二級減速器課程設計-- 設計帶式輸送機中的傳動裝置

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1、機械設計課程設計 計算說明書 設計題目：設計帶式輸送機中的傳動裝置 專業(yè)年級： 學 號： 學生姓名： 指導教師： 系 完成時間 年月日 機械設計課程設計任務書 學生姓名： 學號： 專業(yè)： 任務起止時間： 設計題目：設計帶式輸送機中的傳動裝置 一、 傳動方案如圖1所示： F 1—輸送膠帶； 2—傳動滾筒； 3—兩級圓柱齒輪減速器； 4

2、—V帶傳動； 5—電動機 圖1 帶式輸送機減速裝置方案 二、 原始數(shù)據(jù) 表2-1 滾筒直徑d /mm 800 傳送帶運行速度v /(m/s) 1.8 運輸帶上牽引力F /N 2200 每日工作時數(shù)T /h 24 傳動工作年限 5 單向連續(xù)平穩(wěn)轉(zhuǎn)動，常溫空載啟動 三、設計任務： 1.減速器裝配圖1張（A0圖紙） 2.低速軸零件圖1張（A3圖紙） 3.低速軸齒輪零件圖1張（A3圖紙） 4.設計說明書1份 在三周內(nèi)完成并通過答辯 參考資料： 《機械設計》《課程設計指導書》 《機械設計手冊》 《工程力學》 《機械制圖》 指導教師簽字：

3、 目錄 一、電機的選擇1 1.1 選擇電機的類型和結構形式：1 1.2 電機容量的選擇1 1.3 電機轉(zhuǎn)速確定1 二、傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算2 2.1 分配傳動比及計算各軸轉(zhuǎn)速2 2.2 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算2 三、V帶傳動設計3 3.1 確定計算功率4 3.2 選擇普通V帶型號4 3.3 確定帶輪基準直徑并驗算帶速4 3.4 確定V帶中心距和基礎長度4 3.5 驗算小帶輪包角4 3.6 計算V帶根數(shù)Z5 3.7 計算壓軸力5 四、設計減速器內(nèi)傳動零件（直齒圓柱齒輪）5 4.1 高速級齒輪傳動設計計算5 4.2 低速級齒輪傳動設計計算7 4.

4、3 傳動齒輪的主要參數(shù)9 五、軸的結構設計計算9 5.1 高速軸的計算（1軸）9 5.2 中間軸的計算（2軸）11 5.3 低速軸的計算（3軸）13 六、軸的強度校核16 6.1 高速軸校核16 6.2 中間軸校核17 6.3 低速軸校核19 七、校核軸承壽命20 7.1 高速軸20 7.2 中間軸20 7.3 低速軸21 八、鍵連接的選擇和計算21 九、箱體的設計22 十、心得體會22 一、電機的選擇 1.1 選擇電機的類型和結構形式： 依工作條件的要求，選擇三相異步電機： 封閉式結構 U=380 V Y型 1.2 電機容量的選擇 工作機所需

5、的功率PW=Fv /1000= 3.96 kW V帶效率h1：0.96 滾動軸承效率（一對）h2：0.99 閉式齒輪傳動效率（一對）h3:0.97 聯(lián)軸器效率h4： 0.99 工作機（滾筒）效率h5(hw)： 0.96 傳輸總效率h= 0.825 則，電動機所需的輸出功率Pd=Pw/h= 4.8 kW 1.3 電機轉(zhuǎn)速確定 卷筒軸的工作轉(zhuǎn)速= 42.99 r/min V帶傳動比的合理范圍為2~4，兩級圓柱齒輪減速器傳動比的合理范圍為8~40，則總傳動比的合理范圍為=16~160，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為： = 688 ~ 68

6、78 r/min 在此范圍的電機的同步轉(zhuǎn)速有：750r/min 1000r/min 1500r/min 3000r/min 依課程設計指導書表18-1：Y系列三相異步電機技術參數(shù)（JB/T9616-1999）選擇電動機 型 號： Y132S-4 額定功率Ped：5.5kw 同步轉(zhuǎn)速n：1500 r/min 滿載轉(zhuǎn)速nm：1440r/min 二、傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 總傳動比： 33.496 2.1 分配傳動比及計算各軸轉(zhuǎn)速 取V帶傳動的傳動比i0= 3 則減速器傳動比i=

