機械設計課程設計帶式運輸機傳動系統(tǒng)設計

1、 機械設計課程設計說明書 設計題目 帶式運輸機傳動系統(tǒng)設計 學 院 專 業(yè) 姓 名 班 級 學 號 指導老師 江 湘 顏 最終評定成績 目 錄一、設計任務書1二、擬定傳動方案1三、選擇電動機2四、計算傳動裝置的總傳動比及其分配各級傳動比3六、v帶傳動設計4七、齒輪傳動設計6八、高速軸軸承的設計7九、高速軸直徑和長度設計9十、高速軸的校核10十一、低速軸承的設計12十二、低速軸直徑和長度設計13十三、低速軸的校核14十四、鍵的設計16十五、箱體的結構設計17十六、減速器附件的設計19十七、潤滑與密封21十八、課程設計總結22十九、參考文獻22課程設計任務書20142015學年第 1 學期 學院

2、專業(yè) 班課程名稱： 機械設計 設計題目： 帶式運輸機傳動系統(tǒng)的設計 完成期限：自 2014 年 12 月 20 日至 2014 年 12 月 31 日共 2 周內容及任務一、 設計的主要技術參數帶的圓周力f/n帶速v（m/s）滾筒直徑d/mm40001.0400工作條件：二班制（每班工作8h），使用年限8年，大修期為23年，連續(xù)單向運轉，工作載荷有輕微沖擊，中批量生產，運輸帶速度允許誤差5%，三相交流電源電壓為380/220v.二、 設計任務 傳動系統(tǒng)的總體設計； 傳動零件的設計計算；減速器的結構、潤滑和密封；減速器裝配圖及零件工作圖的設計； 設計計算說明書的編寫。三、 工作量要求（1） 減速

3、機裝配圖1張（0號圖紙）；（2） 零件工作圖2張（軸、齒輪）（3號圖紙）；（3） 設計說明書1份（60008000字）。（30頁以上）進度安排起止日期工作內容2014.12.2022傳動系統(tǒng)總體設計、傳動零件的設計計算；2014.12.2326減速器裝配圖繪制2014.12.27零件工作圖的繪制2014.12.2830整理說明書和打印2014.1231答辯主要參考資料1 銀金光等，機械設計，北京；清華大學出版社，20102 銀金光等.機械設計課程設計.北京：北京交通大學出版社，20103 成大先.機械設計手冊.北京：化學工業(yè)出版社，2010指導教師（簽字）： 江湘顏 2015年 12月 6日系

4、主任（簽字）： 銀金光 2014年 12月 8 日二、擬定傳動方案為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便合理的選擇合適的傳動機構和擬定傳動方案?？上扔梢阎獥l件計算起驅動卷筒的轉速nw ，即一般常選用轉速為1000r/min或1500r/min的電動機作為原動機，因此傳動裝置總在傳動比約為8.1或12，根據總傳動比數值，可初步擬定出以二級傳動為主的多種傳動方案。如圖2-12所示的四種方案可作為其中的一部分，這些方案的主要優(yōu)缺點：方案b不宜在長時間連續(xù)工作，且成本高；方案d制造成本較高。根據該帶式傳送機的工作條件，可在a和c兩個方案中選擇。現選用結構較簡單、制造成本較低的方案a。據此擬定傳動方案如圖

5、：圖2-1 帶式輸送機傳動系統(tǒng)運動簡圖1-電動機；2-v帶傳動；3-二級圓柱齒輪減速器；4-聯軸器；5-滾筒；6-輸送帶三、選擇電動機（1） 電動機類型的選擇。根據動力源和工作條件，選用一般用途的y系列三相交流異步電動機，臥式封閉結構，電源380v。（2） 電動機容量的選擇。根據已知條件，工作機所需要的有效功率為pw=設：n4w=輸送機、滾筒軸（4軸）主輸送帶間的傳動效率nc-聯軸器效率 nc=0.99ng-普通v帶傳動效率 ng=095nb-一對滾動軸承效率 nb=099ncg-輸送機滾筒效率 ncg=096傳動系統(tǒng)總系率為式中 n01=nc=0.95 n12=nbng=0.9603 n23

6、=nbng=0.9603 n34=nc=0.99 n4w=nbncg=0.9504則總效率=0.8242工作時，電動機所需的功率為pd=由表12-1可知條件的y系列三相交流異步電動機額定功率pe應取為3kw（3） 電動機轉速的選擇。根據已知條件，可得輸送機滾筒的工作轉速nw=表2-1 電動機的數據及總傳動比方案號電動機型號額定功率同步轉滿載轉速/(r/min總傳動比i外伸軸徑d/mm軸外伸長度e/mmy132s-45.51500144030.163880y132m2-65.5100096020.103880通過對上述兩種方案比較可以看出：方案選用的電動機轉速高，質量輕，價格低，總傳動比為30.

