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1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-----傾情為你奉上 帶式運輸機傳動裝置 設計說明書 姓名： 學號： 學院：機械工程學院 專業(yè)：機械工程及自動化 指導教師：周國斌 2010. 3 目錄 第一章 設計題目及任務………………………………..………………………3 1.1設計題目…………………………………………………………………3 1.2設計任務…………………………………………………………………3 第二章 傳動裝置的總體設計…………………………………..………………3 2.1傳動方案的擬定及電動機的選擇……………………………..3

2、 2.2傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算…………………………..…5 第三章 傳動零件的設計計算…………………………………..………………6 3.1帶傳動設計……………………………………………….….…6 3.2齒輪傳動設計…………………………………………………..7 3.3軸的設計計算…………………………………………………..11 3.4鍵連接的校核計算……………………………………………..16 3.5滾動軸承的壽命計算……………………………………….….17 3.6聯(lián)軸器的校核計算……………………………………………..18 第四章

3、 箱體的結構設計…………………………………………………….…..18 第五章 潤滑密封的選擇…………………………………………………….…..20 第六章 設計小結…………………………………………………………………20 第七章 參考資料………………………………………………………..……….20 第一章 設計題目及任務 1.1設計題目 設計題目：設計帶式輸送機的傳動裝置 工作條件：轉(zhuǎn)動不逆轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，起動載荷為名義載荷的1.25 倍，運輸帶速度 允許誤差為±5%；每日工作時間24小時，使用期限5年。 原始數(shù)據(jù)：運輸帶工作拉力:F=1900

4、N 運輸帶工作速度:V=1.6m/s 卷筒直徑:D=400mm 1.2設計任務 設計任務：（1）傳動方案的分析和擬定； （2）電動機的選擇，傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算； （3）傳動零件的設計（帶傳動、單級齒輪傳動）； （4）軸和軸承組合設計（軸的結構設計，軸承組合設計，低速軸彎、扭組合強度校核，低速軸上軸承壽命計算）； （5）鍵的選擇及強度校核（低速軸上鍵的校核）； （6）聯(lián)軸器的選擇； （7）減速器的潤滑與密封； （8）減速器裝配草圖俯視圖設計（箱體、附件設計等）； 附圖： 第二章 傳動裝置的總體設計 2.1傳動方案的擬定及電動機的選擇 1.傳

5、動方案的選擇 采用V帶傳動及單級圓柱齒輪傳動，如圖所示。 2.電機選擇 本裝置選用Y系列三相異步電動機 卷筒功率功率： 傳動裝置總效率為： 因此所需電機理論功率： 應選電機額定功率： 卷筒軸的工作轉(zhuǎn)速為： 按推薦的合理傳動比范圍取V 帶傳動的傳動比約為2~4，單級齒輪傳動比 約為3~5，則合理總傳動比的范圍為，因此電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750 r/min，1000 r/min，1500 r/min。 查《機械設計課程設計》表8-184得，得此電機型號為Y132M2—6. 電動機型號：Y132M2—6 額定功率：5.5 滿

6、載轉(zhuǎn)速：960r/min 起動轉(zhuǎn)矩：2.0N.m 最大轉(zhuǎn)矩：2.2 電動機具體尺寸參數(shù)查表8-187，得 中心高： 外型尺寸： 底腳安裝尺寸： 地腳螺孔直徑：12 軸外伸尺寸： 裝鍵部位尺寸： 2.2傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 a. 總傳動比： b．傳動比分配：取=3.14，則= c．各軸的轉(zhuǎn)速： d．各軸的輸入功率： e．各軸的輸入轉(zhuǎn)矩： 將運動和動力參數(shù)的計算結果列于下表。 電動機軸 1 軸 2 軸 卷筒軸 轉(zhuǎn)速n(r/min) 960 305.

