機械課設梁桂湄2

1、廣東工業(yè)大學課程設計任務書 帶式運輸機傳動裝置題目名稱材料與能源學院學生學院金屬材料工程專業(yè)班級姓名學號一、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、軸承、聯(lián)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。DvF動力及傳動裝置圖 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)已知條件：（1）運輸帶工作拉力：F = 0.8 kN；（2）運輸帶工作速度：v = 1.5 m/s；（3）卷筒直徑：D = 240 mm；（4） 使用壽命：10 年（每年工作日 300 天）

2、，；（5） 工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)；（6） 輸送帶速度容許誤差為5%；（7） 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量；三、課程設計應完成的工作設計的內容包括：1、電動機的選擇及運動參數(shù)的計算；2、V 帶的傳動設計；3、齒輪傳動的設計；4、軸的設計；5、滾動軸承的選擇（低速軸）；6、鍵的選擇計算（低速軸）；7、聯(lián)軸器的選擇；8、潤滑油及潤滑方式的選擇；9、繪制零件的工作圖和裝配圖（手繪或者用 AutoCAD 繪制）（1） 繪制零件的工作圖大小齒輪的零件圖或者 高速軸的零件圖注：零件的工作圖包括：(1)尺寸的標注；(2)公差；(3)精度；(4)技術要求（2） 減速器的裝配圖

3、（高速軸可以畫成齒輪軸）裝配圖包括：（1）尺寸標注（2）技術要求及特性（3）零件編號標題欄。10、編寫設計說明書（要求用 word 編制打?。?4)編寫零件明細表、（1）（2）（3）（4）（5）目錄；設計題目：原始數(shù)據(jù)及工作條件，傳動裝置簡圖； 設計計算：要有詳細的設計步驟及演算過程；對設計后的評價；參考文獻資料。最后需要提交的內容包括（每人獨立一個1. 減速器裝配草圖 1 張；2. 減速器裝配圖 1 張；3. 減速器零件圖 1 張；4. 設計說明書1 份。袋）：四、課程設計進程安排 序號 設計各階段內容 地點 起止日期 1設計準備: 明確設計任務；準備設計資料和繪圖用具傳動裝置的總體設計:

4、擬定傳動方案；選擇電動機；計算傳動裝置運動和動力參數(shù)教 1-304第 1 天五、應收集的資料及主要參考文獻（1）楊可楨、程光蘊主編. 機械設計基礎M. 北京：高等教育第 4 版，1999 年 6 月（2）林怡青、謝宋良、王文濤編著. 機械設計基礎課程設計指導書M. 北京：清華大，2008 年 11 月第 1 版學（3）機械制圖、機械設計手冊等。 發(fā)出任務書日期：2013 年 04 月 22 日 指導教師簽名： 計劃完成日期： 2013 年 05 月 3 日 基層教學單位責任人簽章： 主管院長簽章：2傳動零件設計計算:帶傳動、齒輪傳動主要參數(shù)的設計計算教 1-209第 2 天3減速器裝配草圖設計

5、: 初繪減速器裝配草圖；軸系部件的結構設計；軸、軸承、鍵聯(lián)接等的強度計算;減速器箱體及附件的設計教 1-209第 35 天4減速器裝配圖設計教 1-209第 68 天5零件工作圖設計教 1-209第 9 天6整理和編寫設計計算說明書教 1-209第 10 天第一章 緒論 第二章 課題題目及主要技術參數(shù)說明 2.1 課題題目 2.2 主要技術參數(shù)說明 2.3 傳動系統(tǒng)工作條件 2.4 傳動系統(tǒng)方案的選擇 第三章 減速器結構選擇及相關性能參數(shù)計算 3.1 減速器結構 3.2 電動機選擇 3.3 傳動比分配 3.4 動力運動參數(shù)計算 3.5 傳送帶的結構與計算 第四章 齒輪的設計計算(包括小齒輪和大

6、齒輪) 4.1 齒輪材料和熱處理的選擇 4.2 齒輪幾何尺寸的設計計算 4.2.1 按照接觸強度初步設計齒輪主要尺寸 4.2.2 齒輪彎曲強度校核 4.2.3 齒輪幾何尺寸的確定 4.3 齒輪的結構設計 第五章 軸的設計計算(從動軸) 5.1 軸的材料和熱處理的選擇 5.2 軸幾何尺寸的設計計算 5.2.1 按照扭轉強度初步設計軸的最小直徑 5.2.2 軸的結構設計 5.2.3 軸的強度校核 第六章 軸承、鍵和聯(lián)軸器的選擇 6.1 軸承的選擇及校核 6.2 鍵的選擇計算及校核 6.3 聯(lián)軸器的選擇 第七章 減速器潤滑、密封及附件的選擇確定以及箱體主要結構 尺寸的計算 7.1 潤滑的選擇確定 7

