機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計帶式運輸機(jī)傳動裝（含全套圖紙）

1、全套圖紙，qq153893706課 程 設(shè) 計 題目名稱帶式運輸機(jī)傳動裝置學(xué)生學(xué)院專業(yè)班級姓 名學(xué) 號2008 年 7月 11日目 錄機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計任務(wù)書.1一、傳動方案的擬定及說明.3二、電動機(jī)的選擇.3三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù).4四、傳動件的設(shè)計計算.6五、軸的設(shè)計計算.15六、滾動軸承的選擇及計算.23七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算.26八、高速軸的疲勞強(qiáng)度校核.27九、鑄件減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸計算表及附件的選擇.30十、潤滑與密封方式的選擇、潤滑劑的選擇.31參考資料目錄一、課程設(shè)計的內(nèi)容設(shè)計一帶式運輸機(jī)傳動裝置（見 圖1）。設(shè)計內(nèi)容應(yīng)包括：傳動裝置的總體設(shè)計；傳動零件、軸、軸

2、承、聯(lián)軸器等的設(shè)計計算和選擇；減速器裝配圖和零件工作圖設(shè)計；設(shè)計計算說明書的編寫。圖2為參考傳動方案。圖1 帶式運輸機(jī)傳動裝置圖2 參考傳動方案二、課程設(shè)計的要求與數(shù)據(jù)已知條件： 1運輸帶工作拉力： f = 2.6 kn； 2運輸帶工作速度： v = 2.0 m/s； 3卷筒直徑： d = 320 mm； 4使用壽命： 8年； 5工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)； 6制造條件及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠制造，小批量。三、課程設(shè)計應(yīng)完成的工作1減速器裝配圖1張； 2零件工作圖 2張（軸、齒輪各1張）；3設(shè)計說明書 1份。四、課程設(shè)計進(jìn)程安排序號設(shè)計各階段內(nèi)容地點起止日期一設(shè)計準(zhǔn)備: 明確設(shè)計

3、任務(wù)；準(zhǔn)備設(shè)計資料和繪圖用具教1-201第18周一二傳動裝置的總體設(shè)計: 擬定傳動方案；選擇電動機(jī)；計算傳動裝置運動和動力參數(shù)傳動零件設(shè)計計算:帶傳動、齒輪傳動主要參數(shù)的設(shè)計計算教1-201第18周一至第18周二三減速器裝配草圖設(shè)計: 初繪減速器裝配草圖；軸系部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計；軸、軸承、鍵聯(lián)接等的強(qiáng)度計算;減速器箱體及附件的設(shè)計教1-201第18周二至第19周一四完成減速器裝配圖: 教1-201第19周二至第20周一五零件工作圖設(shè)計教1-201第20周周二六整理和編寫設(shè)計計算說明書教1-201第20周周三至周四七課程設(shè)計答辯工字2-617第20周五五、應(yīng)收集的資料及主要參考文獻(xiàn)1 孫桓, 陳作模

4、. 機(jī)械原理m. 北京：高等教育出版社，2001.2 濮良貴, 紀(jì)名剛. 機(jī)械設(shè)計m. 北京：高等教育出版社，2001.3 王昆, 何小柏, 汪信遠(yuǎn). 機(jī)械設(shè)計/機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計m. 北京：高等教育出版社，1995.4 機(jī)械制圖、機(jī)械設(shè)計手冊等書籍。發(fā)出任務(wù)書日期：2008年 6 月23日 指導(dǎo)教師簽名： 計劃完成日期： 2008年 7 月11日 基層教學(xué)單位責(zé)任人簽章：主管院長簽章：設(shè)計計算及說明結(jié)果一、傳動方案的擬定及說明傳動方案給定為三級減速器（包含帶輪減速和兩級圓柱齒輪傳動減速），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(jī)構(gòu)和擬定傳動方案，可先由已知條件計算其驅(qū)

