《斜齒輪課程設(shè)計--- 帶式運輸機傳動裝置的設(shè)計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《斜齒輪課程設(shè)計--- 帶式運輸機傳動裝置的設(shè)計（23頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、機械設(shè)計課程設(shè)計 計算說明書 題目帶式運輸機傳動裝置的設(shè)計 專業(yè)班級 學(xué)號 學(xué)生姓名 指導(dǎo)教師 西 安 文 理 學(xué) 院 2010年1月 機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書 學(xué)生姓名專業(yè)班級學(xué) 號 指導(dǎo)教師職稱教研室 機械教研室 題目設(shè)計帶式運輸機傳動裝置編號DD-2 傳動系統(tǒng)圖： 原始數(shù)據(jù)： 運輸機工作軸轉(zhuǎn)矩 運輸帶工作速度 卷筒直徑 750 0.75 300 工作條件： 連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，使用期限10年，小批量生產(chǎn)，單班制工作，運輸帶速度允許誤差為±5% 要求完成： 1.減速器裝配圖1張（A2）。

2、2.零件工作圖2張（箱體和軸）。 3.設(shè)計說明書1份，6000-8000字。 開始日期年月日 完成日期年月日 年 月日 目錄 1 總體設(shè)計6 1.1電動機的選擇6 1.2傳動比的分配7 1.3傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算7 2 傳動零件的設(shè)計計算9 2.1設(shè)計帶和帶輪9 2.2高速級齒輪傳動的計算設(shè)計10 2.3低速級齒輪傳動的計算設(shè)計14 3、聯(lián)軸器選擇20 4、初算軸徑21 5、軸承的潤滑方式選擇22 6、箱體的結(jié)構(gòu)尺寸23 7、減速器附件的選擇24 8、初選軸承25 9、鍵的選擇26 10、設(shè)計小結(jié)27 11、參考資料目錄29

3、 題目：設(shè)計帶式運輸機傳送裝置 編號DD—2 設(shè)計參數(shù)： 1、 運輸帶工作周轉(zhuǎn)矩：； 2、 運輸帶工作速度:； 3、 卷筒直徑：； 4、 卷筒工作效率：； 5、 工作壽命：10年單班制工作； 6、 工作條件：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，使用期限10年，小批量生產(chǎn)，單班制工作，允許帶速度誤差±5%。 7 傳動系統(tǒng)圖如下： 開始日期年 月 日 完成日期 年 月 日 1 總體設(shè)計 1.1電動機的選擇 1 電動機類型的選擇 根據(jù)動力源和工作條件，選用Y系列

4、三相異步電動機。 2 電動機功率的選擇 工作機所需要的有效功率為： ==KW=, 其中為工作機傳動效率。為了計算電動機所需功率,需確定傳動裝置總功率η。設(shè)各效率分別為：、（V帶傳動傳動）、（角接觸球軸承）、（齒輪傳動7級精度）、（HL彈性柱銷聯(lián)軸器效率） 。 查表得：=， =， =， =； 則傳動裝置的總效率為：η= = 電動機所需功率為： === 由表19-13選取電動機的額定功率為5.5KW。 3 工作機轉(zhuǎn)速 == = 總傳動比i= ，其中為電動機的滿載轉(zhuǎn)速。 現(xiàn)將兩種電動機的有關(guān)數(shù)據(jù)列于表1比較。 表1 兩種電動機的數(shù)據(jù)比較 方案 電動機型號

5、 額定功率（kw） 同步轉(zhuǎn)速 （r min-1） 滿載轉(zhuǎn)速（r min-1） 總傳動比 總傳動比i Ⅰ Y132S-4 5.5 1500 1440 30.16 02222222 Ⅱ Y132S1-2 5.5 3000 2920 60.15 28.260 由上表可知方案Ⅱ總傳動比過大，為了能合理的分配傳動比，使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊決定選用方案Ⅰ。 1.2傳動比的分配 現(xiàn)總傳動比 ； 取帶輪的傳動比 iD=2.2; 齒輪總傳動比，==， 。 1.3傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 1.各軸轉(zhuǎn)速的計算 =/iD=654.55　r/min