7、73 76.4 76.4 輸入功率P(kw) 4.4 4.22 4.06 3.98 輸入轉(zhuǎn)矩T(Nm) 傳動比i 3.14 4 1 效率η 0.96 0.96 0.98 第三章 傳動零件的設計計算 3.1帶傳動設計 帶傳動設計的主要內(nèi)容：選擇合理的傳動參數(shù)；確定帶的型號、長度、根數(shù)、 傳動中心距、安裝要求、對軸的作用力及帶的材料、結構和尺寸等。 設計依據(jù)：傳動的用途及工作情況；對外廓尺寸及傳動位置的要求；原動機 種類和所需的傳動功率；主動輪和從動輪的轉(zhuǎn)速等。 已知條件：設計帶式輸送機傳動系統(tǒng)中的普通V 帶傳動。原動機為Y

8、132M2-6 型電動機，電動機額定功率Ped=5.5KW,滿載轉(zhuǎn)速，小帶輪安裝在電機軸上，帶的傳動比i=3.14,一天工作時間t=24h,5年壽命。 1. 確定計算載荷 查《機械設計》表8-7，得工作情況系數(shù)KA=1.4,得計算功率Pc=KA×Ped=1.4×5.5=7.7KW 2. 選擇V 帶型號 由小帶輪轉(zhuǎn)速n1 及計算功率Pc查《機械設計》圖8-11，選擇V帶型號為A型。 3. 確定帶輪直徑 a.根據(jù)V帶帶型，查《機械設計》表8-6和表8-8得dd1=112mm，dd2=i×dd1=355mm b.驗算帶速：帶速 5m/s

9、m/s，故v 符合要求 4. 初步確定中心距 0.7(dd1+dd2)120o 7. 確定帶的根數(shù)z 查《機械設計》表8-4a單根V帶傳遞功率P0=1.16KW 查《機械設計》表8-4b 傳遞功率增量△P0= 0.119KW 包角修正系數(shù)kα=0.93, 長度修正系數(shù)kl=1.03, Z

10、≥Pc/[(P0+△P0) kαkl]=6.3根，因此Z=7根 8. 確定單根V 帶的拉力F0 9. 對軸的壓力FQ 10. 張緊裝置 此處的傳動近似為水平傳動，故可用調(diào)節(jié)中心距的方案張緊。設張緊輪，位置在小帶輪松邊外側(cè)，另外，將馬達聯(lián)動小帶輪的中心軸設為可調(diào)，以調(diào)節(jié)傳送帶松緊。 11. 帶輪的結構設計 已知小帶輪的直徑為dd1=112mm，大帶輪的直徑為dd2=355mm。 小帶輪，轉(zhuǎn)速較高，宜采用鑄鋼材料，直徑小，故用實心結構。 大帶輪，轉(zhuǎn)速不太高，可采用鑄鐵材料（HT150或HT200），直徑大，故用腹板式腹板

11、式結構。 計算結果是7根A—GB11544—89V 帶，中心距a為620mm,帶輪的基準直徑dd1=112mm, dd2=355mm，對軸的壓力FQ=2308N，帶輪的寬度B=(Z－1)e+2f=108mm 3.2齒輪傳動設計 已知條件：傳遞的功率,電動機驅(qū)動，小齒輪轉(zhuǎn)速n1=305.73r/min,傳動比 i=4，單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，使用壽命5 年，每天工作24小時。 1.選擇齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) 1）選用直齒圓柱齒輪傳動，相對支承對稱布置 2）運輸機速度不高，故選用7級精度 3）材料選擇。小齒輪選用45（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)），硬

12、度為240HBS，要求齒面粗糙度Ra≤3.2—6.3um 4）選小齒輪齒數(shù)z1=27，則大齒輪齒數(shù)z2=27*4=108，Z1、Z2互質(zhì)，取Z2=107。 2．按齒面接觸疲勞強度設計 由設計公式進行試算 （1） 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù) 2）計算小齒輪傳遞的扭矩 3）由《機械設計》表10-7選取齒寬系數(shù) 4）由《機械設計》表10-6查得材料影響系數(shù) 5）由《機械設計》圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的

13、接觸疲勞強度極限 6）計算應力循環(huán)次數(shù) 7）由《機械設計》圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù), 8）計算接觸許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，則 （2） 計算 1） 試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入中較小的數(shù)值。 2） 計算圓周速度v 3） 計算齒寬b 4） 計算齒寬與齒高之比 模數(shù) 齒高 故 5） 計算載荷系數(shù)