5、動卷筒的轉(zhuǎn)速，即一般常選用同步轉(zhuǎn)速為的電動機(jī)作為原動機(jī)，因此傳動裝置總傳動比約為16-23。根據(jù)總傳動比數(shù)值，可采用任務(wù)書所提供的傳動方案就是以帶輪傳動加二級圓錐斜齒輪傳動二、電動機(jī)選擇1電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)型式按工作要求和工作條件，選用一般用途的y132m-4嗎系列三項異步電動機(jī)。它為臥式封閉結(jié)構(gòu)2電動機(jī)容量1) 卷筒軸的輸出功率 2) 電動機(jī)輸出功率d 傳動裝置的總效率 式中，為從電動機(jī)至卷筒軸之間的各傳動機(jī)構(gòu)和軸承的效率。由參考書1表2-4查得：彈性聯(lián)軸器；滾子軸承；圓柱齒輪傳動；卷筒軸滑動軸承；v帶傳動=0.96則故 3電動機(jī)額定功率由1表20-1選取電動機(jī)額定功率4電動機(jī)的轉(zhuǎn)速為了便于選

6、擇電動機(jī)轉(zhuǎn)速，先推算電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍。由任務(wù)書中推薦減速裝置傳動比范圍，則電動機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍為可見只有同步轉(zhuǎn)速為3000r/min的電動機(jī)均符合。選定電動機(jī)的型號為y132s2-2。主要性能如下表：電機(jī)型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速起運轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩y132s2-27.5kw2900r/min2.02.25、計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比1）、總傳動比=24.29（符合2434）2)、分配傳動比 假設(shè)v帶傳動分配的傳動比，則二級展開式圓柱齒輪減速器總傳動比=二級減速器中：高速級齒輪傳動比i低速級齒輪傳動比三、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

7、、軸。各軸轉(zhuǎn)速為：2各軸輸入功率按電動機(jī)所需功率計算各軸輸入功率，即3各軸輸入轉(zhuǎn)矩t(nm)將計算結(jié)果匯總列表備用。項目電動機(jī)高速軸中間軸低速軸n轉(zhuǎn)速（r/min）29001450352119p 功率（kw）6.636.366.055.75轉(zhuǎn)矩t(nm)i傳動比24.122.95效率0.950.980.97四、傳動件的設(shè)計計算1設(shè)計帶傳動的主要參數(shù)。已知帶傳動的工作條件：兩班制（共16h），連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，所需傳遞的額定功率p=6.63kw小帶輪轉(zhuǎn)速 大帶輪轉(zhuǎn)速，傳動比。設(shè)計內(nèi)容包括選擇帶的型號、確定基準(zhǔn)長度、根數(shù)、中心距、帶的材料、基準(zhǔn)直徑以及結(jié)構(gòu)尺寸、初拉力和壓軸力等等（因為之前已

8、經(jīng)按選擇了v帶傳動，所以帶的設(shè)計按v帶傳動設(shè)計方法進(jìn)行）1）、計算功率 =2)、選擇v帶型 根據(jù)、由圖8-10機(jī)械設(shè)計p157選擇a型帶（d1=112140mm）3）、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗算帶速v(1)、初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑，由（機(jī)械設(shè)計p155表8-6和p157表8-8，取小帶輪基準(zhǔn)直徑（2）、驗算帶速v 因為5m/s19.0m/s90 包角滿足條件（6）.計算帶的根數(shù)單根v帶所能傳達(dá)的功率 根據(jù)=2900r/min 和=125mm 表8-4a用插值法求得=3.04kw單根v帶的傳遞功率的增量 已知a型v帶，小帶輪轉(zhuǎn)速=2900r/min 轉(zhuǎn)動比 i=/=2 查表8-4b得=0.35kw計

9、算v帶的根數(shù)查表8-5得包角修正系數(shù)=0.96,表8-2得帶長修正系數(shù)=0.99=(+)=(3.04+0.35) 0.960.99=5.34kwz= =7.29/5.34=1.37 故取2根.（7）、計算單根v帶的初拉力和最小值500*+qvv=190.0n對于新安裝的v帶,初拉力為:1.5=285n對于運轉(zhuǎn)后的v帶,初拉力為:1.3=247n（8）計算帶傳動的壓軸力=2zsin(/2)=754n（9）.帶輪的設(shè)計結(jié)構(gòu)a.帶輪的材料為:ht200b.v帶輪的結(jié)構(gòu)形式為:腹板式. c結(jié)構(gòu)圖 （略）2、齒輪傳動設(shè)計 選擇斜齒輪圓柱齒輪先設(shè)計高速級齒輪傳動1）、選擇材料熱處理方式根據(jù)工作條件與已知條

