機械設計課程設計帶式傳動機傳動系統設計單級圓柱齒輪減速器及V帶傳動

1、機械設計課程設計說明書設計題目：系 別：專業(yè)班級：學生姓名：學 號：指導老師：完成日期：目 錄第 一 章 設計任務書·····················1第 二 章 系統總體方案設計···············4第 三 章 電動機的

2、選擇及傳動系統計算·····5第 四 章 傳動零件的設計計算·············9第 五 章 軸的設計計算及校核·············13第 六 章 軸承的選擇和計算·········

3、83;·····20第 七 章 建聯接的選擇和校核·············21第 八 章 聯軸器的選擇···················22第 九 章 箱體設計·····&#

4、183;·················22第 十 章 潤滑和密封的選擇···············25第十一章 設計小結·············

5、;··········25第十二章 參考資料·······················25第二章 帶式傳動機傳動系統設計1、設計題目：單級圓柱齒輪減速器及v帶傳動2、傳動系統參考方案（如圖）： 3、原始數據： f=2.2knf：輸送帶工作拉力； v=2.5m/s v

6、：輸送帶工作速度； d=380mm d：滾筒直徑。4、工作條件 連續(xù)單向運轉，空載啟動，載荷有輕微沖擊，工作年限10年，兩班制工作。運輸帶允許速度誤差5%。第三章 電動機的選擇及傳動系統計算1、電動機類型和結構型式的選擇：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 。2、工作機所需要的有效功率根據已知條件，傳動裝置的總效率：=0.85為齒輪嚙合傳動的效率（齒輪為8級精度），為v帶的效率，卷筒效率，聯軸器的效率，為對軸承的效率。電動機所需功率： =6.5kw3、電動機轉速的選擇：n=126 r/min查資料可知v帶的傳動比在2-4之間，圓柱齒輪的傳動比在3-5之間所以可得電動機轉速=

7、（7562520）r/min。根據=6.3kw，轉速n在7562520 r/min之間，轉速太大傳動級數將增大，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，查資料可得：選擇電動機型號y132m4， 額定功率=7.5kw， 滿載轉速=1440 r/min。4、傳動比的確定： 總傳動比：由選定的電動機滿載轉速和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為 =12因為v帶在傳動比在24，現取3計算，則齒輪傳動比=45、各軸轉速：軸一轉速=/1440/3=480 r/min軸二轉速=/=480/4=120 r/min6、各軸功率： 軸一：輸入功率·=6.50.96 kw

8、 =6.24 kw 輸出功率·=6.240.99 kw =6.18 kw 軸二：輸入功率=·=6.180.97 kw =5.99 kw 輸出功率·=5.990.9 9 kw =5.93kw 卷筒：輸入功率·=5.930.99 kw =5.87kw輸出功率·=5.870.96 kw =5.64kw7、各軸轉距： 電動機的輸出轉矩為=9550=9550 n/m =43 n/m 軸一：輸入轉矩=··=4330.96 n/m =123.6 n/m 輸出轉矩=·=123.60.99 n/m =122.4 n/m軸二：輸入轉矩

9、=··=122.440.97 n/m =474.8 n/m 輸出轉矩=·=474.8 0.99 n/m =470n/m卷筒：輸入轉矩=·=470 0.99 n/m =465.3 n/m 輸出轉矩=·=465.3 0.96 n/m =446.7 n/m表1-1 傳動系統的遠動和動力參數電動機軸軸工作機輸入輸出輸入輸出輸入輸出輸入輸出功率（kw）6.56.246.185.995.93 5.87 55.64轉矩（n·m）43123.6122.4474.8470465.3446.7傳動比341第四章 傳動零件的設計一、 齒輪的傳動設計計算1、

