機械廠裝配車間輸送帶傳動裝置設計課程設計說明書

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1、機械課程設計說明書q 課程名稱: 機械設計 題目名稱: 機械廠裝配車間輸送帶傳動裝置設計學 院: 徐海學院 專業(yè)班級: 機自10-5班 目 錄機械設計任務書機械課程設計任務書 1機械課程設計第一階段1.1、確定傳動方案21.2、電動機選擇 31.3、傳動件的設計 5機械課程設計第二階段2.1裝配草圖設計第一階段說明172.2軸的設計及校核172.3滾動軸承的選擇212.4鍵和聯(lián)軸器的選擇22機械課程設計第三階段3.1、減速器箱體及附件的設計233.2、潤滑方式、潤滑劑及密封裝置的選擇24機械課程設計小結4.1、機械課程設計小結 25附1：參考文獻機械課程設計任務書一、課程設計的內(nèi)容題目D10.

2、機械廠裝配車間輸送帶傳動裝置設計設計一帶式運輸機傳動裝置（見 圖1）。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(shù)據(jù)1、設計條件： 1）機器功用 由輸送帶傳送機器的零部件； 2）工作情況 單向運輸、輕度振動、環(huán)境溫度不超過35； 3）運動要求 輸送帶運動速度誤差不超過5%； 4）使用壽命 10年，每年350天，每天16小時； 5）檢修周期 一年小修；兩年大修； 6）生產(chǎn)批量 單件小批量生產(chǎn)； 7）生產(chǎn)廠型 中型機械廠 2、設計任務 1）設計內(nèi)容 1、電動機選型；2、帶傳動設計；3、減速器設計；4、聯(lián)軸器選型設計；5、其他。 2）設計工作量 1、傳動系統(tǒng)安

3、裝圖1張；2、減速器裝配圖1張；3、零件圖2張；4、設計計算說明書一份。 3、原始數(shù)據(jù) 主動滾筒扭矩（Nm） ：1400 主動滾筒速度（m/s） ：0.8 主動滾筒直徑（mm） ：380設計計算及說明結果一、機械課程設計第一階段1.1 確定傳動方案（1）、傳動方案：方案：電動機直接通過帶傳動接在兩級圓柱齒輪減速器上，該方案的優(yōu)點是圓柱齒輪的設計、加工制造容易，采用臥式兩級圓柱齒輪減速器。（2）、減速器內(nèi)部工作方式：展開式斜齒嚙合和直齒嚙合。（3）、減速器的總傳動比為36.30，其中帶傳動為2，高速級為4.86,低速級為3.74。（4）、部分面形式：水平剖分面形式。（5）、軸承類型：圓錐滾子軸承

4、和深溝球軸承。（6）、聯(lián)軸器類型： HL和TL系列（7）、傳動方案簡圖如下：1.2電動機的選擇1、電動機的輸出功率的計算已知工作機的扭矩T和卷筒轉速，則工作機輸入功率：上式中：工作機的扭矩T=1400 Nm，卷筒轉速：=40.22r/min V帶傳動效率： 1 = 0.96 4對深溝球軸承傳動效率： 24 =0.994 2對8級圓柱齒輪傳動效率： 32 = 0.972 聯(lián)軸器的傳動效率： 4 = 0.99 滾筒傳動效率： 5 = 0.96=0.82把上述值代入后得：=7.20KW2、電動機的輸入功率P的計算：本題中起動系數(shù) kd=1.1，故KW查表16-2得，Y系列1500r/min電動機的具

5、體牌號為：Y160M-4額定功率為：11kW; 額定轉矩：2.2; 最大轉矩/額定轉矩：2.2 3、計算總傳動比并確定傳動比1）、計算總傳動比在上面已經(jīng)確定了電機滿載轉速為=1460r/min傳動裝置的總傳動比 為1460/40.22=36.302）、傳動比的分配 取帶傳動比為=2 而 而設高速級與低速級傳動滿足=（1.3-1.4）即： ，得4.863.744、傳動裝置運動參數(shù)的計算 1）、各個參數(shù)說明： 、 、I、II、III軸的轉速（） 、 、I、II、III軸的輸入功率（） 、 、I、II、III軸的輸入轉矩()電動機實際輸出功率（） 電動機滿載轉（）2）、各個軸轉速的計算： n1=n/