10、件知減速器采用閉式軟齒面計算說明(hb=350hbs),8級精度,查表10-1得小齒輪 40cr 調(diào)質(zhì)處理 hb1=280hbs 大齒輪 45鋼 調(diào)質(zhì)處理 hb2=240hbs2)、按齒面接觸強(qiáng)度計算:取小齒輪=20，則=，=204.12=82.4，取=83并初步選定15確定公式中的各計算數(shù)值a.因為齒輪分布非對稱，載荷比較平穩(wěn)綜合選擇kt=1.6b.由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)zh=2.425c.由圖10-26查得, ,則d.計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩:。確定需用接觸應(yīng)力e.由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ze=189.8mpaf.由圖10-2查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 因軟齒面閉式傳動常因點蝕而失

11、效,故先按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計公式確定傳動的尺寸,然后驗算輪齒的彎曲強(qiáng)度,查表9-5得齒輪接觸應(yīng)力=600mpa大齒輪的為=550mpah.由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)i.由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.90 =0.96 =/s=540mpa= /s=528 mpa=(+)/2=543 mpa3）、計算（1）計算圓周速度:v=n1/60000=3.26m/s （2)計算齒寬b及模數(shù)b=d=1x42.9mm=42.9mm=cos/=2.07mmh=2.25=4.66mmb/h=42.9/4.66=9.206（3）、計算縱向重合度=0.318dtan=1.704（4）、計算載荷系數(shù)由表10-8

12、.10-4.10-13.10-3分別查得:故載荷系數(shù)（5）、按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式1010a 得 =46.22mm（6）、計算模數(shù)= cos/z1=2.232mm4）、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由式10-17w=0.1=33774=/w=5.98mpa70mpa軸材料選用40cr 查手冊符合強(qiáng)度條件!第三根軸:求軸上載荷已知：設(shè)該齒輪齒向是右旋，受力如圖：由材料力學(xué)知識可求得水平支反力: 垂直支反力: 合成彎矩由圖可知,危險截面在b右邊 算得w=19300=/w=19.77mpa70mpa軸材料選用40cr 查手冊符合強(qiáng)度條件!六、滾動軸承的選擇及計算1.軸軸承 型號為30206的

13、圓錐滾子軸承1）計算軸承的徑向載荷：2）計算軸承的軸向載荷 (查指導(dǎo)書p125) 30206圓錐滾子軸承的基本額定動載荷cr=43.3kn,基本額定靜載荷cor=50.5kw，e=0.37，y=1.6兩軸承派生軸向力為：因為軸左移，左端軸承壓緊，右端軸承放松、2）計算軸承1、2的當(dāng)量載荷,取載荷系數(shù)因為因為， 所以取3）校核軸承壽命按一年300個工作日,每天2班制.壽命18年.故所選軸承適用。2軸軸承1）計算軸承的徑向載荷：2）計算軸承的軸向載荷 (查指導(dǎo)書p125) 30206圓錐滾子軸承的基本額定動載荷cr=43.3kn,基本額定靜載荷cor=50.5kw，e=0.37，y=1.6兩軸承派

14、生軸向力為：因為軸右移，左端軸承放松，右端軸承壓緊、2）計算軸承1、2的當(dāng)量載荷,取載荷系數(shù)因為因為， n所以取3）校核軸承壽命按一年300個工作日,每天2班制.壽命29年.故所選軸承適用。2軸軸承1）計算軸承的徑向載荷：2）計算軸承的軸向載荷 (查指導(dǎo)書p125) 30211圓錐滾子軸承的基本額定動載荷cr=90.8kn,基本額定靜載荷cor=114kw，e=0.4，y=1.5兩軸承派生軸向力為：因為軸右移，左端軸承放松，右端軸承壓緊、2）計算軸承1、2的當(dāng)量載荷,取載荷系數(shù)因為因為， 所以取3）校核軸承壽命按一年300個工作日,每天2班制.壽命26年.故所選軸承適用。七、鍵聯(lián)接的選擇及校核