6、nⅡ=nⅠ/i1=654.55/4.108r/min=144.34r/min nⅢ= nⅡ/i2=159.34/3.16r/min=47.74r/min 2.各軸輸入功率計算 =4.7854kW PⅠ=η1=4.7854×0.95kW=4.5462kW PⅡ=PⅠη2η3=4.5462×0.99×0.97kW=4.3216kW PⅢ=PⅡη2η3=4.3216×0.99×0.97kW=4.1081kW 3.各軸的輸入轉(zhuǎn)矩計算 Td=9550=9550×4.7854/1440N·m=31.7367N·m TⅠ=9550PⅠ/nⅠ=66.3297N

7、·m TⅡ=9550PⅡ/nⅡ=285.9244 N·m TⅢ=9550PⅢ/nⅢ821.6799 N·m 將各軸的運動和動力參數(shù)列于表2。 表2 各軸的運動和動力參數(shù) 軸號 轉(zhuǎn)速 （r min-1） 功率 （kw） 轉(zhuǎn)矩 （N·m） 傳動比 0 1440 4.7854 31.7367 2.2 Ⅰ 654.55 4.5462 66.3297 4.535 Ⅱ 144.34 4.3216 285.9244 3.023 Ⅲ 47.74 4.1081 821.6799 2 傳動零件的設(shè)計計算 2.1設(shè)計帶和

8、帶輪 ⑴　確定計算功率 查課本表9-6得： ,式中為工作情況系數(shù)， 為傳遞的額定功率,既電機的額定功率. ⑵　選擇帶型號 根據(jù)，,查課本表8-8和表8-9選用帶型為A型帶． ⑶　選取帶輪基準直徑 查課本表8-3和表8-7得小帶輪基準直徑，則大帶輪基準直徑,，查課本表8-7后取。 ⑷　驗算帶速v ? 　　在5～25m/s范圍內(nèi)，Ｖ帶充分發(fā)揮。 ⑸　確定中心距a和帶的基準長度 由于,即，初定中心距，所以帶長, =.查課本表8-2選取基準長度得實際中心距 取 ⑹　驗算小帶輪包角 ，包角合適。 ⑺　確定v帶根數(shù)z 因，帶速，傳動比,

9、查課本表8-4a和8-4b,并由內(nèi)插值法得. 查課本表8-2得=0.99 查課本表8-8,并由內(nèi)插值法得=0.975707 由公式8-26得 故選Z=5根帶。 ⑻　計算預(yù)緊力 查課本表8-3得,故: 單根普通Ｖ帶張緊后的初拉力為 ⑼　計算作用在軸上的壓軸力 利用公式8-24可得: 2.2高速級齒輪傳動的計算設(shè)計 選定高速級齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 1） 按傳動方案選用斜齒圓柱齒輪傳動。 2） 輸送機為一般工作機械，速度不高，故選用7級精度。 3） 材料選擇 選則小齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，平均硬度為250HBS。大齒輪材料為45鋼，正

10、火，硬度為220HBS，二者硬度差為30HBS。 4） 選小齒輪齒數(shù) 5） 則：。 6）初選螺旋角。 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 （1)確定公式內(nèi)的各項數(shù)值 1）試選載荷系數(shù) =1.6. 2）查表選取區(qū)域系數(shù)=2.433 3）=0.758=0.86；所以=0.758+0.86=1.618 4）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=65363.99053 5）選取齒寬系數(shù)。 6）查表材料的彈性系數(shù)（大小齒輪均采用鍛造）。 7）查表，按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=575Pa,按齒面硬度查得大齒輪接觸疲勞強度極限=510a。 8）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) =60×654.55×

11、8×300×10=9.43× =9.43×/4.535=2.1× 9）查表得接觸疲勞壽命系數(shù)=0.91,=0.95。 10)計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1， =523.25 MPa =484.5 MPa =503.875 MPa 11）計算小齒輪分度圓直徑 50.9866mm 12）計算圓周速度v==m/s 13）計算齒寬b及模數(shù) ==2.3558 mm 14）齒高h=2.25=2.25×2.3558=5.3006mm，b/h=9.6191mm 15）計算縱向重合度0.318×1×21×tan14=1.6650 16)計算載荷系數(shù)K

12、 查表得：使用系數(shù)=1；根據(jù)v=1.7474m/s、7級精度，查表得動載系數(shù)=1.08；查表；（假設(shè)/b<100N/mm）查表得7級精度、調(diào)質(zhì)小齒輪相對之承非對稱布置時： 1.4195 根據(jù)b/h=9.67、,查表得：=1.33。 故載荷系數(shù)1×1.08×1.2×1.4195=1.8396。 17)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑： 50.9866×53.4146mm 18）計算模數(shù)=2.4680mm 按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 （1）確定計算參數(shù) 1）計算載荷系數(shù)1×1.08×1.2×1.33=1.72368。 2)根據(jù)縱向重合度1.