14、 根據(jù)v=1.02m/s，7級精度，由《機械設計》圖10-8查得動載系數(shù) 直齒輪， 由《機械設計》表10-2查得使用系數(shù) 由《機械設計》表10-4查得齒向載荷系數(shù) 由，，查《機械設計》圖10-13得 故載荷系數(shù) 6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 7） 計算模數(shù)m 3．按齒根彎曲強度設計 彎曲強度設計公式為 （1） 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值 1） 由《機械設計》圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限 2） 由《機械設計》圖1

15、0-18取彎曲疲勞壽命系數(shù), 3） 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.5則 4） 計算載荷系數(shù) 5） 查取齒形系數(shù) 由《機械設計》表10-5查得， 6） 查取應力校正系數(shù) 由《機械設計》表10-5查得， 7） 計算大小齒輪的并加以比較 顯然大齒輪的數(shù)值大 （2） 設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，

16、可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.04并就近圓整為標準值m=2.5mm，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù) 則大齒輪齒數(shù) 這樣設計出來的齒輪傳動，既滿足齒面接觸疲勞強度，又滿足齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。 4. 幾何尺寸計算 （1） 計算分度圓直徑 （2） 計算中心距 （3） 計算齒輪寬度 取， 齒輪傳動設計匯總： 表（4）計算結果匯總 傳動比 齒輪圓周速度

17、m/s 輸入力矩N·m 小齒輪直徑mm 大齒輪直徑mm 模數(shù)mm A齒數(shù) B齒數(shù) 中心距mm 小齒輪寬度mm 大齒輪寬度mm 4 1.09 68 270 2.5 27 108 169 75 68 3.3軸的設計計算 （1） 高速軸設計 已知條件：傳遞的功率P1=4.22kw，轉(zhuǎn)速n1=305.73r/min,直齒圓柱齒輪分度圓直徑d1=68mm,傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=131.94Nm 1) 選擇軸的材料確定許用應力 減速器傳遞的功率屬于中小功率，材料無特殊要求，故選用45鋼調(diào)質(zhì)處理，強度極限σB=650Mpa，許用彎曲應力[σ-1b]

18、=60Mpa 2) 初步確定軸的最小直徑 根據(jù)《機械設計》表15-3得A0=103~126. 則，安裝帶輪需鍵聯(lián)接直徑擴大5％,取。 3) 軸的結構設計 a. 擬定軸上零件的裝配方案 齒輪布置在箱體內(nèi)部中央，將軸承對稱安裝在齒輪兩側(cè)，軸的外伸端安裝帶輪。齒輪從左端裝入，右端軸環(huán)定位，左端用套筒定位。 b. 確定各軸段直徑 軸段12（外伸端）直徑最小，若選用6208,則 d12=32, d23=35, d34=40, d56=45, d67=40 c. 確定各段長度 1.帶輪的輪轂寬為108，則L12=106 2.軸承620

19、8，其尺寸d×D×B=40×80×18,則L67=18 3. L56=21 4.齒輪距箱體內(nèi)壁的距離a=16，確定軸承時，應距離箱體內(nèi)壁s=8，軸承寬度B=18，則 5.根據(jù)軸承端蓋的裝卸及便于對軸承添加潤滑油的要求，故取L23=70 d. 軸上零件的周向固定 齒輪及帶輪的周向固定采用平鍵連接；為了保證齒輪以及帶輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪及帶輪輪轂與軸的配合為 e. 確定軸上圓角以及倒角尺寸 參考《機械設計》表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處圓角R2 4) 求軸上的載荷 根據(jù)軸的結構畫出軸的受力簡圖。由于是滾動軸承，所以受力在中點。 a. 在水平面內(nèi)

20、 在截面C處的彎矩為 在截面D（就是軸上的4）處的彎矩為 b. 在垂直面內(nèi) 在截面C處的彎矩為 在截面D處的彎矩為 c. C截面受彎矩情況 d. D截面受彎矩情況 e. 兩截面受扭矩情況 f. 強度校核 1) C截面 2) D截面 故此軸安全。 （2） 低速軸設計 已知條件：傳遞的功率P2=4.06kw，轉(zhuǎn)速n2=76.4r/min,直齒圓柱

