機械設計課程設計帶式運輸機傳動裝（含全套圖紙）

1、全套圖紙，qq153893706課 程 設 計 題目名稱帶式運輸機傳動裝置學生學院專業(yè)班級姓 名學 號2008 年 7月 11日目 錄機械設計基礎課程設計任務書.1一、傳動方案的擬定及說明.3二、電動機的選擇.3三、計算傳動裝置的運動和動力參數.4四、傳動件的設計計算.6五、軸的設計計算.15六、滾動軸承的選擇及計算.23七、鍵聯接的選擇及校核計算.26八、高速軸的疲勞強度校核.27九、鑄件減速器機體結構尺寸計算表及附件的選擇.30十、潤滑與密封方式的選擇、潤滑劑的選擇.31參考資料目錄一、課程設計的內容設計一帶式運輸機傳動裝置（見 圖1）。設計內容應包括：傳動裝置的總體設計；傳動零件、軸、軸

2、承、聯軸器等的設計計算和選擇；減速器裝配圖和零件工作圖設計；設計計算說明書的編寫。圖2為參考傳動方案。圖1 帶式運輸機傳動裝置圖2 參考傳動方案二、課程設計的要求與數據已知條件： 1運輸帶工作拉力： f = 2.6 kn； 2運輸帶工作速度： v = 2.0 m/s； 3卷筒直徑： d = 320 mm； 4使用壽命： 8年； 5工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)； 6制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量。三、課程設計應完成的工作1減速器裝配圖1張； 2零件工作圖 2張（軸、齒輪各1張）；3設計說明書 1份。四、課程設計進程安排序號設計各階段內容地點起止日期一設計準備: 明確設計

3、任務；準備設計資料和繪圖用具教1-201第18周一二傳動裝置的總體設計: 擬定傳動方案；選擇電動機；計算傳動裝置運動和動力參數傳動零件設計計算:帶傳動、齒輪傳動主要參數的設計計算教1-201第18周一至第18周二三減速器裝配草圖設計: 初繪減速器裝配草圖；軸系部件的結構設計；軸、軸承、鍵聯接等的強度計算;減速器箱體及附件的設計教1-201第18周二至第19周一四完成減速器裝配圖: 教1-201第19周二至第20周一五零件工作圖設計教1-201第20周周二六整理和編寫設計計算說明書教1-201第20周周三至周四七課程設計答辯工字2-617第20周五五、應收集的資料及主要參考文獻1 孫桓, 陳作模

4、. 機械原理m. 北京：高等教育出版社，2001.2 濮良貴, 紀名剛. 機械設計m. 北京：高等教育出版社，2001.3 王昆, 何小柏, 汪信遠. 機械設計/機械設計基礎課程設計m. 北京：高等教育出版社，1995.4 機械制圖、機械設計手冊等書籍。發(fā)出任務書日期：2008年 6 月23日 指導教師簽名： 計劃完成日期： 2008年 7 月11日 基層教學單位責任人簽章：主管院長簽章：設計計算及說明結果一、傳動方案的擬定及說明傳動方案給定為三級減速器（包含帶輪減速和兩級圓柱齒輪傳動減速），說明如下：為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇合適的傳動機構和擬定傳動方案，可先由已知條件計算其驅

5、動卷筒的轉速，即一般常選用同步轉速為的電動機作為原動機，因此傳動裝置總傳動比約為16-23。根據總傳動比數值，可采用任務書所提供的傳動方案就是以帶輪傳動加二級圓錐斜齒輪傳動二、電動機選擇1電動機類型和結構型式按工作要求和工作條件，選用一般用途的y132m-4嗎系列三項異步電動機。它為臥式封閉結構2電動機容量1) 卷筒軸的輸出功率 2) 電動機輸出功率d 傳動裝置的總效率 式中，為從電動機至卷筒軸之間的各傳動機構和軸承的效率。由參考書1表2-4查得：彈性聯軸器；滾子軸承；圓柱齒輪傳動；卷筒軸滑動軸承；v帶傳動=0.96則故 3電動機額定功率由1表20-1選取電動機額定功率4電動機的轉速為了便于選

6、擇電動機轉速，先推算電動機轉速的可選范圍。由任務書中推薦減速裝置傳動比范圍，則電動機轉速可選范圍為可見只有同步轉速為3000r/min的電動機均符合。選定電動機的型號為y132s2-2。主要性能如下表：電機型號額定功率滿載轉速起運轉矩最大轉矩y132s2-27.5kw2900r/min2.02.25、計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比1）、總傳動比=24.29（符合2434）2)、分配傳動比 假設v帶傳動分配的傳動比，則二級展開式圓柱齒輪減速器總傳動比=二級減速器中：高速級齒輪傳動比i低速級齒輪傳動比三、計算傳動裝置的運動和動力參數1各軸轉速減速器傳動裝置各軸從高速軸至低速軸依次編號為：軸、軸

