機械設計課程設計帶式輸送機傳動系統(tǒng)設計

1、 機械設計課程設計說明書設計題目：帶式輸送機傳動系統(tǒng)設計系 別：專業(yè)班級：學生姓名：指導老師：完成日期：2010年11月目 錄第一章 設計任務書第二章 式傳動機傳動系統(tǒng)設計第三章 動機的選擇第四章 各級的傳動比的分配第五章 輪的設計第六章 軸的設計第七章 v帶傳動的設計第八章 鍵聯(lián)接的選擇第九章 減速器的潤滑與密封第十章 設計心得第十一章 參考資料 第一章 設計任務書1、設計的目的械設計課程設計是為機械類專業(yè)和近機械類專業(yè)的學生在學完機械設計及同類課程以后所設置的實踐性教學環(huán)節(jié)，也是第一次對學生進行全面的，規(guī)范的機械設計訓練。其主要目的是：（1）培養(yǎng)學生理論聯(lián)系實際的設計思想，訓練學生綜合運用

2、機械設計課程和其他選修課程的基礎理論并結(jié)合實際進行分析和解決工程實際問題的能力，鞏固、深化和擴展學生有關機械設計方面的知識。（2）通過對通用機械零件、常用機械傳動或簡單機械設計，使學生掌握一般機械設計的程序和方法，樹立正面的工程大合集思想，培養(yǎng)獨立、全面、科學的工程設計能力。（3）課程設計的實踐中對學生進行設計基礎技能的訓練，培養(yǎng)學生查閱和使用標準規(guī)范、手冊、圖冊及相關技術資料的能力以及計算、繪圖、數(shù)據(jù)處理、計算機輔助設計等方面的能力。2、設計任務設計一用于帶式輸送機傳動系統(tǒng)中的減速器。要求傳動系統(tǒng)中含有單級圓柱齒輪減速器及v帶傳動。 在課程設計中，一般要求每個學生完成以下內(nèi)容： 1）減速器裝

3、配圖一張（a1號圖紙） 2）零件工作圖23張（如齒輪、軸或箱體等 3）設計計算說明書一份（8000字左右）3、設計內(nèi)容 一般來說，課程設計包括以下內(nèi)容： 1）傳動方案的分析和擬定 2）電動機的選擇 3）傳動系統(tǒng)的遠動和動力參數(shù)的計算 4）傳動零件的設計計算 5）軸的設計計算 6）軸承、聯(lián)接件、潤滑密封及聯(lián)軸器的選擇和計算 7）箱體結(jié)構及附件的計算 8）裝配圖及零件圖的設計與繪制 9）設計計算說明書的整理和編寫 10）總結(jié)和答辯 第二章 帶式傳動機傳動系統(tǒng)設計1、設計題目：單級圓柱齒輪減速器及v帶傳動2、傳動系統(tǒng)參考方案（如圖）：3、原始數(shù)據(jù)： f=4.5knf：輸送帶工作拉力； v=1.8m/

4、s v：輸送帶工作速度； d=400mm d：滾筒直徑。4、已知條件 1.工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35。2.使用折舊期：8年3.檢修間隔期：四年一大修，兩年一中修，半年一小修；4.動力來源：電力，三相交流電，電壓380v/220v;5.運輸帶速度允許誤差:+-5%6.制造條件及生產(chǎn)批量:一般機械廠,小批量生產(chǎn).第三章 電動機的選擇1、電動機類型和結(jié)構型式的選擇：按已知的工作要求和條件，選用 y系列三相交流異步電動機（jb/t10391-2002）。2、工作機所需要的有效功率根據(jù)已知條件，工作機所需要的有效功率 pw=fv/1000=45001.

