《機械課程設計帶式輸送機傳動設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《機械課程設計帶式輸送機傳動設計（26頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 機械設計課程設計說明書 設計題目：帶式輸送機傳動設計 系 別：機械工程系 專業(yè)班級：2010級機械5班 學生姓名：小寶 指導老師：劉老師 完成日期：2012年5月 目 錄 第一章 機械設計任務書 第二章 帶式傳動機傳動設計 第三章 電動機的選擇 第四章 傳動比的分配 第五章 齒輪的設計 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

2、一章 機械設計任務書 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(guān)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

3、，培養(yǎng)學生查閱和使用標準規(guī)范、手冊、圖冊及相關(guān)技術(shù)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）減速器裝配圖一張（A1號圖紙） 2）零件工作圖2~3張（如齒輪、軸）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，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）傳動的遠動

4、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）裝配圖及零件圖的設計與繪制 8）設計計算說明書的整理和編寫 9）總結(jié) 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=2.5kN　　　F：輸送帶工作拉力； 　　　　 V=1.5m/s　　 V：輸送帶工作速度； 　　　　

5、 D=450mm D：滾筒直徑。 4、工作條件 連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，空載啟動，工作時有輕微震動，工作年限10年，單班制工作。 第三章 電動機的選擇 1、電動機類型和結(jié)構(gòu)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=25001.5/1000=3.75kw 設：η2w—輸送機滾筒軸至輸送帶間的傳動效率 ηc— 聯(lián)軸器效率0.99 ηg—閉式圓柱齒輪效率0.97 ηb—一對滾動軸承效率0.98 ηcy

6、—輸送機滾筒效率0.96 估算傳動系數(shù)總效率: η01=ηc=0.95 η12=ηbηg=0.990.97=0.9603 η34=ηbηc=0.990.99=0.9801 η3w=ηbηcy=0.990.96=0.9504 則傳動系統(tǒng)的總效率η為： η=η01η12η34η3w =0.950.96030.98010.9504=0.84 3、工作時電動機所需功率為： Pd= Pw/η=3.75/0.84=4.46 kw 由表12-1可知 ，滿足Pe≥Pd條件的Y系列三相交流異步電動機額定功率取為5.5 kw。 4、電動機轉(zhuǎn)速的選擇： nw=6000

7、0v/πd=600001.5/3.14450=63.70r/min 初選同步轉(zhuǎn)速為1500r/min和1000r/min的電動機，由表12-1可知對應額定功率Pe為5.5kw的電動機型號分別為Y132sM2-6和Y132s-4,現(xiàn)將兩個型號的電動機有關(guān)技術(shù)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） Ⅰ Y132M2-6 5.5 1000 960 Ⅱ Y132s-4 5.5 1500 1440 總傳動比 D（mm） E(mm) Ⅰ 13.3

8、8 38 80 Ⅱ 20.09 38 80 通過上述兩種方案比較用以看出：方案Ⅰ選用的電動機轉(zhuǎn)速高，質(zhì)量輕，價格低，總傳動比為13.38，故選方案Ⅰ較為合理，由表12-2查得電動機中心高H=132mm；軸伸出部分用于裝聯(lián)軸器軸段的直徑和長度分別為：D=38mm和E=80 mm。 第四章 各級傳動比的分配 1、總傳動比: i總=nm/nw=960/63.70=15.07 由傳動方案圖可知：i1=3； i2=5； i3=1 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=4.

9、46kw Td=9550pd/nm=29.58Nm 2軸（減速器高速軸） n2=n1/i1=320r/min P2=p0n01=4.460.95=4.23kw T2=9550p2/n2=126.24Nm 3軸（減速器低速軸） n3=n2/i2=64r/min P3=P20.980.980.97=3.94kw T3=9550p3/n3=587.92Nm 4軸（工作軸） n4=n3=64r/min P4=P30.980.96=3.71kw T4=9550p4/n4=553.60Nm 2、將上述計算結(jié)果列于表1-3中以供應

10、。 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） 960 320 64 64 功率（kw） 4.46 4.23 3.94 3.71 轉(zhuǎn)矩（Nm） 29.58 126.24 587.92 553.60 傳動比i 1 3 5 1 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 根據(jù)工作條件，一般用途的減速器可采用閉式軟齒面?zhèn)鲃?。查?-6得 小齒輪 45鋼 調(diào)制處理 齒面硬度HBS1

11、=230 大齒輪 45鋼 正火處理 齒面硬度 HBS2=190 兩齒輪齒面硬度差為40HBS，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5-11得，兩實驗齒輪材料接觸疲勞強度極限應力為： δhlim1=480+0.93(HBS1-135)=480+0.93(230-135)=568.4Mpa δhlim2=480+0.93(HBS2-135)=480+0.93(190-135)=531.2 Mpa 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)：sh lim1=1.0 兩齒輪材料的許用接觸應力分別為 [δH1]= δh lim1/

