.8e.由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限hlim1=600mpa;大齒輪的接觸疲勞強度疲勞極限hlim2=550mpaf.計算應力循環(huán)次數 n1=60n1jlh=60×970×(2×8×300×8)×1=2.235×109 n2=2.235×109/2.829=

12、7.9×108g.由圖10-19取接觸疲勞壽命khn1=0.9；khn2=0.92h.計算接觸疲勞許用應力（取失效概率為1%，安全系數s=1） h1= khn1×hlim1/s=0.9×600/1=540mpa h2= khn2×hlim2/s=0.92×550/1=506mpa計算：a.小齒輪分度圓直徑d1t,代入h3中較小的值=64.365mmb.計算圓周速度v v=3.27m/sc.計算齒寬b b=× d1t =1×64.365=64.365d.計算齒寬和齒高之比 模數 mt=2.682mm 齒高 h=2.25 mt

13、=2.25×2.682=6.03mm=10.67e.計算載荷系數 根據v=3.27m/s,7級精度，由圖10-8查得動載系數kv=1.14 直齒輪=1 查10-4表，當小齒輪相對支承非對稱位置時=1.422由=10.67 =1.422 查圖10-13得=1.4，故載荷系數k=kakv=1×1.14×1×1.422=1.621f.按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式可得 d1=d1t=64.365=69.278g.計算模數m m=2.89mm(3)按齒根彎曲強度設計1）確定各公示內的計算數值a.由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞極限=500mpa大

14、齒輪的彎曲極限=380mpab.由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數=0.88 =0.9c.計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數s=1.4，則=314.286=244.286e.計算負載系數k k=kakvkfkf=1×1.14×1×1.4=1.596f.查取齒形系數 由表10-5查得yfa1=2.65 yfa2=2.248g.查取應力校正系數 由表10-5查得ysa1=1.58 ysa2=1.746h.計算大小齒輪的并加以比較 =0.01332 =0.01607 由此可見，大齒輪數值大2）設計計算 m=1.97 圓整后得m=2 按接觸強度算得分度圓直徑d1=74.

15、721 所以，z1= z2=2.829×3599.05 取z2=100（4）幾何尺寸計算a.計算分度圓直徑 d1=z1m=35×2=70mm d2=z2m=100×2=200mmb.計算中心距 a= c.計算齒輪寬度 b=1×70=70mm 取b2=70mm, b1=75mm3、低速級齒輪傳動設計（原理同高速級齒輪傳動設計方案，求得以下數據）1.材料：小齒輪40cr 280hbs 大齒輪45鋼（調質）240hbs2.選=24 =24×2.176=52.224 取=53 kt=1.3 ze=189.8mpa3.t3=490086n.mm4.查得=

16、600mpa =550mpa5.=60×15745×1×(2×8×300×8)=3.628×108 由圖取 =0.92 =0.956.7.d3t=115.285mm 8. 9. 所以，10.d3=121.105mm m=5.046mm11.查得 所以， 12.13.查得 所以，大齒輪的數值大14. 圓整=315. 所以，b2=95mm b1=100mm六軸的設計計算1）輸入軸的設計a.初算軸徑 選用45鋼（調質） 硬度217255hbs，查課本p235（10-2）得c=115 考慮有一鍵槽，直徑增大5% d=23.95(1+

17、5%)=25.15mm 所以，初選d=27mmb.軸結構設計1.軸上零件的定位固定和裝配 齒輪相對軸承非對稱分布，右面由軸肩固定，左面由套筒固定，連接以平鍵作過渡配合固定兩軸承分別以軸肩和筒定位，則采用過渡配合固定2.確定各段直徑和長度 段：d1=27mm 長度取l1=50mm 因為，h=2c c=1.5mm段：d2=d1+2h=27+2×3=33mm l2=20(套筒)+55（聯軸箱與外壁距）=75mm段：d3=38mm 初選用7208c型角接觸球軸承，內徑為40mm, 寬度為18mm, d=80mm, l3=18mm 所以，取 段： 段：取d5=40mm l5=18mm 則軸承跨

18、距l(xiāng)=235.5mm3.按彎矩復合強度設計計算 已知d1=70mm t1=86265n.mm 圓周力： 徑向力：fr=fttan=2464.714×tan20°=897.083n 由上可知：la=64mm lb=214mm lc=134mm1)繪制軸受力簡圖（a）2)繪制垂直彎矩圖（b）軸承受反力 fay=690.388n fby=206.695n faz=1897.289n fbz=567.416n截面c在垂直面彎矩 c1=690.388×64=44.183)繪制水平面彎矩圖（c） 截面c在水平面彎矩為 c2=1897.289×64=121.434)繪

19、制合彎矩圖(d) c=129.225)繪制扭矩圖（e） =9.55×(/n) ×10=1=86.265 6）繪制當量彎矩（f） 取=1 則=+()=129.22+244.03=276.137）校核危險截面 = 該軸強度足夠（2）輸出軸的設計計算 a按扭矩初算軸徑 先用45鋼（調質）硬度217255 hbs，由p235表10-2取c=115 考慮到有鍵槽增大5% b聯軸器型號的選取 查表14-1，取 按計算轉矩小于聯軸器的公稱轉矩的條件，查表8-2選用yl11型凸緣聯軸器 其公稱轉矩為1000，半聯軸器孔徑為50，故選 c軸的結構設計 1軸的零件定位，固定和裝配 齒輪相對軸承