7、16，對二級減速不算大，故選方案較合理。四、確定總傳動比及分配各級傳動比4.1傳動裝置的總傳動比帶式輸送機傳動系統(tǒng)的總傳動比 4.2傳動比的分配有傳動系統(tǒng)方案知i01=1 i12=2 =15.08傳動系統(tǒng)各級傳動比分別為 五、傳動裝置運動和運動參數的計算 5.1傳動裝置運動和運動參數的計算傳動系統(tǒng)的運動和動力參數計算 傳動系統(tǒng)各軸的轉速、功率和轉矩計算如下所示0軸（電動軸） 1軸（v帶）2軸（減速器高速軸，皮帶軸）3軸（減速器低速軸）4軸（減速器中間軸）5軸（輸送機滾筒軸4-1 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數軸號電動機v帶兩級圓柱齒輪減速器工作機0軸1軸2軸3軸4軸5軸轉速n（r/min）14401

8、440720168.2244.6044.60功率p(kw)5.55.2255.024.824.774.72轉矩t(nm36.4834.6566.58242.981021.761010.67傳動比1124.283.771六、v帶傳動設計（1）計算功率,由教材表5-7 工作情況系數2班制時的值ka=1.2（2）選擇v帶型號 根據，由課本5-11選取a型v帶（3）確定帶輪基準直徑，并驗算帶速v。初選小帶輪直徑。由圖5-11可知，小帶輪基準直徑的推薦值為80100mm由表5-8和表5-9，則取。驗算帶速v由式（5-21）得帶速因為v值在525m/s，帶速合適。計算大帶輪直徑。根據表5-9，取=400m

9、m（4） 確定帶長和中心距a。 由式（5-22）初定中心距 0.7（）2（）560mm1600mm 初選中心距=1500mm 由式（5-23）計算帶所需要的基準長度由表5-2，取 由式（5-24）計算實際中心距（5）驗算小帶輪上的包角。（6）確定v帶根數。根數z公式為 令傳動比 查表5-5得有查表5-6得；查表5-2得，由此可得z=2取兩根7、求作用在帶輪上的壓力查表5-1得q=0.18kg/m,故由式5-27由式5-28，作用在軸上的壓力為1選定齒輪精度等級、材料、熱處理方法及齒數（1）傳送設備為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度（gb 1009588）。（2）材料的選擇 由參考文獻【1

10、】表7-1選擇小齒輪材料為40cr（調質），硬度為280hbs，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240hbs，二者材料硬度差為40hbs。（3）齒數 高速級選小齒輪的齒數z1=20, 大齒輪齒數z2=4.3320=86.6故取 z2=87。 低速級選小齒輪的齒數z3=20，大齒輪齒數z4=203.34=66.8 故取z4=672高速級直齒圓柱齒輪的設計及計算2.1 按齒面接觸強度設計（1） 確定公式內的各計算數值 試選載荷系數knc=1.3。 計算小齒輪傳遞的轉矩。t1=242.98(n.m) 由文獻【1】表7-6選取齒寬系數。 由文獻【1】表7-5查得材料彈性影響系數ze=189.8。 由

11、文獻【1】7-18按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 。 計算應力循環(huán)次數。 n1=60n1jlh=607201 (283008) =16.6108 n=0.3910由文獻【1】取接觸疲勞壽命系數由文獻【1】7-22計算接觸疲勞許用應力（取失效概率1%，安全系數s=1）（2）計算 試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入h中較小的值。d1t60.12mm 計算圓周速度v。v=2.27m/s 計算齒寬b。 b=160.12mm=60.12mm計算齒寬與齒高之比 m3mmh=2.25m=2.253mm=6.75mm8.91 計算載荷系數k。根據v=4.53m/s，7級精度，由文獻【1】7-7查得動載荷