5、8/1000=8100 w設：1帶傳動效率0.962閉式圓柱斜齒輪效率0.973一對滾動軸承效率0.994 聯(lián)軸器效率0.99估算傳動系數(shù)總效率:=1234=0.960.970.990.99=0.912669123、工作時電動機所需功率為：pd= pw/=8.1/0.9127 =8.875 kw由表12-1可知 ，滿足pepd條件的y系列三相交流異步電動機額定功率取為11kw。4、電動機轉(zhuǎn)速的選擇：nw=60000v/d=600001.8/3.14400=85.944傳動比i帶(2-4)i齒(3-5),則i總= 6-20 ,n總=i總n= 515.64-1790.8 r/min初選同步轉(zhuǎn)速為1

6、500r/min和1000r/min的電動機，由表12-1可知對應額定功率pe為11kw的電動機型號分別為和,現(xiàn)將兩個型號的電動機有關技術數(shù)據(jù)及相應的算得的總傳動比例表1-2中。表1-2 方案的比較方案號電動機型號額電功率（kw）同步轉(zhuǎn)速（r/min）滿載轉(zhuǎn)速（r/min）y160m-41115001460y160l-6111000970總傳動比d（mm）e(mm)16.9984211011.28642110通過上述兩種方案比較用以看出：方案選用的電動機轉(zhuǎn)速高，質(zhì)量輕，價格低，總傳動比為16.998，故選方案較為合理，由表12-2查得電動機中心高h=160mm；軸伸出部分用于裝聯(lián)軸器軸段的直徑

7、和長度分別為：d=42mm和e=110mm。第四章 各級傳動比的分配1、總傳動比: i總=nm/nw=1460/63.70=16.988 由傳動方案圖可知：i帶=i1=3.398； i齒=i2=5； 傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速，功率和轉(zhuǎn)矩計算如下：1軸（電動機軸）n1=nm=960r/min p0=pd=8.875kwtd=9550pd/nm=58.052nm 2軸（減速器高速軸） n2=n1/i1=1460/3.398=429.665r/min p2=p01=8.8750.96=8.52kwt2=9550p2/n2=189.370nm 3軸（減速器低速軸） n3=n2/i2=85.94r/minp3

8、=p223=p20.970.99=8.182kwt3=9550p3/n3=909.26nm 4軸（工作軸）n4=n3=85.94r/min p4=p34=p30.99=8.1kw t4=9550p4/n4=900.167nm2、將上述計算結(jié)果列于表1-3中以供應。表1-3 傳動系統(tǒng)的遠動和動力參數(shù)電動機2軸3軸工作機 轉(zhuǎn)（r/min）1460429.66585.94485.944 功率（kw）8.8758.5208.1828.100 轉(zhuǎn)矩（nm）58.052189.370909.260900.167 傳動比i13.39851第五章 齒輪的設計1、選擇材料和熱處理方法，并確定材料的許用接觸應力根

9、據(jù)工作條件，一般用途的減速器可采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?初選為軟齒面漸開線斜齒輪。查表5-6得小齒輪 45鋼 調(diào)制處理 齒面硬度hbs1=2500大齒輪 45鋼 正火處理 齒面硬度 hbs2=200 兩齒輪齒面硬度差為50hbs，符合軟齒面?zhèn)鲃拥脑O計要求2、確定材料許用接觸應力查表10-21d得，兩實驗齒輪材料接觸疲勞強度極限應力為：hlim1=560mpa hlim2=500mpa由表5-12按一般重要性考慮，取接觸疲勞強度的最小安全系數(shù)：s1=1應力循環(huán)次數(shù)：n1=60njlh=6014602830083363840000 n2=n1/i=672968000查表10-19得 khn1=0.9 k

10、hn2=0.93 兩齒輪材料的許用接觸應力分別為h1= khn1hlim1/ s1=0.9560=504 mpah2= khn2hlim2/ s1=0.93500=465 mpa3、根據(jù)設計準則，按齒面接觸疲勞強度進行設計 查表，取載荷系數(shù)k=1.6；查表，查取彈性系數(shù)ze=189.8；取齒寬系數(shù)d=1；查10-30表選zh=2.433查10-26取1=0.77; 2=0.88: 則=1.65接觸應力h= (h1+h2)/2=484.5 mpa(閉式軟齒面)；h取其中較小值為531.2mpa代入。故 d1 =76.34mm4、幾何尺寸計算 齒數(shù) 由于采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?，小齒輪齒數(shù)的推薦值是20