10、選擇材料和熱處理方法，并確定材料的許用接觸應力根據工作條件，一般用途的減速器可采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?。查資料可得：小齒輪45鋼調制處理齒面硬度197-286hbs =600 mpa =450 mpa大齒輪45鋼正火處理齒面硬度 156-217hbs =400 mpa =300 mpa 2、確定材料許用接觸應力查資料得，=1，=1.25=mpa=600 mpa=m1=400 mpa=mpa=360 mpa=240mpa3、根據設計準則，按齒面接觸疲勞強度進行設計 設齒輪按8級精度制造，查資料，取載荷系數k=1.2，取彈性系數=188；取齒寬系數=1，小齒輪的轉矩：=9.55×10×

11、;=9.55×10×6.24/480=1.24×10n.mmh取其中較小值為531.2mpa代入。故 dmm =80.1mm小齒輪齒數取z=32則z=4×32=128.模數 m=d/z=80.1/32mm=2.5mm由相關資料，需將m轉換為標準模數，取m=3mm齒寬 b=d=1×80.1=80.1mm，取整b=80mm， b= 85mm。實際的 d=z·m=32×3mm=96mm，d=128×3=384mm中心距 a= (d+d) /2=(96+384)/2=240mm 4、校核齒根彎曲疲勞強度 查資料，兩齒輪的齒

12、形系數，應力校正系數分別是（yf ,ys 由線性插值法求出） yf1 =2.56，ys1=1.63 ； yf2 =2.2 ，ys2 =1.8由校核公式f1=yf1ys1=mpa=53.9 mpaf2=f1=53.9×=51.2 mpa，安全。5、齒輪圓周速度 v=2.41m/s 查資料，選齒輪精度等級8級是合適的。二、v帶傳動的設計 1、選擇v帶型號：由表得k=1.2，p= k·p=1.1×6.5=7.2kw根據p=7.2kw，=1440r/min，由圖13-15可選取普通a型帶。2、確定帶輪基準直徑，并驗算帶速v：由圖11-15可知，小帶輪基準直徑的值為1121

13、40，則取=125mm=（1-）=3×125×（1-0.02）=367.5mm取=375mm,實際傳動比不變?yōu)椋?/=375/125=3v帶速度：v= =9.42m/sv值在525m/s范圍內，帶速合適。 3、確定帶長ld和中心距a： 初步中心距=1.5（+）=1.5×（125+375）=750mm l=2+）+（-）2/4 = =2305.8mm取 l=2500mm, 實際中心距為：+（ll）/2=847mm4、驗算小帶輪的包角：=180057.30 ×（-）/=16301200（滿足要求）5、確定v帶的根數z：根據=1440r/min，=125mm，

14、=3，由表查得p=1.92kw，p=0.17kw， k=0.96，k=1.09 z=3.3 ， 取4根。6、計算單根v帶預緊力f: 查表得q=0.1kg/m，由式（11-20）得單根v帶的預緊力f為：f= (1)qv = =162n 7、計算v帶對軸的壓力f：v帶對軸的壓力f為：f=2zfsin(a/2)=2×4×162sin(163o/2)=1282n第 五 章 軸的設計計算及校核主動軸的設計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設計要求，中小功率，單向運轉，選用45鋼調質處理。查表得b =650 mpa,-1b=60mpa。2、估算軸的最小直徑經查表c=

15、（118107），得 d=mm =（25.2 27.8）mm考慮軸端有一鍵槽，該軸的外端安裝v帶輪，故將上述軸徑增大3%5%，即25.9629.2mm。，最后取軸的最小直徑為d=29mm。3、軸的結構設計并繪制草圖。1）確定軸上零件的布置方案和固定方式 由于設計的是單機減速器，可將齒輪分布在箱體內部中央，將軸承對稱安裝在齒輪兩側，軸外端安裝v帶輪。2）確定軸的各端直徑 軸段外端直徑d1=29mm，軸段直徑可取d2=35mm，軸段上應有軸肩，為順利地在軸段上安裝軸承，軸段必須滿足軸承內徑的標準，故取軸段的直徑d3=40mm，軸段上安裝齒輪取d4=45。軸段用來定位齒輪的取d5=55mm軸承n20