6、i0=1460/2=730r/min n2=n1/i12=730/4.86=150.21r/min n3=n2/i23=150.21/3.74=40.16r/min 3）、各個軸功率的計算： 4)、各個軸扭矩的計算 T1=9550P1/n1=95507.51/730=98.25 T2=9550P1/n2=95507.21/150.21=458.39 T3=9550P3/n3=95506.92/40.16=1645.58將以上數(shù)據(jù)列表如下：軸號轉速輸出功率輸出扭矩傳動比效率電機軸14607.9051.6720.95軸7307.5198.254.860.96軸150.217.21458.393.7

7、40.96軸40.166.921645.5810.99卷筒軸40.226.851626.491.3、傳動件的設計1、V帶的設計1) 確定V帶型號工作情況系數(shù)KA 查表4-6計算功率Pc 由Pc=KAP=1.2 x 7.9=9.48kwV帶型號 根據(jù)Pc和n1值查圖4.6得取A型2) 確定帶輪基準直徑D1和D2小帶輪直徑D1 查表4.7大帶輪直徑D2 D2=(n0/n1)D1=1460/730x100=200 mm 按表4.7圓整3) 驗算帶速vv=D1n0/60000=x100x1460/60000要求V帶速在525 m/s 范圍內(nèi)4) 確定V帶長度Ld和中心距a按0.7(D1+D2) a02

8、(D1+D2) 初選a0a0=600mm，初算帶基準長度LL=2 a0+ =2x600+ =1675 mm按表4.3圓整aa0+=500+(1800-1675)/25) 驗證小帶輪包角=180- (200-100)/662x57.36) 確定V帶根數(shù)z單根V帶試驗條件下許用功率P0 查表4.4傳遞功率增量P0 查表4.5(i=200/100=2)包角系數(shù)Ka 查表4.8長度系數(shù)KL 查表4.3z= =4.437) 計算初拉力F0F0= = =141.45N8) 計算軸壓力QQ=2zF0 =2 x 5x 141.45.4 x =1410.43 N2、齒輪的設計1、高速級圓柱齒輪設計及計算（斜齒圓

9、柱齒輪）1） 選擇齒輪材料，確定許用應力 由（機械設計課本）表6.2選 ：小齒輪40Cr調(diào)質： 大齒輪45正火： 許用接觸應力與齒輪材料、熱處理方法、齒面硬度、應力循環(huán)次數(shù)等因素有關。 其計算公式為： 接觸疲勞極限 查（機械設計課本）圖64得：接觸強度壽命系數(shù) 應用循環(huán)次數(shù)N 由（機械設計課本）式67： N2=N1/i12=N1/4.86查（機械設計課本）圖65得； 接觸強度最小安全系數(shù)：，則 所以取許用彎曲應力 ：由（機械設計課本）式612，彎曲疲勞強度極限 查（機械設計課本）圖67， 彎曲強度壽命系數(shù) 查（機械設計課本）圖68彎曲強度尺寸系數(shù) 查（機械設計課本）圖69 彎曲強度最小安全系數(shù)

10、：則： 2）、齒面接觸疲勞強度設計計算 確定齒輪傳動精度等級，按，估取圓周速度，參考（機械設計課本）表6.7、表6.8選取齒輪為：2公差組8級小輪分度圓直徑，由（機械設計課本）式65得齒寬系數(shù) 查（機械設計課本）表6.9，按齒輪相對軸承為非對稱布置小輪齒數(shù) ， 在推薦值2040中選 大輪齒數(shù)： z2=iz1=4.8621=102.06圓整取103齒數(shù)比 傳動比誤差： 小輪轉矩 ： 載荷系數(shù)K： 使用系數(shù) 查表6.3動載系數(shù) 由推薦值1.051.4取齒間載荷分配系數(shù) 由推薦值1.01.2取齒向載荷分布系數(shù) 由推薦值1.01.2取載荷系數(shù)K 得材料彈性系數(shù) 查表6.4節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖63（） 螺