12、sh lim1=568.4 Mpa [δH2]= δh lim2/ sh lim1=531.2 Mpa 3、根據(jù)設計準則，按齒面接觸疲勞強度進行設計 查表5-8，取載荷系數(shù)K=1.2； 查表5-9，查取彈性系數(shù)ZE=189.8；取齒寬系數(shù)Ψd=1 (閉式軟齒面)；[δH]取其中較小值為531.2Mpa代入。故 d1≥ =76.34mm 4、幾何尺寸計算 齒數(shù) 由于采用閉式軟齒面?zhèn)鲃樱↓X輪齒數(shù)的推薦值是20～40，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

13、=3mm 中心距 a=m(Z1+Z2)/2=162mm 齒寬 b2=Ψdd1=176.34=76.34mm，取整b2=76mm b 1= 76+（5~10）mm，取b 1=80mm 5、校核齒根彎曲疲勞強度 由校核公式（5-35） δF=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=1.60 Z2 =81時 YF2 =2.218 Ys2 =1.77 查表5-1

14、1，兩實驗齒輪材料的彎曲疲勞極限應力分別為 δf lim1 =190+0.2(HBS1-135)=209 Mpa δf 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 [δF1]= δh lim1/ sh lim1 =209 Mpa [δF2]= δh 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 δF1=YF1Ys＜[δF1]=209 M

15、pa δF2=YF2Ys2＜[δF2]=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 mm 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

16、 a=m(Z1+Z2)/2=162mm 齒寬 b1=80mm b2=76mm 7、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Ⅱ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、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σb=600Mpa，查表15-5

17、得[σb]-1=55 Mpa 2、估算軸的最小直徑： 由表15-2查得A=110，根據(jù)公式（15-1）得: d1≥A=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=45mm 3、軸的設計計算并繪制結(jié)構(gòu)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(gòu)，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（H7/r6）作軸向固定。右端參考一般

18、減速器結(jié)構(gòu)，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（H7／r6）作周向固定，右端軸承用軸肩和過度配合（H7／K6）固定內(nèi)套圈；左端軸承用軸套和過渡配合（H7／K6）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=d1＋2h=d1＋20.07d1=51.3mm由于

19、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=d4＋2h=64（1＋20.07）=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1~3mm） L1=58mm（HL3彈性注銷聯(lián)軸器J型軸孔長度為B1=60mmL1 比B1短1~3mm） L7=23mm( 軸承寬度為B3=22mm , 擋油環(huán)厚1mm) L5=8mm（軸環(huán)寬度為b≥1.4h） 根據(jù)減速

20、器結(jié)構(gòu)設計的要求，初步確定Δ2=10~15mm l2=5~10mm L6=Δ2＋12﹣L3=11mm L3=B3＋l2＋Δ2＋(1~3)=42mm L2=55mm(根據(jù)減速器箱體結(jié)構(gòu)等尺寸初步確定為（55~65mm） 兩軸承之間的跨距： L=B3＋2I2＋2Δ2＋B2=23＋2(5~10mm)＋2（10~15mm）＋82=135mm 4、從動齒輪的受力計算 分度圓直徑d1=mz=381=243mm 轉(zhuǎn)矩 T=9.55106P／n=587921Nmm 圓周力Ft=2T／d1=4839N 徑向力 Fr=Fttan20o =1761N 5、按扭矩和彎曲組合變形強度條件進行校

21、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=2420N 4）繪制彎矩圖: 1 水平面H的彎矩圖見圖8-2(b) MH=65FH1=65880=57200N 2 鉛垂面V的彎矩圖見圖8-2(c) MV=65RV1=652420=157300N 3 合成彎矩圖見8-2(d) M合=(MH2+MV2)1/2=(

22、572002+1573002)1/2=167377Nmm 4 繪制扭矩圖見圖8-2(e) T=587921Nmm 5 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α=0.6 ，b截面當量彎矩為： Mea=αT=0.6587921=352752Nmm 6、校核軸的強度 根據(jù)總合成彎矩圖、扭矩圖和軸的結(jié)構(gòu)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=42mm

23、 Meb= M合=167377Nmm db≥ =31mm 考慮鍵槽后，由于db=311.05=32.55mm

24、=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(gòu)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(gòu) 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d

25、5=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1~3mm） L1=58mm（HL3彈性注銷聯(lián)軸器J型軸孔長度為B1=60mmL1 比B1短1~3mm） 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b≥1.4h） 根據(jù)減速器結(jié)構(gòu)設計的要求，初步確定 Δ2=10~15mm l2=5~10mm L6=△2+L2-L5=11mm L3=B3+L2+△2=42mm L2=55mm 兩軸承的跨距 L=B3+2L2+2△2+B2=22+2（5

