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1、精選優(yōu)質文檔-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.31.1設計題目31.2設計任務3第二章 傳動裝置的總體設計.32.1傳動方案的擬定及電動機的選擇.32.2傳動裝置的運動和動力參數計算.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.73.3軸的設計計算.113.4鍵連接的校核計算.163.5滾動軸承的壽命計算.173.6聯軸器的校核計算.18第四章 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

2、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：轉動不逆轉，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。原始數據：運輸帶工作拉力:F=1900N運輸帶工作速度:V=1.6m/s卷筒直徑:D=400mm1.2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）聯軸器的選擇；

3、（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：卷筒軸的工作轉速為：按推薦的合理傳動比范圍取V 帶傳動的傳動比約為24，單級齒輪傳動比 約為35，則合理總傳動比的范圍為，因此電動機轉速的可選范圍為符合這一范圍的同步轉速有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

4、號為Y132M26.電動機型號：Y132M26額定功率：5.5滿載轉速：960r/min起動轉矩：2.0N.m最大轉矩：2.2電動機具體尺寸參數查表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計算a. 總傳動比：b傳動比分配：取=3.14，則=c各軸的轉速：d各軸的輸入功率： e各軸的輸入轉矩：將運動和動力參數的計算結果列于下表。電動機軸1 軸2 軸卷筒軸轉速n(r/min)960305.7376.476.4輸入功率P(kw)4.44.224.063.98輸入轉矩T(Nm)傳動比i3.1441效率0.960.960.

5、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容：選擇合理的傳動參數；確定帶的型號、長度、根數、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：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Y132M2-6 型電動機，電動機額定功率Ped=5.5KW,滿載轉速，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KA=1.4,得計算功率Pc=KAPed=1.

6、45.5=7.7KW2. 選擇V 帶型號由小帶輪轉速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V帶帶型，查機械設計表8-6和表8-8得dd1=112mm，dd2=idd1=355mmb.驗算帶速：帶速 5m/sv25m/s，故v 符合要求4. 初步確定中心距 0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2),則326.9mma0120o7. 確定帶的根數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k=0.93,長度修正系數kl=1.03,ZPc/(P0+P0) kkl=

7、6.3根，因此Z=7根8. 確定單根V 帶的拉力F09. 對軸的壓力FQ10. 張緊裝置此處的傳動近似為水平傳動，故可用調節(jié)中心距的方案張緊。設張緊輪，位置在小帶輪松邊外側，另外，將馬達聯動小帶輪的中心軸設為可調，以調節(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，轉速較高，宜采用鑄鋼材料，直徑小，故用實心結構。 大帶輪，轉速不太高，可采用鑄鐵材料（HT150或HT200），直徑大，故用腹板式腹板式結構。計算結果是7根AGB1154489V 帶，中心距a為620mm,帶輪的基準直徑dd1=112mm,dd2=355mm，對

8、軸的壓力FQ=2308N，帶輪的寬度B=(Z1)e+2f=108mm3.2齒輪傳動設計已知條件：傳遞的功率,電動機驅動，小齒輪轉速n1=305.73r/min,傳動比 i=4，單向運轉，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（調質），硬度為280HBS，大齒輪選用45鋼（調質），硬度為240HBS，要求齒面粗糙度Ra3.26.3um4）選小齒輪齒數z1=27，則大齒輪齒數z2=27*4=108，Z1、Z2互質，取Z2=107。2按齒面接觸疲勞強度設

9、計 由設計公式進行試算（1） 確定公式內各計算數值 1）試選載荷系數 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 4）由機械設計表10-6查得材料影響系數 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；大齒輪的接觸疲勞強度極限 6）計算應力循環(huán)次數 7）由機械設計圖10-19取接觸疲勞壽命系數, 8）計算接觸許用應力 取失效概率為1%，安全系數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齒高故5） 計算載荷系數根據v=1.02m/s，7級精度，由機械設計

10、圖10-8查得動載系數直齒輪，由機械設計表10-2查得使用系數由機械設計表10-4查得齒向載荷系數由，查機械設計圖10-13得 故載荷系數 6）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑 7） 計算模數m3按齒根彎曲強度設計 彎曲強度設計公式為（1） 確定公式內各計算數值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10-18取彎曲疲勞壽命系數,3） 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S=1.5則 4） 計算載荷系數 5） 查取齒形系數由機械設計表10-5查得，6） 查取應力校正系數由機械設計表10-5查得，7） 計算大小齒輪的并加以比較 顯

11、然大齒輪的數值大（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m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于模數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 則大齒輪齒數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m/s輸入力矩Nm小

12、齒輪直徑mm大齒輪直徑mm模數mmA齒數B齒數中心距mm小齒輪寬度mm大齒輪寬度mm41.09682702.52710816975683.3軸的設計計算（1） 高速軸設計已知條件：傳遞的功率P1=4.22kw，轉速n1=305.73r/min,直齒圓柱齒輪分度圓直徑d1=68mm,傳遞的轉矩T1=131.94Nm1) 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鋼調質處理，強度極限B=650Mpa，許用彎曲應力-1b=60Mpa2) 初步確定軸的最小直徑根據機械設計表15-3得A0=103126.則，安裝帶輪需鍵聯接直徑擴大5,取。3) 軸的結構設計a.