11、40，取z1=27，則z2= 81 模數(shù) m=d1/z1=2.83mm 由表5-2，將m轉(zhuǎn)換為標準模數(shù)，取m=3mm 中心距 a=m(z1+z2)/2=162mm 齒寬 b2=dd1=176.34=76.34mm，取整b2=76mm b 1= 76+（510）mm，取b 1=80mm5、校核齒根彎曲疲勞強度 由校核公式（5-35） f=yfys 查表5-10，兩齒輪的齒形系數(shù)，應力校正系數(shù)分別是（yf2 ,ys2 由線性插值法求出） z1 =27時 yf1 =2.57 ys1=1.60z2 =81時 yf2 =2.218 ys2 =1.77查表5-11，兩實驗齒輪材料的彎曲疲勞極限應力分別為

12、f lim1 =190+0.2(hbs1-135)=209 mpa f lim2 =190+0.2(hbs2-135)=201 mpa查表5-12，彎曲疲勞強度的最小安全系數(shù)為sf lim1 =1.0兩齒輪材料的許用彎曲疲勞應力分別為f1= h lim1/ sh lim1 =209 mpaf2= h lim2/ sh lim2 =201 mpa將上述參數(shù)分別代入校核公式（5-35），可得兩齒輪的齒根彎曲疲勞應力分別為 f1=yf1ysf1=209 mpa f2=yf2ys2f2=201 mpa所以兩齒輪的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 d1=mz1 =327=81 m

13、m d2=mz2 =381=243 mm齒頂圓直徑 da1=d1+2ha=81+23=87mm da2=d2+2ha=243+23=249mm齒根圓直徑 df1=d1-2hf=81-21.25=77.25mm df2=d2-2hf=243-21.25=239.25mm中心距 a=m(z1+z2)/2=162mm齒寬 b1=80mm b2=76mm7、選擇齒輪精度等級 齒輪圓周速度 v1=1.36m/s 查表5-7，選齒輪精度等級：第公差組為9級，由“齒輪傳動公差”查得 小齒輪 9-9-8 gj gb10095-88 大齒輪 9-9-8 hk gb10095-88 第六章 軸的設計從動軸的設計1

14、、選取材料和熱處理方法，并確定軸材料的許用應力：由于為普通用途，中小功率，選用45鋼正火處理。查表15-1得b=600mpa，查表15-5得b-1=55 mpa2、估算軸的最小直徑：由表15-2查得a=110，根據(jù)公式（15-1）得:d1a=42.295mm 考慮軸端有一鍵槽，將上述軸徑增大5%，即42.2951.05=44.40mm。該軸的外端安裝聯(lián)軸器，為了補償軸的偏差，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查手冊表選用柱銷聯(lián)軸器，其型號為為hl3，最小直徑d1=45mm3、軸的設計計算并繪制結(jié)構草圖：（1）確定軸上零件的布置方案和固定方法： 參考一般減速器結(jié)構，將齒輪布置在軸的中部，對稱于兩端的軸承；齒輪

15、用軸環(huán)和軸套作軸向固定，用平鍵和過盈配合（h7/r6）作軸向固定。右端參考一般減速器結(jié)構，將齒輪布置在軸的中部，對稱于兩端的軸承齒輪用軸環(huán)和軸套作軸向固定，用平鍵和過盈配合（h7r6）作周向固定，右端軸承用軸肩和過度配合（h7k6）固定內(nèi)套圈；左端軸承用軸套和過渡配合（h7k6）固定內(nèi)套圈。軸的定位則由兩端的軸承端蓋軸向固定軸承的外套圈來實現(xiàn)。輸出端的聯(lián)軸器用軸肩和擋板軸向固定，用平鍵作周向定位。（2）直齒輪在工作中不會產(chǎn)生軸向力，故兩端采用深溝球軸承。軸承采用潤滑，齒輪采用油浴潤滑。（3）確定軸的各段直徑： 外伸端直徑d1=45mm按工藝和強度要求把軸制成階梯形，取通過軸承蓋軸段的直徑為d2