7、i/i0= 11.165 取兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比 3.954 則低速級傳動比 2.824 2.2 傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 0軸（電動機軸）4.8 kW 1440 r/min 31.83 N×m 1軸（高速軸） 4.608 kW 480 r/min 91.68 N×m 2軸（中間軸） 4.425 kW 121.396 r/min 348.107 N×m 3軸（低速軸）

8、 4.249 kW 42.99 r/min 493.959 N×m 4軸（滾筒軸） 4.164 kW 42.99 r/min 925.010 N×m 以上功率和轉(zhuǎn)矩為各軸的輸入值，1~3軸的輸出功率或輸出轉(zhuǎn)矩為各自輸入值與軸承效率的乘積。各軸運動和動力參數(shù)如下表： 表2-1 各軸運動和動力參數(shù) 軸名 功率P/kW 轉(zhuǎn)矩T/N×m 轉(zhuǎn)速 n/(r/min) 傳動比i 效率h 輸入 輸出 輸入 輸出 0軸 4.8 31.83

9、 1440 1軸 4.608 4.562 91.68 90.763 480 3 0.96 2軸 4.425 4.381 348.107 344.626 121.396 3.954 0.96 3軸 4.249 4.207 943.959 934.519 42.99 2.824 0.96 4軸 4.164 4.122 925.010 915.760 42.99 1 0.98 三、V帶傳動設計 3.1 確定計算功率 根據(jù)已知條件結合教材《 機械設計 》由表 8-7得到工作情況系數(shù)KA= 1.3 ，故Pca=KA×Pd=

10、 6.24 kW。 3.2 選擇普通V帶型號 已知Pca，nm，結合教材《機械設計 》由圖 8-11 確定所使用的V帶為 A 型。 3.3 確定帶輪基準直徑并驗算帶速 (1) 結合教材《機械設計》由表 8-8 ，初選小帶輪直徑dd1=100 mm。 (2) 驗算帶速：7.536 m/s，滿足5m/s

11、。 (3) 實際中心距578 mm 中心距的變化范圍 551 ~632 mm。 3.5 驗算小帶輪包角 160°>120°合格。 3.6 計算V帶根數(shù)Z 由nm，dd1結合教材《機械設計》查圖/表 8-4a得P0=1.31kW。 由nm，i0，A型帶，查圖/表8-4b 得DP0= 0.17 kW。 已知a1查表 8-5得Ka= 0.95，已知Ld查表 8-2得KL= 1.01 則V帶根數(shù) 4.39 ，取z= 5。 3.7 計算壓軸力 由教材《機械設計 》表 8-3 ，可知 A型帶單位長度質(zhì)量q=0.10 kg/m。 單根V帶的初拉力最小值

12、： = 140.78 N。 壓軸力的最小值： = 1386.41 N。 四、設計減速器內(nèi)傳動零件（直齒圓柱齒輪） 4.1 高速級齒輪傳動設計計算 (1) 選擇材料及確定許用應力 由教材《機械設計》表 10-1 10-20（c） 10-21(d) 確定以下參數(shù)： 表4-1 高速級齒輪材料及許用應力 齒輪 熱處理方式 齒面硬度 /MPa /MPa 小齒輪 調(diào)質(zhì) 280 700 600 大齒輪 調(diào)質(zhì) 240 600 500 由p206 ，取安全系數(shù)SH= 1，SF= 1.4 。 則許用

13、應力為： 700MPa 600MPa 428.57MPa 357.14 MPa (2) 按齒面接觸強度設計 設齒輪按 8級精度制造，由教材《機械設計》表 10-7 得載荷系數(shù)K= 1.3，由表 10-7得齒寬系數(shù)Φd= 1，由表 10-6可得彈性系數(shù)ZE=189.8 。 小齒輪傳遞的（輸入）轉(zhuǎn)矩：T1= 91680 N×mm (注意單位換算) 小齒輪分度圓直徑： 58.315 mm。 齒數(shù)取z1=24，z2=i1z1≈ 95，故實際傳動比i1=z2/ z1=3.958 。 齒寬58 mm（圓整）。 取大齒輪齒寬b2=58 mm，為補償安裝