21、齒輪分度圓直徑d2=270mm,傳遞的轉(zhuǎn)矩T2=506.81Nm 1) 選擇軸的材料確定許用應力 減速器傳遞的功率屬于中小功率，材料無特殊要求，故選用45鋼調(diào)質(zhì)處理，強度極限σB=650Mpa，許用彎曲應力[σ-1b]=60Mpa 2) 初步確定軸的最小直徑 根據(jù)《機械設計》表15-3得A0=103~126. 則，安裝帶輪需鍵聯(lián)接直徑擴大5％,取 3) 軸的結構設計 a. 擬定軸上零件的裝配方案 齒輪布置在箱體內(nèi)部中央，將軸承對稱安裝在齒輪兩側(cè)，軸的外伸端安裝半聯(lián)軸器。齒輪從右端裝入，左端軸環(huán)定位，右端用套筒定位。 b. 確定各軸段直徑 軸段78（

22、外伸端）直徑最小，若選,軸承選用6212則 d12=60, d23=65, d34=70, d45=65, d56=60, d67=55, d78=50 c. 確定各段長度 1.半聯(lián)軸器的輪轂寬為84，則L78=82 2.齒輪的輪轂寬68，則L45=65 3.軸承6212，其尺寸d×D×B=60×110×22,則L12=22 4.軸環(huán)高度h>0.07d=4.55,取h=5，則軸環(huán)寬度b≥1.4h=7，取b=12，則L34=12 5.齒輪距箱體內(nèi)壁的距離a=16，確定軸承時，應距離箱體內(nèi)壁s=8，軸承寬度B=22，則； 6.根據(jù)軸承端蓋的裝卸及便于對軸承添加潤滑油的

23、要求，故取L67=50 d. 軸上零件的周向固定 齒輪及帶輪的周向固定采用平鍵連接；為了保證齒輪以及帶輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪及半聯(lián)軸器輪轂與軸的配合為 e. 確定軸上圓角以及倒角尺寸 參考《機械設計》表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處圓角R2 4) 求軸上的載荷 根據(jù)軸的結構畫出軸的受力簡圖。由于是滾動軸承，所以受力在中點。 g. 在水平面內(nèi) 在截面C處的彎矩為 在截面D（就是軸上的5）處的彎矩為 h. 在垂直面內(nèi) 在截面C處的彎矩為

24、 在截面D處的彎矩為 i. C截面受彎矩情況 j. D截面受彎矩情況 k. 兩截面受扭矩情況 l. 強度校核 3) C截面 4) D截面 故此軸安全。 3.4鍵連接的校核計算 （1） 帶輪與輸入軸鍵連接設計 已知條件：軸徑，輪轂長度為，轉(zhuǎn)矩T=131.94Nm 查《機械設計》表6-1，選用A型平鍵，其尺寸為. 現(xiàn)校核其強度： 查《機械設計》表6-2得，因為，故滿足要求。 （2） 大齒輪與輸出軸鍵連接設計 已知條件：軸徑，輪轂長度為，轉(zhuǎn)

25、矩T=506.81Nm 查《機械設計》表6-1，選用A型平鍵，其尺寸為. 現(xiàn)校核其強度： 查《機械設計》表6-2得，因為，故滿足要求。 （3） 半聯(lián)軸器與輸出軸鍵連接設計 已知條件：軸徑，輪轂長度為，轉(zhuǎn)矩T=506.81Nm 查《機械設計》表6-1，選用A型平鍵，其尺寸為. 現(xiàn)校核其強度： 查《機械設計》表6-2得，因為，故滿足要求。 3.5滾動軸承的壽命計算 （1） 高速軸上滾動軸承壽命計算 已知條件：所選軸承代號6208 根據(jù)《機械設計課程設計》表8-155得C=29.5kN （2） 低速軸上滾動軸承壽命計算 已知條件：所選軸承代號6212 根

26、據(jù)《機械設計課程設計》表8-155得C=47.8kN 3.6聯(lián)軸器的校核 已知條件：所選聯(lián)軸器代號為 校核計算： 第四章 箱體的結構設計 1. 箱體 （1） 箱體采用灰鑄鐵鑄造而成，采用剖分式結構，由機座和機蓋兩部分組成，取軸的中心線所在平面為剖分面。箱體的強度、剛度保證，在軸承座孔處設置加強肋，做在箱體外部。外輪廓為長方形。 （2） 箱體結構良好的工藝性 機座壁厚為10mm，機蓋厚度8mm，圓角半徑為R=5。機體外型簡單，拔模方便. （3） 附件設計 a. 視孔蓋及窺視孔 在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件嚙合區(qū)的位置，并有足