7、.2 密封的選擇確定 7.3 減速器附件的選擇確定 7.4 箱體主要結構尺寸計算 第八章 總結 第一章緒 論 本論文主要內容是進行一級圓柱直齒輪的設計計算，在設計計算中運用到了機械設計基礎、機械制圖、工程力學、公差與互換性等多門課程知識，并運用AUTOCAD軟件進行繪圖，因此是一個非常重要的綜合實踐環(huán)節(jié),也是一次全面的、 規(guī)范的實踐訓練。通過這次訓練，使我們在眾多方面得到了鍛煉和培養(yǎng)。主要體現(xiàn)在如下幾個方面： （1）.培養(yǎng)了我們理論聯(lián)系實際的設計思想，訓練了綜合運用機械設計課程和其他相關課程的基礎理論并結合生產(chǎn)實際進行分析和解決工程實際問題的能力，鞏固、深化和擴展了相關機械設計方面的知識。 （

8、2）. 通過對通用機械零件、常用機械傳動或簡單機械的設計，使我們掌握了一般機械設計的程序和方法，樹立正確的工程設計思想，培養(yǎng)獨立、全面、科學的工程設計能力和創(chuàng)新能力。 （3）另外培養(yǎng)了我們查閱和使用標準、規(guī)范、手冊、圖冊及相關技術資料的能力以及計算、繪圖數(shù)據(jù)處理、計算機輔助設計方面的能力。 （4）加強了我們對Office軟件中Word功能的認識和運用。 第二章 課題題目及主要技術參數(shù)說明 2.1 課題題目 帶式輸送機傳動系統(tǒng)中的減速器。要求傳動系統(tǒng)中含有單級圓柱齒輪減速器及V帶傳動。 2.2 主要技術參數(shù)說明 輸送帶的最大有效拉力F=0.8KN，輸送帶的工作速度V=1.5m/s，輸送機滾筒直徑

9、D=240 mm。 2.3 傳動系統(tǒng)工作條件 帶式輸送機在常溫下連續(xù)工作、單向運轉；空載起動，工作載荷較平穩(wěn)；兩班制（每班工作8小時），要求減速器設計壽命為8年，大修期為3年，中批量生產(chǎn)；三相交流電源的電壓為380/220V。 2.4 傳動系統(tǒng)方案的選擇 DFv動力及傳動裝置圖 1 帶式運輸機傳動裝置圖 2 參考傳動方案 圖 1 帶式輸送機傳動系統(tǒng)簡圖 計算及說明結果第三章 減速器結構選擇及相關性能參數(shù)計算3.1 減速器結構 本減速器設計為水平剖分，封閉臥式結構。3.2 電動機選擇 （一）工作機的功率 Pw Pw =FV/1000=0.81.5=1.2kw （二）總效率h總 = 2 總V 帶

10、滾 齒 聯(lián) 滑 滾筒 =0.850.987520.980.990.960.96 =0.74 （三）所需電動機功率 Pd Pd=Pw/0.74=1.2/0.74=1.621 kw 查機械零件設計手冊得 Ped =2.2 kw 電 動 機 選 用 Y100L1-4 n 滿 = 1430 r/min 3.3 傳動比分配 工作機的轉速 n=601000v/（ p D） =6010001.5/(3.14240) =119.427r/min i 總=n 滿/n=1430/119.427=11.97 15 取 i 齒=4 則i 帶=i/i 齒 =11.97/4=2.993 3.4 動力運動參數(shù)計算 （一）轉

11、速 n n1 = n滿 =1430（r/min） n2 = n1 / i帶 =1430/2.993=477.78（r/min） 電 動 機 選 用 ： Y100L1-4 i 帶=2.933 i齒 =4 n3 = n2 / i齒 =477.78/4=119.45（r/min） （二） 功率 P P1=Pd =1.621 kw P2=P1v 帶=1.6210.9=1.459 kw P3=P2齒輪滾=1.4590.980.9875=1.412 kw （三） 轉矩 T T1=9550P1/n1 = 95501.621/1430 = 10.83 N m T2=9550P2/n2=95501.459/47