16、=d12h=d120.07d1=51.3mm由于該段處安裝墊圈，故取標準直徑d2=56mm考慮軸承的內(nèi)孔標準，取d3=d7=60,初選軸承型號6212。 直徑為d4的軸段為軸頭，取d4=66mm 軸環(huán)直徑d5=d42h=64（120.07）=70mm 根據(jù)軸承安裝直徑，查手冊得d6=68mm （4）確定軸的各段長度： l4=74mm（輪轂寬度為b2=76mm。l4比b2長13mm）l1=58mm（hl3彈性注銷聯(lián)軸器j型軸孔長度為b1=60mml1 比b1短13mm）l7=23mm( 軸承寬度為b3=22mm , 擋油環(huán)厚1mm)l5=8mm（軸環(huán)寬度為b1.4h）根據(jù)減速器結(jié)構設計的要求，初

17、步確定2=1015mm l2=510mml6=212l3=11mml3=b3l22(13)=42mml2=55mm(根據(jù)減速器箱體結(jié)構等尺寸初步確定為（5565mm）兩軸承之間的跨距：l=b32i222b2=232(510mm)2（1015mm）82=135mm4、從動齒輪的受力計算 分度圓直徑d1=mz=381=243mm轉(zhuǎn)矩 t=9.55106pn=587921nmm圓周力ft=2td1=4839n徑向力 fr=fttan20o =1761n5、按扭矩和彎曲組合變形強度條件進行校核計算 1）繪制軸的受力簡圖見圖8-2（a）2）將齒輪所受力分解成水平h和鉛垂平面v內(nèi)的力3）求水平面h和鉛垂平

18、面v的支座反力1 水平面h內(nèi)的支座反力:fh1=fh2= fr/2=880n 2 鉛垂平面v內(nèi)的支座反力：rv1=rv2= ft/2=2420n4）繪制彎矩圖:1 水平面h的彎矩圖見圖8-2(b) mh=65fh1=65880=57200n2 鉛垂面v的彎矩圖見圖8-2(c) mv=65rv1=652420=157300n3 合成彎矩圖見8-2(d)m合=(mh2+mv2)1/2=(572002+1573002)1/2=167377nmm4 繪制扭矩圖見圖8-2(e) t=587921nmm5 繪制當量彎矩圖見圖8-2(f) 單向轉(zhuǎn)動，故切應力脈動循環(huán)，取=0.6 ，b截面當量彎矩為： mea

19、=t=0.6587921=352752nmm6、校核軸的強度根據(jù)總合成彎矩圖、扭矩圖和軸的結(jié)構草圖的判斷a、b截面為危險截面，下面分別進行校核：1）校核a截面 da=40mm 考慮鍵槽后，由于da=401.05=42mmd1=45mm，故a截面安全。2）校核b截面 meb= m合=167377nmm db =31mm考慮鍵槽后，由于db=311.05=32.55mmd4=63mm，故b截面安全。因為危險截面a、b均安全，所以原結(jié)構設計方案符合要求。主動軸的設計1、選取材料和熱處理的方法，并確定軸材料的許用應力根據(jù)設計要求，普通用途，中小功率，單向運轉(zhuǎn)，選用45鋼正火處理。查表15-1得b =6

20、00 mpa,查表15-50=55mpa.2、估算軸的最小直徑由表15-2查取a=110，根據(jù)公式（15-1）得 d1=26.2mm 考慮軸端有一鍵槽，將上述軸徑增大5%，即26.21.05=27.51mm。該軸的外端安裝v帶輪，為了補償軸的偏差，選用腹板式帶輪，最后取軸的最小直徑為d1=30mm。3、軸的結(jié)構設計并繪制草圖。1）確定軸上零件的布置方案和固定方式2）參考一般減速器機構3）確定軸的各端直徑 外端直徑d1=30mm 按工藝和強度要求把軸制成階梯形，取穿過軸承蓋周段的軸徑為d2=d1+2h=d1+20.07d1=34.2mm ，由于該處安裝墊圈，故取標準直徑d2=36mm考慮到軸承的

21、內(nèi)孔標準。取d3=d7=45mm（兩軸承類型相同）。初選深溝球軸承型號為6209。 直徑為d4的軸段為軸頭，取d4=54mm軸環(huán)直徑d5=50mm，根據(jù)軸承安裝直徑，查手冊得d6=47mm。4、確定各軸的長度：l4=84mm（輪轂寬度為b2=82mm。l4比b2長13mm）l1=58mm（hl3彈性注銷聯(lián)軸器j型軸孔長度為b1=60mml1 比b1短13mm）l7=20mm（軸承的寬度b3為19mm，加1mm 的擋油環(huán)）l5=8mm（軸環(huán)寬度為b1.4h）根據(jù)減速器結(jié)構設計的要求，初步確定2=1015mm l2=510mml6=2+l2-l5=11mm l3=b3+l2+2=42mm l2=5