16、8e的安裝高度為3.5，所以取d6=47mm4、確定各軸的長度：軸段長度為83mm(小齒輪轂寬度為b1=85mm。l4比b2短13mm）；為保證齒輪兩端面與箱體內壁不碰撞，齒輪端面與箱體內壁間應保留一定的間距，該間距取為15mm（p245，圖14-17中a=15）；為保證軸承安裝在箱體軸承孔中（軸承轂寬為b=18mm），并考慮到軸承的潤滑，取軸承端面距箱體內壁的距離為5mm，根據箱體結構取軸段長為40mm，則軸承支點距離為l=9+20+85+20+9=143mm；軸段長度為 c1+c2+(510）=22+24+(510）=5156mm，取55mm；軸段安裝v帶輪其長度為1.52倍的直徑即40.

17、554mm，現取45mm。5、主動軸的強度校核1）軸力分析畫出軸的受力圖 圓周力 ft1= =2550n 徑向力 fr1=ft×tan20o =928n2）做垂直面內的彎矩圖，支點反力為： 截面i-i處的彎矩為 截面ii-ii處的彎矩為3）做水平面內的彎矩圖，支點反力為： 截面i-i處的彎矩為 截面ii-ii處的彎矩為 4)v帶輪作用在軸上的壓力f的彎矩圖 截面i-i處的彎矩為 截面ii-ii處的彎矩為5)做轉距圖 6）求當量轉矩 因減速器單向運轉，故轉矩為脈動循環(huán)變化，修正系數為0.6 截面i-i =243.85=254.7 =27.9 mpa=60mpa，合格。截面ii-ii =

18、263.1 =273.2 =42.7mpa=60mpa，合格。6、繪制軸的零件圖（略）從動軸的設計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設計要求，中小功率，單向運轉，選用45鋼調質處理。 查表得b =650 mpa,-1b=60mpa。2、估算軸的最小直徑經查表c=（118107），得 d=mm =（39.643.66）mm考慮軸端有一鍵槽，該軸的外端安裝聯軸器，為了補償軸的偏差，選用彈性套柱銷聯軸器，故將上述軸徑增大5%，即45.8mm。，查手冊表選用柱銷聯軸器，其型號為lt8直徑為48mm，取最小軸直徑為48mm。3、軸的結構設計并繪制草圖1）確定軸上零件的布置方案和固定方

19、式由于設計的是單機減速器，可將齒輪分布在箱體內部中央，將軸承對稱安裝在齒輪兩側，軸外端安裝聯軸器。2）確定軸的各端直徑 軸段外端直徑d1=48mm，軸段上應有軸肩，為順利地在軸段上安裝軸承，軸段必須滿足軸承內徑的標準，故取軸段的直徑d2=50mm，軸段上安裝齒輪取d3=55。軸段用來定位齒輪的取d4=65mm軸承n210e的安裝高度為3.5，所以取d5=57mm。4、確定各軸的長度：軸段長度為78mm(小齒輪轂寬度為b=80mm。l3比b短13mm）；為保證齒輪兩端面與箱體內壁不碰撞，齒輪斷面與箱體內壁間應保留一定的間距，該間距取為15mm（p245，圖14-17中a=15）；為保證軸承安裝在

20、箱體軸承孔中 （軸承轂寬為b=19mm），并考慮到軸承的潤滑，取軸承端面距箱體內壁的距離為5mm，則軸承支點距離為l=9.5+20+80+20+9.5=139mm；根據箱體結構取軸段長為75mm，查有關聯軸器手冊軸段長90mm。5、主動軸的強度校核1）軸力分析畫出軸的受力圖 圓周力 ft2= =2472.9n 徑向力 fr2= ft2×tan20o =900.1n 2）做垂直面內的彎矩圖，支點反力為： 截面i-i處的彎矩為 截面ii-ii處的彎矩為 3）做水平面內的彎矩圖，支點反力為： 截面i-i處的彎矩為 截面ii-ii處的彎矩為4)做轉距圖 n·mm5）求當量轉矩及校核