12、7.78=29.16 N m T3=9550P3/n3=95501.412/119.45=112.89 N m將上述數(shù)據(jù)列表如下： 3.5 傳動帶的結構與計算 （1）求計算功率c 查表 13-8 得 KA=1.2，故 c = = 1.2 1.621 = 1.945kW （2）查機械設計基礎圖 13-15,知需選 Z 型普通 V 帶取小齒輪直徑 d1=71 mm 軸號 功率P/kW N/(r.min-1) T /(N m) i 電 動機軸 1.621 1430 10.83 1 高速軸 1.459 477.78 29.16 2.993 低 速軸 1.412 119.45 112.89 4 d =

13、n1 d (1 ) =1430/477.7871（1-0.02）=208.3 mm2n2 1 由機械設計基礎表 13-9 取 d2=212 mm (3). 帶速 d1n13.14 71 1430V = 5.32m/s(符合 525m/s) 60 100060 1000（4）初步選取中心距 a0 = 1.5(d1 + d2) = 1.5 (71 + 212) = 424.5mm 取 a0 = 350mm, 符 合 0.7(d1 + d2) a0 120 合 適 395.63（8）V 帶根數(shù) z Z =Pc (p0 + p0)kkL 今 n1=1430 r/min ,d1=71 mm ,查表 13

14、-3 得 P0=0.3 kW 查表 13-5 得：P0 = 0.46kW d1 =71mm d2 =212mm V=5.32 m/s a0=350 mm Ld = 1250mm a = 395.63mm 1 = 159 由1 = 159查表 13-7 得 = 0.94，查表 13-2 得L = 1.14 Z =Pc=1.945= 5.64 (p0 + p0)kkL(0.3 + 0.03) 0.94 1.14 Z 取 6 根 (9) 作用在帶輪軸上的壓力FQ 查表 13-1 得 q=0.06kg/m,得單根 V 帶的初拉力： 500 Pc 2.5F0 =( 1) + qv2 ZVk500 1.9

15、45 2.5=( 1) + 0.06 5.322 = 52.26N 6 5.320.94 作用在軸上的壓力： F = 2 zF sin 1 = 2 6 52.26 sin 159 = 616.62N Q022(10) V 帶輪尺寸 選擇帶的類型： 小帶輪：鑄鐵 B 型實心式普通 V 帶大帶輪：鑄鐵 B 型輻板式式普通 V 帶 帶輪的參數(shù)： 由機械設計基礎表 13-10 得：e=12 ,f=7 小帶輪輪轂寬 B=(Z-1)e+2f=(6-1)12+27=74mm 大帶輪輪轂寬 B=(Z-1)e+2f=(6-1)12+27=74mm 第四章 齒輪的設計計算4.1 齒輪材料和熱處理的選擇 小齒輪選用

16、 45 號鋼，調質處理，HB250 Z=6 FQ=616.62N 大齒輪選用 45 號鋼，正火處理，HB200 4.2 齒輪幾何尺寸的設計計算 4.2.1 按照接觸強度初步設計齒輪主要尺寸 由機械零件設計手冊查得 Hlim1 = 600MPa , Hlim2 = 380MPa , SH = 1 , Flim1 = 600MPa , Flim2 = 380MPa , SF = 1.25 由 = Hlim1 = 600 = 600MPa H1SH1 = Hlim2 = 380 = 380MPa H2SH1 = Flim1 = 450 = 360MPa F1SF1.25 = Flim2 = 300

17、= 240MPa F2SF1.25（一）小齒輪的轉矩TI T = 9.55 106 1.459 = 2.92 104N mm 1477.78 T = 9.55 106 1.412 = 1.13 105N mm 2119.45（二） 選載荷系數(shù)K 由原動機為電動機，工作機為帶式輸送機，載荷平穩(wěn)，齒輪在兩軸承間對稱布置。查機械設計基礎表 11- 3，取 K1.1 （三） 計算尺數(shù)比 m m =4 （四） 選擇齒寬系數(shù)d 根據(jù)齒輪為軟齒輪在兩軸承間為對稱布置。查機械設計基礎表 11-6，取d1 （五） 計算小齒輪分度圓直徑 d1 查機械設計基礎表 11-4， 取ZE = 189.8 , ZH = 2