22、5mm兩軸承的跨距l(xiāng)=b3+2l2+22+b2=22+2（510）+2（1015）+56=135mm5、主動軸的受力計算 分度圓直徑d1=mz=327=81mm轉(zhuǎn)矩 t=9.55106pn=126239nmm圓周力ft=2td1=3117n徑向力 fr=fttan20o =1134n6、按扭矩和彎曲組合變形強度條件進行校核計算 (1)繪制軸的受力簡圖(2)將齒輪所受力分解成水平h和鉛垂平面v內(nèi)的力(3)求水平面h和鉛垂平面v的支座反力1 水平面h內(nèi)的支座反力:fh1=fh2= fr/2=567n 2 鉛垂平面v內(nèi)的支座反力：rv1=rv2= ft/2=1558n (4)繪制彎矩圖:1 水平面h

23、的彎矩圖 mh=65fh1=65567=36855n2 鉛垂面v的彎矩圖 mv=rv1=651558=101270n3 合成彎矩圖見8-2(f)m合=(mh2+mv2)1/2=(368552+1012702)1/2=107767nmm4 繪制扭矩圖 t=126239nmm5 繪制當量彎矩圖 單向轉(zhuǎn)動，故切應力脈動循環(huán)，取=0.6 ，b截面當量彎矩為： mea=t=0.6126239=75743nmm7、校核軸的強度根據(jù)總合成彎矩圖、扭矩圖和軸的結(jié)構草圖的判斷a、b截面為危險截面，下面分別進行校核：1） 校核a截面 da=23.96mm 考慮鍵槽后，由于da=23.961.05=25.158mm

24、d1=32mm，故a截面安全。 2）校核b截面 meb= m合=107767nmm db =26.96mm 考慮鍵槽后，由于db=26.961.05=28.3mmd4=47.5mm，故b截面安全。 因為危險截面a、b均安全，所以原結(jié)構設計方案符合要求。8、繪制軸的零件圖（略） 第七章 v帶傳動的設計 1、選擇v帶型號： 由表11-7查得ka=1.1，pc=ka pd=1.14.46=4.906kw根據(jù)pc=4.906kw，nm=960r/min，由圖11-8可選取普通b型的。2、確定帶輪基準直徑，并驗算帶速v：由圖11-8可知，小帶輪基準直徑的推進值為112140由表11-8，則取dd1=12

25、5mm由dd2=dd1nm/n1=125960/240=500mm由表11-8取dd2=500mm,實際傳動比i為： i=dd2/dd1=500/125=4由(11-14)式得：v=dd1n0/601000=6.28m/s v值在525m/s范圍內(nèi)，帶速合格。3、確定帶長ld和中心距a： 由(11-15)式得：0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2） 437.5mma01250mm 初選中心距：a0= 550mm由(11-16)式得：l0=2a0+（dd1+dd2）/2+（dd2dd1）2/4a0=2145.17mm由表11-2取ld=2240mm由式（11-17）得實際中心距為：aa

26、0+（ldl0）/2=597.415mm4、驗算小帶輪的包角a1，由式（11-18）得：a1 =180057.30 （dd2dd1）/a=144.0401200（滿足要求）5、確定v帶的根數(shù)z： 查表11-4，由線性插值法可得：p=1.64+（1.931.64）/(1200950) （960950）=1.65kw查表11-5，由線性插值法可得：p=0.25+（0.30.25）/(980800) （960800）=0.294kw查表11-6，由線性插值法可得：ka=0.89+（0.920.89）/(150140) （144.04140）=0.902查表11-2，可得kl=1.00由式（11-19）得v帶根數(shù)z為： z= p c/（p p ）kakl =4.906/（1.650.294 ）0.9021.00=2.8（根） 取整數(shù)：故z=3（根）6、計算單根v帶預緊力f0: 查表11-1得q=0.17kg/m，由式（11-20）得單根v帶的預緊力f0為：f0=500p c /