14、誤差，取小齒輪齒寬b1=b2+(5~10) =65 mm。 模數(shù)m=d1t/z1= 2.43 ，按表 10-1 ，取標準模數(shù)m= 2.5 ，實際分度圓直徑60 mm，2327.5 mm，中心距148.75 mm。 (3) 驗算齒輪彎曲強度 由教材《機械設計》圖/表10-5，取齒形系數(shù)YFa1=2.65 , YFa2= 2.19 ，應力修正系數(shù)YSa1= 1.58 ，YSa2= 1.785 。 判斷： 114.718 ≦[σF1] 判斷： 107.105 ≦[σF2] 滿足條件，安全。 (4) 齒輪的圓周速度 1.5072 m/s。

15、 對照《機械設計基礎課程設計指導書》表 9-2可知，選著 8 級精度是合適的。 4.2 低速級齒輪傳動設計計算 (1) 選擇材料及確定許用應力 由教材《 機械設計 》表10-1 10-20（c） 10-21(d)確定以下參數(shù)： 表4-2 低速級齒輪材料及許用應力 齒輪 熱處理方式 齒面硬度 /MPa /MPa 小齒輪 調(diào)質(zhì) 280 700 600 大齒輪 調(diào)質(zhì) 240 600 500 由表10-5 ，取安全系數(shù)SH=1 ，SF= 1.4 。 則許用應力為： 700 MPa 600 MPa 428.57MPa 357.

16、14MPa (2) 按齒面接觸強度設計 設齒輪按 8 級精度制造，由教材《 機械設計》表10-7得載荷系數(shù)K=1.3，由表10-7得齒寬系數(shù)Φd= 1，由表 10-6 可得彈性系數(shù)ZE= 189.8。 小齒輪傳遞的（輸入）轉(zhuǎn)矩：T2= 348107 N×mm (注意單位換算) 小齒輪分度圓直徑： 92.726 mm。 齒數(shù)取z1=24 ，z2=i1z1≈ 68 ，故實際傳動比i1=z2/ z1= 2.83 。 齒寬93 mm（圓整）。 取大齒輪齒寬b2=93 mm，為補償安裝誤差，取小齒輪齒寬b1=b2+(5~10) =100 mm。 模數(shù)m=d1t/z1= 3.

17、86 ，按表 10-1 ，取標準模數(shù)m= 4，實際分度圓直徑96 mm，272 mm，中心距184 mm。 (3) 驗算齒輪彎曲強度 由教材《機械設計》圖/表10-5 ，取齒形系數(shù)YFa1=2.65 , YFa2= 2.312，應力修正系數(shù)YSa1= 1.58 ，YSa2= 1.746 。 判斷： 106.115 ≦[σF1] 判斷： 102.307 ≦[σF2] 滿足條件，安全。 (4) 齒輪的圓周速度 0.61 m/s。 對照《指導書》表 9-2 可知，選著8 級精度是合適的。 4.3 傳動齒輪的主要參數(shù) 表4-3 傳動齒輪的主要參數(shù)

18、 高速級 低速級 齒數(shù) z 24 95 24 68 中心距a /mm 148.75 184 模數(shù) m /mm 2.5 4 齒寬b /mm 65 58 100 93 分度圓直徑d/mm 60 237.5 96 272 齒頂高ha /mm 2.5 2.5 4 4 齒根高hf /mm 3.125 3.125 5 5 齒高h /mm 5.625 5.625 9 9 齒頂圓直徑da /mm 65 242.5 104 280 齒根圓直徑df /mm 53.75 231.25 86 262 五、軸的結構設計計

19、算 5.1 高速軸的計算（1軸） 根據(jù)表 15-1 得，高速軸材料為： 45cr ，熱處理方式： 調(diào)質(zhì) ，許用彎曲應力[σ-1b]= 60MPa。 (1) 初估軸徑 初選軸徑，根據(jù)扭轉(zhuǎn)強度計算初估。由表 15-3 得常數(shù)A0=110 23.378 mm 考慮到鍵槽的作用，軸徑增加3%為24.08 mm，圓整后暫取d1=25 mm。 (2) 軸的徑向尺寸設計 根據(jù)軸及軸上零部件的固定、定位、安裝要求，確定軸的結構如下圖（結構草圖,標注軸段，用充分的文字說明支撐計算結果）： 表5-1 高速軸徑向尺寸確定 軸段直徑d /mm 確定方法 說明 d1=25 25