7、、軸。各軸轉速為：2各軸輸入功率按電動機所需功率計算各軸輸入功率，即3各軸輸入轉矩t(nm)將計算結果匯總列表備用。項目電動機高速軸中間軸低速軸n轉速（r/min）29001450352119p 功率（kw）6.636.366.055.75轉矩t(nm)i傳動比24.122.95效率0.950.980.97四、傳動件的設計計算1設計帶傳動的主要參數。已知帶傳動的工作條件：兩班制（共16h），連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，所需傳遞的額定功率p=6.63kw小帶輪轉速 大帶輪轉速，傳動比。設計內容包括選擇帶的型號、確定基準長度、根數、中心距、帶的材料、基準直徑以及結構尺寸、初拉力和壓軸力等等（因為之前已

8、經按選擇了v帶傳動，所以帶的設計按v帶傳動設計方法進行）1）、計算功率 =2)、選擇v帶型 根據、由圖8-10機械設計p157選擇a型帶（d1=112140mm）3）、確定帶輪的基準直徑并驗算帶速v(1)、初選小帶輪的基準直徑，由（機械設計p155表8-6和p157表8-8，取小帶輪基準直徑（2）、驗算帶速v 因為5m/s19.0m/s90 包角滿足條件（6）.計算帶的根數單根v帶所能傳達的功率 根據=2900r/min 和=125mm 表8-4a用插值法求得=3.04kw單根v帶的傳遞功率的增量 已知a型v帶，小帶輪轉速=2900r/min 轉動比 i=/=2 查表8-4b得=0.35kw計

9、算v帶的根數查表8-5得包角修正系數=0.96,表8-2得帶長修正系數=0.99=(+)=(3.04+0.35) 0.960.99=5.34kwz= =7.29/5.34=1.37 故取2根.（7）、計算單根v帶的初拉力和最小值500*+qvv=190.0n對于新安裝的v帶,初拉力為:1.5=285n對于運轉后的v帶,初拉力為:1.3=247n（8）計算帶傳動的壓軸力=2zsin(/2)=754n（9）.帶輪的設計結構a.帶輪的材料為:ht200b.v帶輪的結構形式為:腹板式. c結構圖 （略）2、齒輪傳動設計 選擇斜齒輪圓柱齒輪先設計高速級齒輪傳動1）、選擇材料熱處理方式根據工作條件與已知條

10、件知減速器采用閉式軟齒面計算說明(hb=350hbs),8級精度,查表10-1得小齒輪 40cr 調質處理 hb1=280hbs 大齒輪 45鋼 調質處理 hb2=240hbs2)、按齒面接觸強度計算:取小齒輪=20，則=，=204.12=82.4，取=83并初步選定15確定公式中的各計算數值a.因為齒輪分布非對稱，載荷比較平穩(wěn)綜合選擇kt=1.6b.由圖10-30選取區(qū)域系數zh=2.425c.由圖10-26查得, ,則d.計算小齒輪的轉矩:。確定需用接觸應力e.由表10-6查得材料的彈性影響系數ze=189.8mpaf.由圖10-2查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 因軟齒面閉式傳動常因點蝕而失

11、效,故先按齒面接觸強度設計公式確定傳動的尺寸,然后驗算輪齒的彎曲強度,查表9-5得齒輪接觸應力=600mpa大齒輪的為=550mpah.由式10-13計算應力循環(huán)次數i.由圖10-19取接觸疲勞壽命系數=0.90 =0.96 =/s=540mpa= /s=528 mpa=(+)/2=543 mpa3）、計算（1）計算圓周速度:v=n1/60000=3.26m/s （2)計算齒寬b及模數b=d=1x42.9mm=42.9mm=cos/=2.07mmh=2.25=4.66mmb/h=42.9/4.66=9.206（3）、計算縱向重合度=0.318dtan=1.704（4）、計算載荷系數由表10-8

12、.10-4.10-13.10-3分別查得:故載荷系數（5）、按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式1010a 得 =46.22mm（6）、計算模數= cos/z1=2.232mm4）、按齒根彎曲強度設計由式10-17w=0.1=33774=/w=5.98mpa70mpa軸材料選用40cr 查手冊符合強度條件!第三根軸:求軸上載荷已知：設該齒輪齒向是右旋，受力如圖：由材料力學知識可求得水平支反力: 垂直支反力: 合成彎矩由圖可知,危險截面在b右邊 算得w=19300=/w=19.77mpa70mpa軸材料選用40cr 查手冊符合強度條件!六、滾動軸承的選擇及計算1.軸軸承 型號為30206的

13、圓錐滾子軸承1）計算軸承的徑向載荷：2）計算軸承的軸向載荷 (查指導書p125) 30206圓錐滾子軸承的基本額定動載荷cr=43.3kn,基本額定靜載荷cor=50.5kw，e=0.37，y=1.6兩軸承派生軸向力為：因為軸左移，左端軸承壓緊，右端軸承放松、2）計算軸承1、2的當量載荷,取載荷系數因為因為， 所以取3）校核軸承壽命按一年300個工作日,每天2班制.壽命18年.故所選軸承適用。2軸軸承1）計算軸承的徑向載荷：2）計算軸承的軸向載荷 (查指導書p125) 30206圓錐滾子軸承的基本額定動載荷cr=43.3kn,基本額定靜載荷cor=50.5kw，e=0.37，y=1.6兩軸承派