11、旋角系數(shù)重合度系數(shù) ，由推薦值0.750.88取0.78，齒輪模數(shù)m 按表6.6圓整m2.5m標準中心距a 圓整后取： 分度圓螺旋角：小輪分度圓直徑 ： 圓周速度v ： v=d1n1/60000=53.86730/60000=2.06m/s齒寬b ，大輪齒寬： 小輪齒寬 ： 3）、 齒根彎曲疲勞強度校核計算由（機械設計課本）式610 當量齒數(shù) 齒形系數(shù) 查表6.5 小輪 大輪應力修正系數(shù) 查表6.5 小輪 大輪重合度 ： 解得： 重合度系數(shù)解得：故 4）、齒輪其他主要尺寸計算大輪分度圓直徑： 根圓直徑 ： 頂圓直徑 5）、 高速級圓柱齒輪幾何參數(shù)項目小齒輪大齒輪模數(shù)m2.52.5齒數(shù)Z2110

12、3壓力角2020分度圓直徑d53.86230.02齒頂高ha3.1253.125齒根高f2.52.5齒頂圓直徑da58.86235.02齒根圓直徑df47.6223.77中心距a144齒寬b50432、低速級圓柱齒輪設計及計算（直齒圓柱齒輪）1） 選擇齒輪材料，確定許用應力 由（機械設計課本）表6.2選 ：小齒輪40Cr調(diào)質： 大齒輪45正火： 許用接觸應力與齒輪材料、熱處理方法、齒面硬度、應力循環(huán)次數(shù)等因素有關。 其計算公式為： 接觸疲勞極限 查（機械設計課本）圖64得：接觸強度壽命系數(shù) 應用循環(huán)次數(shù)N 由（機械設計課本）式67： N1=60n2jLh=60150.211035016 N2=

13、N1/i23=N1/3.74查（機械設計課本）圖65得； 接觸強度最小安全系數(shù)：，則 所以取許用彎曲應力 ：由（機械設計課本）式612，彎曲疲勞強度極限 查（機械設計課本）圖67， 彎曲強度壽命系數(shù) 查（機械設計課本）圖68彎曲強度尺寸系數(shù) 查（機械設計課本）圖69 彎曲強度最小安全系數(shù)：則： 2）、齒面接觸疲勞強度設計計算 確定齒輪傳動精度等級，按，估取圓周速度，參考（機械設計課本）表6.7、表6.8選取齒輪為：2公差組8級小輪分度圓直徑，由（機械設計課本）式65得齒寬系數(shù) 查（機械設計課本）表6.9，按齒輪相對軸承為非對稱布置小輪齒數(shù) ， 在推薦值2040中選 大輪齒數(shù)： z2=iz1=3

14、.7423=72.5圓整取72.5齒數(shù)比 u=z2/z1=86/23=3.74傳動比誤差： 小輪轉矩 ： 載荷系數(shù)K： 使用系數(shù) 查表6.3動載系數(shù) 由推薦值1.051.4取齒間載荷分配系數(shù) 由推薦值1.01.2取齒向載荷分布系數(shù) 由推薦值1.01.2取載荷系數(shù)K 得材料彈性系數(shù) 查表6.4節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖63（） 重合度系數(shù) ，由推薦值0.750.88取0.78，齒輪模數(shù)m 按表6.6圓整m4標準中心距a mm小輪分度圓直徑 ： 圓周速度v ： v=d1n2/60000=92150.21/60000齒寬b ，大輪齒寬： 小輪齒寬 ： 3）、 齒根彎曲疲勞強度校核計算由（機械設計課本）式61