21、強度 因減速器單向運轉，故轉矩為脈動循環(huán)變化，修正系數為0.6 截面i-i =299.2=18.02mpa=60mpa，合格。截面ii-ii =287.5 =23.03mpa=60mpa，合格6、繪制軸的零件圖（略）第 六 章 軸承的選擇和計算1.高速軸上的軸承設計按照高速軸的結構設計，d=40，載荷有輕微沖擊，初步選用型號n208e型的單列圓錐滾子軸承，c=51500n。當量動載荷 p1= =1594.3n p3=p1+-=1240.3n經查表=1.1，=1，=7200h 兩個軸承均合格。2、低速軸上的軸承設計 按照低速軸的結構設計，d=50，載荷有輕微沖擊，初步選用型號n210e型的單列圓

22、錐滾子軸承，c=61200n。當量動載荷 p=900.1n經查表=1.1，=1，=7200h 合格。第 七 章 鍵聯接的選擇和校核1.軸上的安裝齒輪的鍵的選擇及強度校核對于，一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求。應選用平鍵聯接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（a型）根據d45mm，從表中查得鍵的截面尺寸為：寬度b14mm，鍵高h=9mm,由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長l80mm。鍵、軸、輪轂的材料都是鋼，由表查得許用擠壓應力=100-120mpa,取其平均值。110mpa.鍵的工作長度ll-b=80-14=66mm故合適。該鍵的類型為鍵14×80 gb/t1096-200

23、3。2. 軸上的安裝帶輪的鍵的選擇及強度校核帶輪處鍵位于軸端，d=29mm，長度為45mm，選擇 鍵 c840 gb/t10962003，長度l=40mm，鍵材料用45鋼，查課本得100120mpa，取鍵的工作長度ll-b40-832mm，h=7mm。 故合適。3. 軸上的安裝齒輪的鍵的選擇及強度校核根據d=50mm，長度為78mm，選擇 鍵 16×75 gb/t10962003，長度l=75mm，鍵材料用45鋼，查課本得許用擠壓應力100120mpa，取鍵的工作長度ll-b75-1659mm，h=10mm。故合適。4. 軸上的安裝聯軸器的鍵的選擇及強度校核鍵位于軸端，d=48mm，

24、長度為45mm，選單圓頭平鍵（c型）b=14mm,h=9mm,l=85mm.工作長度ll-b=85-14=71mm， 故合適。選擇鍵c14×85 gb/t1096-2003。第八章 聯軸器的選擇為了緩和沖擊和減輕振動，現選用彈性套柱銷聯軸器，軸的轉矩t=407.3n·m查資料的工作機的工作情況系數=1.5,故計算轉矩為=·t=1.5x470=705n·m由設計手冊可查得lt8 公稱轉矩為710n·m，允許轉速3000r/min135r/min，允許軸孔直徑在45-63mm之間，所以適合。第九章 箱體設計a=240mm名稱計算公式結 果箱座壁厚=0.025a+188mm箱蓋壁厚11=0.02a+188mm箱座凸緣壁厚b=1.512 mm箱蓋凸緣壁厚b1=1.5112 mm箱座底凸緣壁厚b2=2.520mm地腳螺釘直徑df=0.036a+12=20.64mm20mm地腳螺釘數目a<250,n=44 軸承旁聯接螺栓直徑d1=0.75 16 mm箱蓋與箱座聯接螺栓直徑d2d2=(0.50.6) 10mm聯接螺栓d2間距l(xiāng)=150200200 mm軸承蓋螺釘直徑d3=(0.40.5) 8 mm窺視孔螺釘直徑