15、計算鋼鑄鐵1軸上與帶輪相聯(lián)處鍵的校核鍵a1028，bhl=6620 單鍵鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，=125mpa=125mpa滿足設(shè)計要求2軸上大齒輪處鍵鍵 a1225，bhl=10836 單鍵鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，=125mpa滿足設(shè)計要求3軸上）聯(lián)軸器處采用鍵a，bhl=14970 單鍵滿足設(shè)計要求2）聯(lián)接齒輪處采用a型鍵a 單鍵125mpa滿足設(shè)計要求八、高速軸的疲勞強(qiáng)度校核 第一根軸結(jié)構(gòu)如下：（1）判斷危險截面在a-b軸段內(nèi)只受到扭矩的作用，又因為e2m 高速軸是齒輪軸，軸的最小直徑是按照扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度較為寬裕是確定的，所以a-b內(nèi)均無需疲勞強(qiáng)度校核。從應(yīng)力集中疲勞強(qiáng)度的影響來看，e段左截面

16、和e段右截面為齒輪軸嚙合區(qū)域，引起的應(yīng)力集中最為嚴(yán)重，截面e左端面上的應(yīng)力最大。但是由于齒輪和軸是同一種材料所受的應(yīng)力條件是一樣的，所以只需校核e段左右截面即可。（2）.截面右側(cè)：抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)左截面上的扭矩t3為截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力軸的材料為40cr,調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得：截面上理論應(yīng)力系數(shù)按附表3-2查取。因經(jīng)查之為：；又由附圖3-1可查取軸的材料敏性系數(shù)；故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附表3-4）為：皺眉經(jīng)過表面硬化處理，即，則按式（3-12）及（3-12a）得到綜合系數(shù)為：；有附圖3-2的尺寸系數(shù)由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)

17、為：；又由3-1及3-2得到40cr的特性系數(shù)則界面安全系數(shù)：故可知道其右端面安全；同理可知：e段左端面校核為：抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面iv上的扭矩t3為截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力由表15-1查得：又由附圖3-1可查取軸的材料敏性系數(shù)；有附表3-8用插值法查得：軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為：；又由3-1及3-2得到40cr的特性系數(shù)則界面安全系數(shù)：故e段左端截面的左端面都安全！九、鑄件減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸計算表及附件的選擇1、鑄件減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸計算表名稱符號減速器及其形式關(guān)系機(jī)座壁厚0.025a+3mm=6.84mm,取8mm機(jī)蓋壁厚10.02a+3=6.06mm8m

18、m,取8mm機(jī)座凸緣厚度b1.5=12mm機(jī)蓋凸緣厚度b11.5=12mm機(jī)座底凸緣厚度p2.5=20mm取30mm地腳螺釘直徑df0.036a+12=12.288mm取16mm地腳螺釘數(shù)目na250mm,n=4軸承旁連接螺栓直徑d10.75df=13.15mm取8mm機(jī)蓋與機(jī)座連接螺栓直徑d2(0.50.6)df=8.7610.52mm取10mm連接螺栓d2的間距l(xiāng)150200mm取180mm軸承端蓋螺釘直徑d3(0.40.5)df=7.018.76mm取m8窺視孔蓋螺釘直徑d4(0.30.4)df=5.267.01mm取m6定位銷直徑d(0.70.8)df=12.2714.02mm取m12df、d2、d3至外機(jī)壁距離c1d1、d2至凸緣邊緣距離c2軸承旁凸臺半徑r1r1=c2=20凸臺高度h外機(jī)壁至軸承座端面距離l1c1+c2+(58)=44內(nèi)機(jī)壁至軸承座端面距離l2+c1+c2+(58)=52大齒輪頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離11.2=9.6mm取14mm齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離2=8mm取10mm機(jī)蓋、機(jī)座肋厚m1,mm1=m0.851=6.8mm,取7mm軸承端蓋外徑d2軸承端蓋凸緣厚度e(11.2)d3=9mm