20、 mm 初選直徑 d2=30 d1+(3~4)*1.6 定位軸肩 d3=35 由6407軸承確定 軸承選定 d4=45 低于軸承內(nèi)圈 定位軸肩 d5=65 da 尺度圓直徑 d6=45 d4 同軸 d7=35 d3 定位軸肩 (3) 軸的軸向尺寸設計 軸的結構圖如下（結構草圖,標注軸段長度及支撐點距離，表格內(nèi)用充分的文字說明支撐計算結果） 經(jīng)驗值的計算與選取： 軸承端蓋至箱外傳動件間的距離L￠= 12 箱座壁厚d= 8 聯(lián)接螺栓至外箱壁的距離C1= 20；至凸緣邊距離C2= 18 軸承座寬度L=C1+C2+d+(

21、5~10)= 54 齒輪至機體內(nèi)壁的距離D2= 10 大齒輪齒輪端面的距離D3= 10 軸承內(nèi)側(cè)至箱體內(nèi)壁的距離D4= 5（指導書38頁圖5-12） 表5-2 高速軸軸向尺寸確定 軸段長度L /mm 確定方法 說明 L1=60 表9-8 L2=69.2 L2=l’+e+L-δ4-B B軸承寬 L3=25 B 軸承寬 L4=118 δ2+δ4+小齒輪齒寬+δ3+另一個小齒輪齒寬-齒寬差+δ2+δ4-L5-L6 L5=65 B1 低速軸齒寬 L6=15 δ4+δ2 L7=25 B 軸承寬 l1=

22、60 (L7+L5)/2+L6 《指導書》圖5-17 l2=163 (L5+L3)/2+L4 《指導書》圖5-17 l3=111.7 (L3+L1)/2+L2 《指導書》圖5-17 5.2 中間軸的計算（2軸） 根據(jù)表 15-1得，中間軸材料為：45Cr，熱處理方式：調(diào)質(zhì) ，許用彎曲應力[σ-1b]= 60 MPa。 (1) 初估軸徑 初選軸徑，根據(jù)扭轉(zhuǎn)強度計算初估。由表 15-3 得常數(shù)A0= 110 36.5 mm (2) 軸的徑向尺寸設計 根據(jù)軸及軸上零部件的固定、定位、安裝要求，確定軸的結構如下圖（結構草圖,標注軸段，用充分的文字說明支撐計算

23、結果）： 表5-3 中間軸徑向尺寸確定 軸段直徑d /mm 確定方法 說明 d1=45 由軸6409確定 6409 d2=56 低于軸承內(nèi)圈 定位軸肩 d3=62 d2+（3~4）*1.6 定位軸肩 d4=56 d2 同軸 d5=45 d1 6409 (3) 軸的軸向尺寸設計 軸的結構圖如下（結構草圖,標注軸段長度及支撐點距離，表格內(nèi)用充分的文字說明支撐計算結果）： 經(jīng)驗值的計算與選?。? 輪轂寬度與軸段長度之差D=2mm（指導書38頁圖5-10） 齒輪至機體內(nèi)壁的距離D2= 10 大齒輪齒輪端面的距離D3= 10

24、 軸承內(nèi)側(cè)至箱體內(nèi)壁的距離D4= 5（指導書38頁圖5-12） 表5-4中間軸軸向尺寸確定 軸段長度L /mm 確定方法 說明 L1=46 B+δ4+δ2+δ B軸承寬 L2=56 B(中速軸大齒輪)- δ B中速軸大齒輪 L3=6.5 δ3-齒寬差/2 L4=98 B（中速軸小齒輪）-δ B中速軸小齒輪 L5=51 B+δ2+δ4+δ l1=62 B大/2+齒寬差/2+δ2+δ4+B/2 《指導書》圖5-17 l2=85.5 B大/2+L3+B小/2 《指導書》圖5-17 l3=79.5 B小/2+δ2+δ4+B/2 《指導

25、書》圖5-17 5.3 低速軸的計算（3軸） 根據(jù)表 15-1 得，低速軸材料為： 45Cr，熱處理方式：調(diào)質(zhì) ，許用彎曲應力[σ-1b]= 60 MPa。 (1) 初估軸徑 初選軸徑，根據(jù)扭轉(zhuǎn)強度計算初估。由表15-3 得常數(shù)A0=110 50.86 mm 考慮到鍵槽的作用，軸徑增加3%為57.5 mm，圓整后暫取d1=60 mm。 (2) 軸的徑向尺寸設計 根據(jù)軸及軸上零部件的固定、定位、安裝要求，確定軸的結構如下圖（結構草圖,標注軸段，用充分的文字說明支撐計算結果）： 表5-5 低速軸徑向尺寸確定 軸段直徑d /mm 確定方法 說明