12、系數kv=1.13，由文獻【1】表7-3查得直齒輪，kh=kf=1； 由文獻【1】表7-2查得使用系數=1；由文獻【1】圖7-11用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，kh=1.417。由bh=8.91，kh=1.417由文獻【1】圖7-11得kf=1.32k=11.1311.417=1.60 按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得 d64.43mm 計算模數m m=3.22mm2.2按齒根彎曲強度設計由式得彎曲強度的設計公式為(1)確定公式內的各計算數值由文獻【1】查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限fe1=500mpa；大齒輪的彎曲強度極限 fe2=380mpa

13、由文獻【1】7-22取彎曲疲勞壽命系數kfn1=0.85，kfn2=0.88計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數s=1.4，由式（10-12）得 計算載荷系數k k=11.1311.32=1.49mm查取齒形系數。由文獻【1】7-16查得 yfa1=2.80 yfa2=2.18； 查取應力校正系數由7-17查得 ysa1=1.55； ysa2=1.79；計算大、小齒輪的并加以比較。0.014大齒輪的數值大。(2)設計計算 m2.97mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m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

14、定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲強度算得的模數2.97mm并就近圓整為標準值m=3mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d1=60.12mm，算出小齒輪齒數。 z20.4取z1=20，則大齒輪數 z2=z1=4.28x20=85.6，z2=86. 這樣設計儲 的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。2.3 幾何尺寸計算(1)計算大小齒輪的分度圓直徑d203mm=60mmdmm=258mm(2)計算中心距 a=156mm(3)將中心距調整為156mm計算齒輪的寬度b=60mm 圓整后去b b3低速級直齒圓柱齒輪的設計及計算3.1 按齒面接觸強

15、度計算根據文獻【1】公式進行試算，即(1)確定公式內的各計算數值 試選載荷系數kt=1.3。 計算小齒輪傳遞的轉矩。tn.m 由文獻【1】表7-6選取齒寬系數d=1。 由文獻【1】表7-5查得材料彈性影響系數。 由文獻【1】圖7-18按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 。 由文獻【1】式10-13計算應力循環(huán)次數。n1=60n1jlh=60168.221 (283008) =3.86108 n1.0310由文獻【1】取接觸疲勞壽命系數由文獻【1】式7-22，計算接觸疲勞許用應力（取失效概率1%，安全系數s=1）(2)計算 試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入h中較小的值。d1t80.57mm

16、計算圓周速度v。v=0.71m/s 計算齒寬b。b=180.57mm=80.57mm計算齒寬與齒高之比。m4.02mmh=0.71m=0.714.02mm=2.85mm28.27 計算載荷系數k。根據v=0.48m/s，7級精度，由文獻【1】圖7-7查得動載荷系數kv=1.02，由文獻【1】表7-3查得直齒輪，kh=kf=1； 由文獻【1】表7-2查得使用系數=1；由文獻【1】表7-11用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐非對稱布置時，kh=1.417。由bh=8.88，kh=1.417由文獻【1】圖7-11得kf=1.32 k=11.0211.417=1.45 按實際的載荷系數校正所算得的分

17、度圓直徑，由式得d89.87mm 計算模數mm=4.5mm3.2 按齒根彎曲強度設計由式（10-5）得彎曲強度的設計公式為(1)確定公式內的各計算數值由文獻【1】圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限fe1=500mpa；大齒輪的彎曲強度極限 fe2=380mpa由文獻【1】圖7-22取彎曲疲勞壽命系數計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數s=1.4，由式（10-12）得 計算載荷系數kk=11.0211.32=1.34mm查取齒形系數。由文獻【1】表7-16查得 =2.80 =2.22； 查取應力校正系數由文獻【1】表7-17查得 =1.55； =1.77；計算大、小齒輪的并加以比較。

18、大齒輪的數值大。(2)設計計算m3.604mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m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，可取由彎曲強度算得的模數3.604并就近圓整為標準值m=4mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d3=77.80mm，算出小齒輪齒數。z20.14取z=20，則大齒輪數 =3.3420=66.8，=67. 這樣設計儲 的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。3.3 幾何尺寸計算(1)計算大小齒輪的分度圓直徑 d204mm=80mm dmm=268mm(2)計算中心距 a=174mm將中心距調整為174mm(3)計算齒輪的寬度b=180mm=80mm 圓整后去 b b八、軸的結構設計及計算8.1 高速軸的設計8.1.1 軸上的功率、轉速和轉矩的計算在前面的設計中得到 8.1.2 初步確定軸的最小直徑 初步估算軸的最小直徑。選取材料為45鋼，調制處理。，取，于是就有輸入軸的最小直徑應該安裝聯軸器處，為了使軸直徑