15、0 齒形系數(shù) 查表6.5 小輪 大輪應力修正系數(shù) 查表6.5 小輪 大輪重合度 ： 解得： 重合度系數(shù)解得：故 4）、齒輪其他主要尺寸計算大輪分度圓直徑： 根圓直徑 ： 頂圓直徑 低速級圓柱齒輪幾何參數(shù)如下：項目小齒輪大齒輪模數(shù)m44齒數(shù)Z2386壓力角2020分度圓直徑92290齒頂高ha55齒根高f44齒頂圓直徑da100298齒根圓直徑df82280中心距a192齒寬b80.673.6二、機械課程設計第一階段2.1、裝配草圖設計第一階段說明 1）、減速器裝備圖采用三個視圖及必要局部剖視圖才能表達完整。根據(jù)傳動件尺寸大小，參考類似的減速器裝配圖，估計出待設計的減速器外部輪齒尺寸，并考慮標題

16、欄、明細欄、零件序號及技術要求等位置，選擇合適的比例尺，合理的布局圖面。 2）、在俯視圖的位置上畫三根線作為傳動軸1、2、3的中心線，并繪出傳動件的外廓。小輪寬度應大于大齒輪510mm，二級傳動件之間的軸向間隙=815mm。 3）、畫出箱體內(nèi)壁線及減速器中心線。在俯視圖上小齒輪端面與箱體內(nèi)壁之間間隙和大齒輪頂圓之間間隙為。4）、按純扭矩初步估算軸徑。確定軸的跨距。先按純扭矩確定軸徑，在經(jīng)軸的階梯化吧跨距準確的確定下來。按照純扭矩計算軸徑時，用降低許用扭轉剪切應力的方法來計入彎矩的影響。2.2、軸的設計及校核 1、軸1的設計計算1）、計算作用在齒輪上的力 圓周力Ft=2T1/d1=298250/

17、53.9 徑向力 軸向力2）、初步估算軸的直徑 選取45號鋼材作為軸的材料，調(diào)制處理 由式8-2：，計算軸的最小直徑并加大3%以考慮鍵槽的影響。查表8.6 取A=115 則 =23.66高速軸工作簡圖如圖(a)所示首先確定個段直徑A段：=25mm 由最小直徑算出。B段：=28mm。C段：=30mm，與軸承（深溝球軸承6206）配合，取軸承內(nèi)徑D段：=38mm， 設計非定位軸肩取軸肩高度h=4mmE段：=46mm，將高速級小齒輪設計為齒輪軸，考慮依據(jù)課程設計指導書p116F段：=87mm, 設計非定位軸肩取軸肩高度h=4mmG段， =30mm, 與軸承（深溝球軸承6360）配合，取軸承內(nèi)徑第二、

18、確定各段軸的長度A段：=55mm。B段：=55mm，考慮軸承蓋與其螺釘長度然后圓整取55mmC段：=29mm, 與軸承（深溝球軸承6206）配合,加上擋油盤長度（參考減速器裝配草圖設計p24）=B+3+2=16+11+2=29mmD段：=98mm。E段：，齒輪的齒寬F段：，=2-2=11-2=9mmG段：=14mm, 與軸承（深溝球軸承6360）配合,加上擋油盤長度2、軸的設計計算1）、按齒輪軸設計，軸的材料取與高速級小齒輪材料相同，40Cr，調(diào)質處理，查表15-31，取2）初算軸的最小直徑 因為帶輪軸上有鍵槽，故最小直徑加大3%，=45mm。根據(jù)減速器的結構，軸的最小直徑應該設計在與軸承配合

19、部分，初選圓錐滾子軸承30209，故取=45mm軸的設計圖見草圖，由下向上同一號軸知道：首先，確定各段的直徑A段:=45mm,與軸承（圓錐滾子軸承30209）配合，=27mm。B段：=50mm, 非定位軸肩，與齒輪配合,=8mm。C段：=58mm, 齒輪軸上齒輪的分度圓直徑,=75mm。D段：=50mm, 。E段：=45mm， =43mm。3、軸的設計計算軸的材料選用40Cr（調(diào)質），可由表15-3查得=107所以軸的直徑: =47.5mm。因為軸上有兩個鍵槽，故最小直徑加大6%，=50mm。由表13.1(機械設計課程設計指導書)選聯(lián)軸器型號為LH4軸孔的直徑=50mm長度L=84mm軸設計圖