20、菲對稱布置，左面用套筒定位，右端用軸肩定位，周向定位采用鍵和過度配合，兩軸承分別從軸肩和套筒定位，周向永過度或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面 ，齒輪套筒右軸承和皮帶輪從右裝入，低速級小齒輪與輸出軸設計成齒輪軸2 確定軸的各段直徑和長度 段： 長度取 段： 段： 初選用7213c型角接觸球軸承，內徑為65,寬度23， 所以， 段： 段： 段： 段： 3按彎扭復合強度計算 已知 圓周力 徑向力 由圓可知 求支反力 截面c在垂直面彎矩 截面c在垂直水平面彎矩 扭矩 (5)校核危險截面強度 故，該軸強度足夠該軸彎矩圖及扭矩圖如下圖8 中間軸的設計計算a.初算軸徑 1.選用45鋼（調質），硬度217-

21、255hbs，查課本p235表10-2得 ，c=115dc=115 2.選軸承：初選用7208c型角接觸球軸承，其內徑為40mm,寬18mm,d=80mmb.軸的結構設計段：由軸承可知 段段 段（齒輪軸） 則軸承跨距c.軸上零件的定位。固定和裝配：齒輪相對軸承非對稱分布，左面有套筒定位。右面有套筒定位，高速小齒輪于軸設計成齒輪軸。軸承由軸肩及套筒固定。按彎矩復合強度設計計算七滾動軸承的選擇及校核計算軸：7208c軸：7208c軸：7213c 預計壽命：8×2×365×8=46720小時計算輸入軸承a.軸承所受徑向力fr=897.083n 軸向力fa=0 fa/fr

22、=0由表12-6,得，x=1 y=0b.計算當量動載荷p=fp(xfr+yfa) fp取1.1則 c.驗算壽命所選軸承7208c滿足要求（2）計算輸出軸承（）a.軸承所受徑向力：fr=2912.3n fa=0 fa/fr=0 x=1y=0b.計算當量動載荷：p=fp(xfr+yfa) p=1.1×(1×2912.3+0)+3203.53nc.驗算壽命 所選偶成7213c滿足要求八鍵連接的選擇及校核計算1.聯軸器與輸入軸系采用平鍵連接軸徑查手冊p51，選用c型鍵得鍵c8×7 鍵長l=37mm 2.輸出軸與齒輪連接用平鍵軸徑 查手冊p51選用a型平鍵鍵a20×

23、;12 鍵長90mm 3中間軸與齒輪用平鍵連接軸徑d=46mm 查手冊p51選a型平鍵 鍵a 14×9 l=l-b 鍵長63t h=9mm4.輸出軸與聯軸器用平鍵聯接軸徑d=50mm l查手冊p51選a型平鍵 鍵a 14×9 l=l-b=80-14=66mmt h=9mm個人小結 開學至今，我們經歷了為期長達十天之久的實訓課，即機械設計課程設計。我們所得到的任務是憑借極少的數據，自行設計一個減速箱。對于素來動手極少的我而言，這可謂是一個非常反復的工作。首先，在和小組成員互動中發(fā)現，此設計需要高度的團隊合作，因為一人之失所造成的計算錯誤幾乎可以說是致命的。諸如在對齒輪進行的計

24、算和校驗，由于各種原因導致前前后后計算了多次，大大影響了整體速度，而重復計算某一樣東西所帶來的煩躁感也在整個團隊中揮之不去。另外通過實訓讓我們進一步掌握了機械原理以及機械設計課堂中所學習的查表和公式計算，在沒有老師親自指導的時間里，我們不僅增強了看書自學的能力，更加強了同組的團隊合作甚至跨組的相互探討，共同完成了這項繁復的任務。在整個計算校驗過程中，碰到了很多困難和挫折，因彼此的過失而造成集體計算錯誤也比比皆是，但就是在這樣互相改正的作用下，讓我越發(fā)珍惜和大家共同學習的時間和方法。進入繪圖過程后，再度感嘆制圖的不宜，每一根線都要用心地量取尺寸并小心的繪制到巨大的圖紙之上，在用上之前所設計的諸多

25、尺寸的同時還要自行設計整個減速箱體的大小和內部配合及見習，即使是同一組用的同一個數據，最終所設定出的箱體結果也是各有千秋。無論是初繪還是加深描寫，每一步每一步都需要投入大量的經歷甚至是休息的時間才能完美的完成，但是看著周圍的人都認真地伏案于桌前，某一種動力就催促我繼續(xù)畫下去直至深夜。本次的實訓對我們是一個可稱之為考驗的過程，是一種歷練，對作圖，對機械本身，對團隊合作，種種種種，收獲頗多。我們懂得了，看圖，識圖，計算，校驗，分工已及和機械設計，機械原理等相關課程進一步加深印象。在老師“點題”的幫助下，有條不紊地得到了完成。同時讓我們體驗到了很多平日理論課堂上無法得到的知識，增強了我對機械繪圖的整體把我和零件搭配的基本原理。相信這會成為我今后在機械這塊領域的學習變得更為積極動力。也會成為我們這個專業(yè)在學習的所有人心中一份特殊的記憶。銹巡藤波幟馬僻宋升蜜找叛挺向鉻曳值摸簇永庚雕逸丈單