18、.5 , 初選螺旋角 = 15，則 Z = cos 15 = 0.983 3 2KT1u + 1 ZEZHZ 2d1 u( ) dH 3 21.12.92104 4+1 189.82.50.983 2 = ()14600 =36.475mm (六)確定齒輪模數(shù) m 取Z1 = 32 ， i = 4 則Z2 = 4 32 = 128 模數(shù)m = d1 cos = 36.475cos 15 = 1.12mm nZ132按機械設計基礎表 4-1 取模數(shù) m=1.5mm實際的分度圓直徑：d1= mn Z1 =1.532=50mmcoscos 15d2= mn Z2 =1.5128=200mmcosco

19、s 15確定螺旋角 = arccos mn(Z1+ Z2) = 16.262a（六）齒寬 b = dd1 = 1 50 = 50mm，取 b2=50mm , b1=55mm （七）中心距 a = d1+d2 = 50+200 = 125mm 22 （八）計算圓周轉速 v 并選擇齒輪精度 v = d1n1 = 50477.78 = 1.25m/s 601000601000 d1 = 50mm d2 = 200mm b1=55mm b2=50mm a = 125mm v = 1.25m/s 定為 IT8 對照機械設計基礎表 11-2 可知選用 8 級精度是合宜的4.2.2 齒輪彎曲強度校核 （一）

20、 由 421 中的式子知兩齒輪的許用彎曲應力 F1 = 360MPa ， F2 = 240MPa （二）計算兩齒輪齒根的彎曲應力 齒面系數(shù)： Z= Z1 =32= 36.17 V1cos3cos316.26 Z= Z2 =128= 144.68 V2cos3cos316.26 由機械零件設計手冊得： YFa1 = 2.56 YSa1 = 1.65 YFa2 = 2.18 YSa2 = 1.82 齒輪彎曲強度： = 2KT1YFa1YSa1 = 21.12.921042.481.65 = 70.10MPa F1bd1mn50501.5F1 = 2KT2YFa2YSa2 = 21.11.13105

21、2.181.82 = 75.65MPa 所 以 Max0.025 125 + 1，8 所 以 = 8mm 2 = 10mm 由于齒輪圓周速度 V=1.25m/s ，查課程設計指導表 4-3 知： 軸承用油潤滑，采用氈圈密封 取3 = 4mm，則 L3 = 2 + 3 + 軸承寬度+ 2mm = 10 + 4 + 19 + 2 = 35mm 軸承座孔的長度L = 3 + 軸承寬度+ m = 4 + 19 + m 查課程設計指導表 4-1 得箱體螺栓直徑為 M16 ，所以 C1 = 22mm, C2 = 20mm 從箱體外部看，軸承座孔長度 L=C1 + C2 + + (510)mm =22+20

22、+8+5=55mm 所以m=55-4-19=32mm 因為采用氈圈密封件，用凸緣式軸承蓋，根據(jù)課程設計指導表 12-12 螺絲直徑d3 = 8mm 所以 L2 = e + m + (2025)mm = 1.2d3 + 32 + 23 = 65mm 因為d1 = 30mm 聯(lián)軸器的輪轂寬為 60mm所以L1 = 60 2 = 58mm 封油盤的寬度為3 + (12)mm = 4 + 2 = 6m L6 = 軸承寬度+ 封油盤寬度 = 19 + 6 = 25mm 由于兩軸承對稱布置，所以 L5 = L3 軸承寬度 2mm 封油盤寬度 = 35 19 2 6 = 8mm 主動軸 確定軸個段的直徑 3

23、 P33 1.459d1 C n = 110 477.78 = 15.96mm 3考慮鍵槽影響，將直徑增大 5% , d2 =15.96 1.05 = 16.76 mm 選取標準直徑d1 = 18mm 定位軸肩 h1 = 0.07d1 = 1.26mm d2 = d1 + 2h1 = 18 + 2 1.26 = 20.52mm 因為需要安裝墊圈，查課程設計指導書表 11-16 取d2 = 21mm d1 = 18mm d2 = 21mm d3 = 25mm d4 = 30mm 因為 d3 = d6 = 25mm ,軸承型號 7305B ,內徑 25mm 取非定位軸肩 h2=2.5mm d4 =

24、 d3 + 2h2 = 30mmd5 = 35mm 確定軸個段長度 齒輪輪轂寬度是 b1 =55= 57mm，取L = 55mm coscos16.264 由軸承型號 7305B，查課程設計指導表 12-2 得軸承寬度是B=17mm，外徑 D=62mm 且 Max0.025a + 1, 8 2 所 以 Max0.025 125 + 1, 8 所 以 = 8mm 2 = 10mm 由于 V=1.25m/s ，查課程設計指導表 4-3 知：軸承用油潤滑， 采用氈圈密封 取3 = 4mm，則 L3 = 2 + 3 + 軸承寬度+ 2mm = 10 + 4 + 17 + 2 = 33mm 軸承座孔的長