14、生軸向力為：因為軸右移，左端軸承放松，右端軸承壓緊、2）計算軸承1、2的當量載荷,取載荷系數因為因為， n所以取3）校核軸承壽命按一年300個工作日,每天2班制.壽命29年.故所選軸承適用。2軸軸承1）計算軸承的徑向載荷：2）計算軸承的軸向載荷 (查指導書p125) 30211圓錐滾子軸承的基本額定動載荷cr=90.8kn,基本額定靜載荷cor=114kw，e=0.4，y=1.5兩軸承派生軸向力為：因為軸右移，左端軸承放松，右端軸承壓緊、2）計算軸承1、2的當量載荷,取載荷系數因為因為， 所以取3）校核軸承壽命按一年300個工作日,每天2班制.壽命26年.故所選軸承適用。七、鍵聯接的選擇及校核

15、計算鋼鑄鐵1軸上與帶輪相聯處鍵的校核鍵a1028，bhl=6620 單鍵鍵聯接的組成零件均為鋼，=125mpa=125mpa滿足設計要求2軸上大齒輪處鍵鍵 a1225，bhl=10836 單鍵鍵聯接的組成零件均為鋼，=125mpa滿足設計要求3軸上）聯軸器處采用鍵a，bhl=14970 單鍵滿足設計要求2）聯接齒輪處采用a型鍵a 單鍵125mpa滿足設計要求八、高速軸的疲勞強度校核 第一根軸結構如下：（1）判斷危險截面在a-b軸段內只受到扭矩的作用，又因為e2m 高速軸是齒輪軸，軸的最小直徑是按照扭轉強度較為寬裕是確定的，所以a-b內均無需疲勞強度校核。從應力集中疲勞強度的影響來看，e段左截面

16、和e段右截面為齒輪軸嚙合區(qū)域，引起的應力集中最為嚴重，截面e左端面上的應力最大。但是由于齒輪和軸是同一種材料所受的應力條件是一樣的，所以只需校核e段左右截面即可。（2）.截面右側：抗彎截面系數抗扭截面系數左截面上的扭矩t3為截面上的彎曲應力截面上的扭轉應力軸的材料為40cr,調質處理。由表15-1查得：截面上理論應力系數按附表3-2查取。因經查之為：；又由附圖3-1可查取軸的材料敏性系數；故有效應力集中系數按式（附表3-4）為：皺眉經過表面硬化處理，即，則按式（3-12）及（3-12a）得到綜合系數為：；有附圖3-2的尺寸系數由附圖3-3的扭轉尺寸系數為軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數

17、為：；又由3-1及3-2得到40cr的特性系數則界面安全系數：故可知道其右端面安全；同理可知：e段左端面校核為：抗彎截面系數抗扭截面系數截面iv上的扭矩t3為截面上的彎曲應力截面上的扭轉應力由表15-1查得：又由附圖3-1可查取軸的材料敏性系數；有附表3-8用插值法查得：軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數為：；又由3-1及3-2得到40cr的特性系數則界面安全系數：故e段左端截面的左端面都安全！九、鑄件減速器機體結構尺寸計算表及附件的選擇1、鑄件減速器機體結構尺寸計算表名稱符號減速器及其形式關系機座壁厚0.025a+3mm=6.84mm,取8mm機蓋壁厚10.02a+3=6.06mm8m

18、m,取8mm機座凸緣厚度b1.5=12mm機蓋凸緣厚度b11.5=12mm機座底凸緣厚度p2.5=20mm取30mm地腳螺釘直徑df0.036a+12=12.288mm取16mm地腳螺釘數目na250mm,n=4軸承旁連接螺栓直徑d10.75df=13.15mm取8mm機蓋與機座連接螺栓直徑d2(0.50.6)df=8.7610.52mm取10mm連接螺栓d2的間距l(xiāng)150200mm取180mm軸承端蓋螺釘直徑d3(0.40.5)df=7.018.76mm取m8窺視孔蓋螺釘直徑d4(0.30.4)df=5.267.01mm取m6定位銷直徑d(0.70.8)df=12.2714.02mm取m12df、d2、d3至外機壁距離c1d1、d2至凸緣邊緣距離c2軸承旁凸臺半徑r1r1=c2=20凸臺高度h外機壁至軸承座端面距離l1c1+c2+(58)=44內機壁至軸承座端面距離l2+c1+c2+(58)=52大齒輪頂圓與內機壁距離11.2=9.6mm取14mm齒輪端面與內機壁距離2=8mm取10mm機蓋、機座肋厚m1,mm1=m0.851=6.8mm,取7mm軸承端蓋外徑d2軸承端蓋凸緣厚度e(11.2)d3=9mm