27、夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M8螺釘緊固。 b. 油螺塞 放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。 c. 油標 油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處； 油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出。 d. 通氣孔 減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡. e. 定位銷

28、 為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度. f. 吊環(huán) 在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體。 減速箱鑄鐵箱體主要結構尺寸關系 名稱 符號 尺寸 機座厚度 δ 10 機蓋厚度 δ1 8 機座凸緣的厚度 B 15 機蓋凸緣的厚度 B1 12 機座底凸緣的厚度 b2 25 地腳螺栓的直徑 df 20 軸承旁聯(lián)接螺栓的直徑 d1 16 上下機體結合處聯(lián)接螺栓直徑 d2 10 軸承端蓋的螺釘直徑 d3 10 窺視孔蓋的螺釘直徑 d4 6 螺

29、栓Mdf至凸緣邊緣的距離 C2f 24 螺栓Mdf至外機壁的距離 C1f 26 螺栓Md2至凸緣邊緣的距離 C22 21 螺栓Md2至外機壁的距離 C12 22 螺栓Md1至外機壁的距離 C11 22 軸承旁凸臺半徑 R1 20 凸臺高度 H 50 外機壁至軸承座端面的距離 L1 50 大齒輪齒頂圓與內(nèi)機壁距離 △1 12 齒輪端面與內(nèi)機壁距離 △2 16 機蓋肋厚度 M1 8 機體肋厚度 M 10 小軸承端蓋外直徑 D2 130 大軸承端蓋外直徑 D2 160 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 S 138及179（見裝

30、配圖） 2. 軸承端蓋 軸承端蓋是用來固定軸承的位置、調(diào)整軸承間隙并承受軸向力的，軸承端蓋的結 構形式有凸緣式和嵌入式兩種。 凸緣式軸承端蓋的密封性能好，調(diào)整軸承間隙方便，因此，采用凸緣式，這種端蓋 大多采用鑄鐵件。 第五章 潤滑密封的選擇 （1） 機體內(nèi)零件潤滑和密封 低速軸上齒輪的圓周速度為： 則采用浸油潤滑，浸油深度不應超過一個齒高。 高速軸上的小齒輪采用濺油輪來潤滑，利用濺油輪將油濺入齒輪嚙合處進行潤滑。 （2） 滾動軸承潤滑 對于滾動軸承6208，，故采用脂潤滑； 對于滾動軸承6212，，故采用脂潤滑； （3） 伸出端密封

31、軸伸端密封方式有接觸式和非接觸式兩種。氈圈密封是接觸式密封，結構簡單，價格低廉，適用于脂潤滑軸承中。 第六章 設計小結 經(jīng)過此次減速箱的設計，我真正體會到一個完整機械的設計方法，雖然我選擇的是單級圓柱直齒齒輪減速箱的設計，但是我還是從中學到了很多。 1. 鍛煉了自己運用課本知識的能力。本次設計涉及了機械設計，機械原理，材料力學，理論力學，工程圖學等多門課程的知識，通過本次設計，不但使我對課本知識在一定程度上進行了復習，而且鍛煉了我運用知識的水平，提高了我對課程知識的綜合運用能力。 2. 通過本次實踐，初步掌握了一般機械的設計流程，培養(yǎng)了我獨立設計的能力。在本次設計中，需要我們?nèi)シ喓芏鄷?，自主查閱各種設計手冊，初步培養(yǎng)我們的自主設計能力，這是課堂上難以學到的寶貴財富。 第七章 參考資料 1. 《機械設計》濮良貴，紀名剛主編 高等教育出版社 2. 《機械設計課程設計》陳秀寧，施高義主編 浙江大學出版社 3. 《材料力學》劉鴻文主編 高等教育出版社 4. 機械工業(yè)部洛陽軸承研究所. GB/T 276-1994, 滾動軸承 深溝球軸承 外形尺寸.機械中國標準出版社, 1994. 5. 廖念釗, 古瑩庵, 莫雨松, 互換性與技術測量[M]. 北京: 中國計量出版社, 2001. 專心---專注---專業(yè)