13、擬定軸上零件的裝配方案 齒輪布置在箱體內部中央，將軸承對稱安裝在齒輪兩側，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=40c. 確定各段長度1.帶輪的輪轂寬為108，則L12=1062.軸承6208，其尺寸dDB=408018,則L67=183. L56=214.齒輪距箱體內壁的距離a=16，確定軸承時，應距離箱體內壁s=8，軸承寬度B=18，則5.根據軸承端蓋的裝卸及便于對軸承添加潤滑油的要求，故取L23=70d. 軸上零件的周向固

14、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R24) 求軸上的載荷根據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 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，轉速n2=76.4

15、r/min,直齒圓柱齒輪分度圓直徑d2=270mm,傳遞的轉矩T2=506.81Nm1) 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鋼調質處理，強度極限B=650Mpa，許用彎曲應力-1b=60Mpa2) 初步確定軸的最小直徑根據機械設計表15-3得A0=103126.則，安裝帶輪需鍵聯接直徑擴大5,取3) 軸的結構設計a. 擬定軸上零件的裝配方案 齒輪布置在箱體內部中央，將軸承對稱安裝在齒輪兩側，軸的外伸端安裝半聯軸器。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（外伸端）直徑最小，若選,軸承選用6212則d12=60,

16、d23=65, d34=70, d45=65, d56=60, d67=55, d78=50c. 確定各段長度1.半聯軸器的輪轂寬為84，則L78=822.齒輪的輪轂寬68，則L45=653.軸承6212，其尺寸dDB=6011022,則L12=224.軸環(huán)高度h0.07d=4.55,取h=5，則軸環(huán)寬度b1.4h=7，取b=12，則L34=125.齒輪距箱體內壁的距離a=16，確定軸承時，應距離箱體內壁s=8，軸承寬度B=22，則；6.根據軸承端蓋的裝卸及便于對軸承添加潤滑油的要求，故取L67=50d. 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

17、對中性，故選擇齒輪及半聯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R24) 求軸上的載荷根據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 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. 在垂直面內在截面C處的彎矩為 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，轉矩T=131.94Nm查機械設計表6-1，選用A型平鍵，其尺

18、寸為.現校核其強度：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，轉矩T=506.81Nm查機械設計表6-1，選用A型平鍵，其尺寸為.現校核其強度：查機械設計表6-2得，因為，故滿足要求。（3） 半聯軸器與輸出軸鍵連接設計已知條件：軸徑，輪轂長度為，轉矩T=506.81Nm查機械設計表6-1，選用A型平鍵，其尺寸為.現校核其強度：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

19、件：所選軸承代號6212根據機械設計課程設計表8-155得C=47.8kN3.6聯軸器的校核 已知條件：所選聯軸器代號為 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

20、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，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. 通氣孔減速器運轉時，機體內溫度升高，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，以便達到體內為壓力平衡.e. 定位銷為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以

21、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10機蓋厚度18機座凸緣的厚度B15機蓋凸緣的厚度B112機座底凸緣的厚度b225地腳螺栓的直徑df20軸承旁聯接螺栓的直徑d116上下機體結合處聯接螺栓直徑d210軸承端蓋的螺釘直徑d310窺視孔蓋的螺釘直徑d46螺栓Mdf至凸緣邊緣的距離C2f24螺栓Mdf至外機壁的距離C1f26螺栓Md2至凸緣邊緣的距離C2221螺栓Md2至外機壁的距離C1222螺栓Md1至外機壁的距離C1122軸承旁凸臺半徑R120凸臺高度H50外機壁至軸承座端面的距離L150大齒輪齒頂圓與

22、內機壁距離112齒輪端面與內機壁距離216機蓋肋厚度M18機體肋厚度M10小軸承端蓋外直徑D2130大軸承端蓋外直徑D2160軸承旁聯接螺栓距離S138及179（見裝配圖）2. 軸承端蓋軸承端蓋是用來固定軸承的位置、調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620

23、8，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 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，需要我們去翻閱很多書籍，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)