20、 如下：首先，確定各軸段直徑A段: =60mm, 與軸承（深溝球軸承6212）配合B段: =65mm,非定位軸肩,h取5mmC段: =75mm,定位軸肩，取h=5mmD段: =65mm, 非定位軸肩，h=3.5mmE段: =60mm, 與軸承（深溝球軸承6212）配合F段: =58mm,按照齒輪的安裝尺寸確定G段: =50mm, 聯(lián)軸器的孔徑然后、確定各段軸的長度A段: =43mm,由軸承長度，3，2，擋油盤尺寸B段: =72mm，齒輪齒寬減去2mm，便于安裝C段: =10mm, 軸環(huán)寬度，取圓整值根據(jù)軸承（深溝球軸承6212）寬度需要D段: =86mm,由兩軸承間距減去已知長度確定E段: =

21、29mm, 由軸承長度，3，2，擋油盤尺寸F段: =57mm, 考慮軸承蓋及其螺釘長度，圓整得到G段: =84mm,聯(lián)軸器孔長度。4、軸的校核計算第一根軸:求軸上載荷已知：設該齒輪軸齒向是右旋，受力如右圖：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C右邊W=0.1=9469=/W=14.49MPa70MPa軸材料選用40Cr 查手冊符合強度條件!第二根軸和第三根軸的具體校核步驟省略，兩根軸都符合強度條件。2.3、滾動軸承的選擇1) 高速軸（1軸）上滾動軸承的選擇因為支撐跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式，軸承類型選擇深溝球軸承，軸承的預期壽命為 h。由前計

22、算結果所知，軸承所受徑向力 N軸向力 N基本額定動載荷 KN，基本額定靜載荷 KN軸承工作轉速 r/min初選滾動軸承 6206 GBT27694 (參見附錄E-2) e =0.21 X=0.56 Y =2.09,徑向當量動載荷 因為 所以選深溝球軸承6206 GBT27694 滿足要求，相關數(shù)據(jù)如下：D=62 mm B=16 mm mm 低速軸的軸承校核同上，具體步驟省略，符合強度。2.4、鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇1) 高速軸（1軸）由前面的計算結果知：工作轉矩T=24.42 Nm，工作轉速 r/min選擇工作情況系數(shù) K=1.75計算轉矩 Nm選TL型彈性套柱銷聯(lián)軸器。按附錄F，選用TL4聯(lián)軸

23、器，型號為: GB432384許用轉矩T=63 Nm,許用轉速n=5700 r/min.因T,nn,故該聯(lián)軸器滿足要求。選A型普通平鍵： 初選鍵：b=8 mm，h=7 mm，L=34 mm，l=26 mm參考文獻5表4-3-18，=110MPa，=90MPa由表4-3-16， MPa MPa鍵的擠壓強度和剪切強度都滿足要求。2) 中間軸（2軸）上鍵聯(lián)接的選擇由前面的計算結果知：工作轉矩T=112.33 Nm選A型普通平鍵。高速極大齒輪連接鍵：初取：b=12 mm，h=8 mm，L=32 mm，l=20 mm鍵 1232 GB109679參考文獻5表4-3-18，=110 MPa，=90 MPa

24、由表4-3-16， MPa 120P0=1.32P0 =0.17Ka=0.98KL=1.01Z=5F0=141.45Q=1410.43N1=2.45109N2=5.041082公差組8級z1=21合格m2.5mv=2.06m/sb=45mmb2=45mmN1=5.05108N1=1.351082公差組8級u=3.74合格m4v=0.723m/sb=73.6mmFt=3645.64NFr=1361.15NFa=311.23N=25mm=25mm=28mm=30mm=38mm=46mm=54mm=30mm=38mm=55mm=55mm=29mm=29mm=98mm=45mm=45mm =41mm=50mm =8mm=58mm=75mm=50mm=60mm=65mm=75mm=75mm=65mm=60mm=58mm=50mm=43mm=78mm=10mm=62mm=29mm=57mm=84mm=14.49MPa6206 GBT27694