26、~10）+2（10~15）+56=135mm 5、主動軸的受力計算 分度圓直徑d1=mz=327=81mm 轉(zhuǎn)矩 T=9.55106P／n=126239Nmm 圓周力Ft=2T／d1=3117N 徑向力 Fr=Fttan20o =1134N 6、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

27、 水平面H的彎矩圖 MH=65FH1=65567=36855N 2 鉛垂面V的彎矩圖 MV=RV1=651558=101270N 3 合成彎矩圖見8-2(f) M合=(MH2+MV2)1/2=(368552+1012702)1/2=107767Nmm 4 繪制扭矩圖 T=126239Nmm 5 繪制當量彎矩圖 單向轉(zhuǎn)動，故切應力脈動循環(huán)，取α=0.6 ，b截面當量彎矩為： Mea=αT=0.6126239=75743Nmm 7、校核軸的強度 根據(jù)總合成彎矩圖、扭矩圖和軸的結(jié)構(gòu)草圖的判

28、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

29、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112～140 由表11-8，則取dd1=125mm 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=兀dd1n0/601000=6.28m/s v值

30、在5～25m/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）≤a0≤2（dd1+dd2） 437.5mm≤a0≤1250mm 初選中心距：a0= 550mm 由(11-16)式得： L0=2a0+兀（dd1+dd2）/2+（dd2－dd1）2/4a0=2145.17mm 由表11-2取Ld=2240mm 由式（11-17）得實際中心距為： a≈a0+（Ld－L0）/2=597.415mm 4、驗算小帶輪的包角a1，由式（11-18）得： a1 =1800－57.30 （dd2－dd1

31、）/a=144.040＞1200（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+[（1.93－1.64）/(1200－950) ]（960－950）=1.65kw 查表11-5，由線性插值法可得： △p=0.25+[（0.3－0.25）/(980－800) ]（960－800）=0.294kw 查表11-6，由線性插值法可得： ka=0.89+[（0.92－0.89）/(150－140) ]（144.04－140）=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 ＋

32、△p ）kakL] =4.906/[（1.65＋0.294 ）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 /z V [（2.5/ka）－1]＋qV 2 =5004.906/[36.28(2.5/0.902－1)]＋0.176.282 =237.15KN 7、計算V帶對軸的壓力Q： 由式（11-21）得V帶對軸的壓力Q為： Q=2zF0sin(a1/2)=23237.15sin(144.04o/2

33、)=1232.23N 8、 V帶輪的結(jié)構(gòu)設計，并繪制V帶輪的零件工作圖（略）。 第八章 鍵聯(lián)接的選擇 標準鍵的選擇包括鍵的選擇，聯(lián)軸器的選擇，螺栓、螺母、螺釘?shù)倪x擇，銷的選擇、墊圈、墊片的選擇。 1、鍵的選擇 查表4-1（機械設計基礎課程設計） Ι軸與齒輪相配合的鍵：b =10mm, h = 8 mm, t = 5.0mm, t1=3mm Π軸與大齒輪相配合的鍵：b =16mm, h = 10mm, t = 6.0mm, t1 = 4mm Π軸與聯(lián)軸器相配合的鍵：b = 12mm, h = 8mm, t = 5mm, t 1= 3mm 2、聯(lián)軸器的選擇 根據(jù)軸設計

34、中的相關(guān)數(shù)據(jù)，查表4-1（機械設計基礎課程設計），選用聯(lián)軸器的型號為HL2, GB5014 – 85。 3、螺栓、螺母、螺釘?shù)倪x擇 考慮到減速器的工作條件，后續(xù)想體的附件的結(jié)構(gòu)，以及其他因素的影響 選用螺栓GB5782 – 86, M6*25和GB5782 – 86, M10*35 ， GB5782 – 86, M10*25三種。 選用螺母GB6170 – 86, M10和GB6170 – 86, M12兩種。 選用螺釘GB5782 – 86, M6*25和GB5782 – 86, M6*30兩種。 第九章 減速器的潤滑與密封 1、減速器的潤滑 為了降低摩擦，減少磨損和發(fā)熱，提高機械效率，減速器的傳動零件和軸承等必須進行潤滑。 潤滑油粘度的薦用值見表20-1 2、減速器的密封 為了阻止?jié)櫥瑒┝魇Ш头乐雇饨缁覊m、水分及其他雜物滲入，減速器中應該設置密封裝置。 由減速器的結(jié)構(gòu)特點可選擇接觸式密封中的氈圈油封密封 第十章 設計心得 第十一章 銀金光 王洪 主編 《機械設計課程設計》. 銀金光 王洪 主編 《機械設計基礎》. 銀金光 王洪 主編 《工程力學》