13、6650，查表得螺旋角影響系數(shù)0.88 3）計算當(dāng)量齒數(shù)=22.9883， =105.0894 4）查取齒數(shù)系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù) 查表得：=2.6868，=2.1756，=1.5754，=1.7944。 5）查表：按齒面硬度查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=450MPa,按齒面硬度查得大齒輪的彎曲疲勞極限=415MPa 6) 查表彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.86,=0.89。 7）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 ==276.4286 MPa ==263.8214MPa 8）計算大小齒輪的并加以比較，=0.01557；=0.01481。 （2）計算

14、（按小齒輪） =mm 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(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（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)。故可取由彎曲強度算得的模數(shù)并就近圓整為標準值=2.4680mm，而按接觸強度算得的分度圓直徑=50.9866mm重新修正齒輪齒數(shù)，，取實際傳動比 幾何尺寸計算 （1）中心距計算a= 將中心距圓整為147mm。 (2)按圓整后的中心距修正螺旋角 =arccos13.3967° （3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 =53.4545mm

15、 =240.5454mm （4）計算齒輪寬度，圓整后取mm (小齒輪) 2.3低速級齒輪傳動的計算設(shè)計 1）選定低速級齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 2） 按傳動方案選用斜齒圓柱齒輪傳動。 3） 輸送機為一般工作機械，速度不高，故選用7級精度。 4） 材料選擇 選則小齒輪材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，平均硬度為280HBS。大齒輪材料為45鋼，正火，硬度為240HBS，二者硬度差為30HBS。 5） 選小齒輪齒數(shù) 6） 則：。 7）初選螺旋角。 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 （1)確定公式內(nèi)的各項數(shù)值 1）試選載荷系數(shù) =1.6. 2）查表選取

16、區(qū)域系數(shù)=2.433 3）=0.758=0.852 ；所以=0.758+0.852=1.61 4）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=285924.4485 5）選取齒寬系數(shù)。 6）查表材料的彈性系數(shù)（大小齒輪均采用鍛造）。 7）查表，按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600Pa,按齒面硬度查得大齒輪接觸疲勞強度極限=550Pa。 8）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) =60×144.34275×8×300×10=207853557 =207853557/3.023=68754935.3 9）查表得接觸疲勞壽命系數(shù)=0.92,=0.96。 10)計算接觸疲勞許用應(yīng)力 取失效概率為1%，安全系數(shù)為S

17、=1， =552 MPa =528 MPa =540 MPa 11）計算小齒輪分度圓直徑 82.08381mm 12）計算圓周速度v==m/s 13）計算齒寬b及模數(shù) ==3.7926463 mm 14）齒高h=2.25=2.25×3.7926463=8.53345418mm，b/h=9.619060541mm 15）計算縱向重合度0.318×1×21×tan14=1.6650 16)計算載荷系數(shù)K 查表得：使用系數(shù)=1；根據(jù)v=0.62037m/s、7級精度，查表得動載系數(shù)=1.04；查表；（假設(shè)/b<100N/mm）查表得7級精度、調(diào)質(zhì)小齒輪相對之承非對稱布置

18、時： 1.42652095 根據(jù)b/h=9.619060541、,查表得：=1.35。 故載荷系數(shù)1×1.08×1.2×1.4195=1.780298。 17)按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑： 82.08381×85.05799mm 18）計算模數(shù)=3.930067mm 按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 （1）確定計算參數(shù) 1）計算載荷系數(shù)1×1.04×1.2×1.35=1.6848。 2)根據(jù)縱向重合度1.6650，查表得螺旋角影響系數(shù)0.88 3）計算當(dāng)量齒數(shù)=22.9883， =70.0595944 4）查取齒數(shù)系數(shù)及應(yīng)力校正系數(shù)

19、 查表得：=2.76，=2.264，=1.56，=1.738。 5）查表：按齒面硬度查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500MPa,按齒面硬度查得大齒輪的彎曲疲勞極限=450MPa 6) 查表彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.85,=0.88。 7）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 ==303.5714MPa ==282.8571MPa 8）計算大小齒輪的并加以比較，=0.01418；=0.01391。 （2）計算（按小齒輪） =mm 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲

20、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（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)。故可取由彎曲強度算得的模數(shù)并就近圓整為標準值=2.4680mm，而按接觸強度算得的分度圓直徑=50.9866mm重新修正齒輪齒數(shù)，，取實際傳動比 幾何尺寸計算 （1）中心距計算a= 將中心距圓整為175mm。 (2)按圓整后的中心距修正螺旋角 =arccos14.26987° （3）計算大、小齒輪的分度圓直徑 =86.59794mm =263.40206mm （4）計算齒輪寬度，圓整后取mm (小齒輪) 所以，計算得齒輪的參數(shù)為： 高速級 低速級

21、 大 小 大 小 2 3.5 Z 117 26 64 21 I 4.535 3.023 D 240.5454 53.4545 263.4021 86.5979 A 147 175 B 55 60 90 95 3、聯(lián)軸器選擇 低速級：T=805.24634 Nm,所以，選擇； 4、初算軸徑 由式 C——由軸的許用應(yīng)力所確定的系數(shù)與材料

22、有關(guān)，考慮到安裝聯(lián)軸器的軸短只受扭矩作用，取c=120 則Ⅰ軸=21.02mm 具體值在畫圖時確定 Ⅱ軸=34.19mm 具體值在畫圖時確定 Ⅲ軸=48.67mm 5、軸承的潤滑方式選擇 1、高速級齒輪的圓周速 V===1.746m/s< 2m/s 所以，軸承采用脂潤滑。高速級小齒輪處用擋油板。 2、滾動軸承的潤滑 采用飛濺潤滑在箱座凸緣面上開設(shè)導(dǎo)油溝，并設(shè)擋油盤，以防止軸承旁齒輪嚙合時，所擠出的熱油濺入軸承內(nèi)部，增加軸承的阻力。 3、潤滑油的選擇 齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用

23、于小型設(shè)備選用 L-AN15潤滑油 4、密封方式選?。? 選用凸緣式端蓋，易于調(diào)整軸承間隙，采用端蓋安裝氈圈油封實現(xiàn)密封。 軸承蓋結(jié)構(gòu)尺寸按用其定位的軸承外徑?jīng)Q定 6、箱體的結(jié)構(gòu)尺寸 箱座壁厚：， 而， 所以，取。 箱蓋壁厚：﹤8mm，所以，取。 箱座、箱蓋、凸緣的厚度：b=b1==1.5×8=12mm 箱底座凸緣的厚度：b2=2.5=2.5×8=20mm 箱座、箱蓋的肋厚：取m=8mm 地腳螺釘?shù)闹睆剑喝f=20mm； 地腳螺栓數(shù)目：4; 軸承旁聯(lián)接螺栓的直徑：=0.75×20=15mm取16mm； 箱蓋、箱

24、座聯(lián)接螺栓的直徑：.間距l(xiāng)=160mm 軸承端蓋螺釘直徑： 視孔蓋螺釘直徑：d4=8mm; 定位銷直徑：d=8mm 軸承旁凸臺的半徑： 軸承端蓋外徑：（其中，D為軸承外徑，為軸承蓋螺釘?shù)闹睆剑? 至箱外壁的距離： 至凸緣邊緣的距離：。 外箱壁到軸承座端面的距離：=58mm。 齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離：，?。?10mm。 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離：，取：=10mm。 7、減速器附件的選擇 1、通氣器：由于在外界使用，有粉塵，選用通氣室采用M181.5 2、油面指示器：選用油標尺，規(guī)格M16 3、起吊裝置：采用箱蓋吊耳，箱座吊耳 4、放油螺塞：選用外六角細牙螺塞

25、及墊片M161.5 5、窺視孔及視孔蓋：選用板結(jié)構(gòu)的視孔蓋 8、初選軸承 高速軸：角接觸軸承：7207AC，d=35mm，D=72mm，B==17mm； 中間軸：角接觸軸承：7210AC，d=50mm，D=90mm，B==20mm； 低速軸：角接觸軸承：7213AC，d=65mm，D=120mm，B==23mm； 軸承端蓋外徑： 高速軸：D2=D+5d3=D+40=112mm; 中間軸：D2=D+5d3=D+40=130mm; 低速軸：D2=D+5d3=D+40=160mm;