25、度L = 3 + 軸承寬度+ m = 4 + 17 + m 查課程設計指導表 4-1 得箱體螺栓直徑為 M16，所以C1 = 22mm, C2 = 20mm 從箱體外部看，軸承座孔長度 L=C1 + C2 + + (510)mm =22+20+8+5=55mm 所以 m=55-4-17=30mm 因為采用氈圈密封件，用凸緣式軸承蓋，根據(jù)課程設計指導表 12-12 螺絲直徑d3 = 8mm 所以L2 = e + m + (2025)mm = 1.2d3 + 30 + 23 = 60mm 因為d1 = 18mm 帶輪寬 74mm 所以L1 = 74 2 = 72mm 封油盤的寬度為3 + (12)

26、mm = 4 + 2 = 6m L6 = 軸承寬度+ 封油盤寬度 = 17 + 6 = 23 mm 由于兩軸承對稱布置，所以 L5 = L3 軸承寬度 2mm 封油盤寬度 = 33 17 2 6 = 8mm 5.2.3 軸的強度校核 齒輪為斜齒，螺旋角 15，正接觸受力 轉矩T1 = 2.916 104N mm d1 = 50mm d5 = 35mm d6 = 25mm 圓 周 力 F = 2T1 = 22.916104 = 1166.4N td150軸向力 F = Ft cos = 1166.4 cos 16.26 = 1120N 徑向力 F = Ft tan n = 1166.4tan 2

27、0 = 442N rcos cos 16.26 1從動軸的強度校核 齒輪端中，支撐跨距 L = L3 + L4 + L5 + L6 軸承寬度 = 35 + 50 + 8 + 25 19 = 99mm (1)軸承支反力： 該兩軸承對稱布置，L = L = 99 = 49.5mm AB2 水平支反力： F= F= Ft = 583.2N AHBH2垂直支反力： FrLAFa d2200442 49.5 1120 FAV =2 =2 = 910.31N L99 FBV = Fr FAV = 442 + 910.31 = 1352.31N (2)水平彎矩：MAH = FAHLA = 583.2 49.

28、5 = 28868.4N mm (3)垂直彎矩： MAV = FAVLA = 910.31 49.5 = 45060.345N mm MBV = FBVLB = 1352.31 49.5 = 66939.345N mm (4)合彎矩： MA = M2 + M2 = (45060.345)2 + 28868.42 = 53515N mm AVAH MB = M2 + M2 = 66939.3452 + 28868.42 = 72899N mm BVAH （5）按彎扭合成強度校核軸的強度 選取危險截面 a = Me =1M2 + (T)2eW0.1d3ea4=1728992 + (0.6 2.91

29、6 104)2 = 6.78MPa 0.1483 軸的材料選用 45 鋼，正火處理，查得1 = 60MPa 因為e 1， 所以從動軸的強度足夠 2主動軸的強度校核 從動軸的強度足夠 齒輪端中，支撐跨距 L = L3 + L4 + L5 + L6 軸承寬度 = 33 + 55 + 8 + 23 17 = 102mm (1)軸承支反力： 該兩軸承對稱布置，L = L = 102 = 51mm AB2 水平支反力： F= F= Ft = 583.2N AHBH2垂直支反力： FrLAFa d2442 51 112050 FAV =2 =2 = 53.5N L102 FBV = Fr FAV = 44

30、2 + 53.5 = 495.5N (2)水平彎矩：MAH = FAHLA = 583.2 51 = 29743.2N mm (3)垂直彎矩：MAV = FAVLA = 53.5 51 = 2728.5N mm MBV = FBVLB = 495.5 51 = 25270.5N mm (4)合彎矩： MA = M2 + M2 = (2728.5)2 + 29743.22 = 29868.09N mm AVAH MB = M2 + M2 = 25270.52 + 29743.22 = 39028.91N mm BVAH （5）按彎扭合成強度校核軸的強度 選取危險截面 a = Me =1M2 + (T)2eW0.1d3ea4=139028.912 + (0.6 2.916 104)2 = 15.84MPa 0.1303 軸的材料選用 45 鋼，正火處理，查得1 = 60MPa 因為e L ，所以軸承壽命合格 h（2）主動軸 由機械設計基礎表 16-12 查得軸承的內部軸向力為： F= F= Fr = 221N rArB2FSA = FSB = 0.68FrA = 1.