26、 9、鍵的選擇 選普通平鍵A型 按最小直徑計算，最薄的齒輪計算 b=16mm,h=10mm,L=50mm,d=56mm 由公式 所以 選變通平鍵，鑄鐵鍵 所以齒輪與軸的聯(lián)接中可采用此平鍵 10、設(shè)計小結(jié) 在設(shè)計過程中用了《機械設(shè)計課程設(shè)計》《機械設(shè)計》等書進行設(shè)計，翻閱了學(xué)過的各種關(guān)于力學(xué)、制圖、公差方面的書籍如《理論力學(xué)》、《材料力學(xué)》、《機械制圖》、《互換性與測量技術(shù)基礎(chǔ)》、《機械原理》、《機械制造技術(shù)基礎(chǔ)》，綜合運用了這些知識，尤其是在計算機軟件A

27、utoCAD 方面的運用，深切感到計算機輔助設(shè)計給設(shè)計人員帶來的方便，各種設(shè)計，計算，制圖全套完成。 由于是第一次做全套設(shè)計工作，在設(shè)計過程中出現(xiàn)了多次計算錯誤，其次在線形，制圖規(guī)格，零件設(shè)計中的計算中也出現(xiàn)了多次錯誤，設(shè)計說明書的排版也難免混亂，等等。對圖層，線形不熟悉甚至根本不確定自己畫出的線實際上是什么概念都不知道 ，對于各種線寬度，更沒有實際的概念。標注也較混亂，畢竟是第一次獨立做整個設(shè)計工作，沒有經(jīng)驗。 通過本次設(shè)計，讓我很好的鍛煉了理論聯(lián)系實際，與具體項目、課題相結(jié)合開發(fā)、設(shè)計產(chǎn)品的能力。既讓我們懂得了怎樣把理論應(yīng)用于實際，又讓我們懂得了在實踐中遇到的問題怎樣用理論去解

28、決。 在本次設(shè)計中，總是遇到這樣或那樣的問題，有時發(fā)現(xiàn)一個問題的時候，需要做大量的工作，花大量的時間才能解決，還需要大量的以前沒有學(xué)到過的知識，于是圖書館和INTERNET成了我們很好的助手。在查閱資料的過程中，我們要判斷優(yōu)劣、取舍相關(guān)知識，不知不覺中我們查閱資料的能力也得到了很好的鍛煉。我們學(xué)習(xí)的知識是有限的，在以后的工作中我們肯定會遇到許多未知的領(lǐng)域，這方面的能力便會使我們受益非淺。繁瑣復(fù)雜的設(shè)計過程使我的耐心便在其中建立起來了。為以后的工作積累了經(jīng)驗，增強了信心。這次設(shè)計的目的是掌握機械設(shè)計規(guī)律，綜合運用學(xué)過的知識，通過設(shè)計計算，繪圖以及運用技術(shù)標準，規(guī)范設(shè)計手冊等有關(guān)設(shè)計資料進行全面

29、的機械設(shè)計技能訓(xùn)練。目的已經(jīng)達到，有許多要求、標準心中雖然明確理解掌握但是要全力，全面的應(yīng)用在實際中，還有待于提高水平。 11、參考資料目錄 [1]濮良貴，紀名剛主編，《機械設(shè)計》，高等教育出版社， 2006年5月第八版； [2]胡家秀主編，《簡明機械零件設(shè)計實用手冊》，機械工業(yè)出版社， 2006年1月第一版； [3]陸玉主編，《機械設(shè)計課程設(shè)計》，機械工業(yè)出版社， 2008年6月第四版； [4]范欽珊 殷雅俊 主編，《材料力學(xué)》，清華大學(xué)出版社， 2008年7月第二版； [5]哈爾

30、濱工業(yè)大學(xué)理論力學(xué)教研室主編，《理論力學(xué)》，高等教育出版社， 2002年8月第六版； [6]劉朝儒 等主編，《機械制圖》，高等教育出版社，第五版。 = Y132S-4 ； ； ； nⅠ=654.54 r/min nⅡ=144.34 r/min nⅢ=47.74r/min

31、 PⅠ=4.5462 kW PⅡ=4.3216kW PⅢ=4.1081kW Td=31.736 N·m TⅠ=66.3297N·m TⅡ=285.9244N·m TⅢ=821.6799N·m

32、 =21 =96 ° =1.6 =0.758； =0.86； =1 =9.43×； =2.1 × =523.25 MPa =484.5 MPa =503.875 MPa 50.9866 mm = h=5.3006 mm 1.6650 53.4146mm =1.72368 =105.0894 ， ， =0.

33、01557；=0.01481 。 1.9965 mm a147.3777mm。 =13.3967° =53.4545mm =240.5454mm = 60m

34、 21.02mm 34.19mm 48.67mm V=1.746< 2m/s b2=20mm