26、d1=60 60 mm 初選軸徑 d2=65 d1+（3~4）*2.5 定位軸肩 d3=70 軸承6414 軸承選定 d4=85 低于軸承內(nèi)圈 d5=90 d4+（3~4）*2.5 定位軸肩 d6=85 d5-（3~4）*2.5 定位軸肩和鍵槽 d7=70 d3 軸承選定 表5-6 所選用聯(lián)軸器的主要參數(shù) 型號 公稱轉(zhuǎn)矩Tn /N×m 許用轉(zhuǎn)速n /mm 軸孔直徑d /mm 軸孔長度L /mm 軸孔長度L1 /mm HL5 2000 3550 60 142 107 D D1 D2 b A 250

27、 16 65 (3) 軸的軸向尺寸設計 軸的結構圖如下（結構草圖,標注軸段長度及支撐點距離，表格內(nèi)用充分的文字說明支撐計算結果）： 經(jīng)驗值的計算與選?。? 軸承端蓋至箱外傳動件間的距離L￠= 12 箱座壁厚d= 8 聯(lián)接螺栓至外箱壁的距離C1= 20；至凸緣邊距離C2= 18 軸承座寬度L=C1+C2+d+(5~10)= 54 齒輪至機體內(nèi)壁的距離D2= 10 大齒輪齒輪端面的距離D3= 12 軸承內(nèi)側(cè)至箱體內(nèi)壁的距離D4= 5 （指導書38頁圖5-12） 表5-7低速軸軸向尺寸確定 軸段長度L /mm

28、 確定方法 說明 L1=105 表9-8 L2=30.2 L’+e+L-δ4-B B軸承寬 L3=42 B B軸承寬 L4=75 δ2+δ4+B大+δ3-L5 B中間軸大齒輪齒寬 L5=12 1.4*h h=0.1d4軸肩高度 L6=91 B大-δ B低速大齒輪齒寬 L7=59 B+δ+δ2+δ4 B軸承寬 l1=103.7 (L1+L3)/L2 《指導書》圖5-17 l2=151.5 (L3+L6)+L4+L5 《指導書》圖5-17 l3=83.5 L6/2+L7-B/2 B軸承寬 六、軸的強度校核 6.1 高速軸校核 軸

29、的受力分析如下圖: (1) 齒輪的受力 3056 N； 1112 N (2) 水平面內(nèi)軸承約束力 (3) 豎直面內(nèi)軸承約束力 (4) 彎矩圖和扭矩圖 水平面內(nèi)彎矩圖 豎直面內(nèi)彎矩圖 扭矩圖 (5) 合成彎矩（考慮最不利的情況下） 帶輪的壓軸力FP在支點產(chǎn)生的反力 彎矩圖 合成彎矩 1.77*10∧5 N×mm （注意單位換算） (6) 按第三強度理論校核 6.75 MPa < 滿足強度要求。 6.2 中間軸校核 軸的受力分析如下圖： (1) 齒輪的受力 大齒輪 2931 N；

30、 1066.8 N 小齒輪 7252 N； 2639.5 N (2) 水平面內(nèi)軸承約束力 (3) 豎直面內(nèi)軸承約束力 (4) 彎矩圖和扭矩圖 水平面內(nèi)彎矩圖 豎直面內(nèi)彎矩圖 扭矩圖 最危險截面的合成彎矩 452392 N×mm （注意單位換算） (5) 按第三強度理論校核 28.37 MPa < 滿足強度要求。 6.3 低速軸校核 軸的受力分析如下圖： (1) 齒輪的受力 6940.9 N； 2526.3 N (2) 水平面內(nèi)軸承約束力 (3) 豎直面內(nèi)軸承約束力 (4) 彎矩圖

31、和扭矩圖 水平面內(nèi)彎矩圖 豎直面內(nèi)彎矩圖 扭矩圖 最危險截面的合成彎矩 397584 N×mm （注意單位換算） (5) 按第三強度理論校核 11.268 MPa < 滿足強度要求。 七、校核軸承壽命 表7-1 所選用的軸承主要參數(shù) 軸名稱 軸承代號 d / mm D / mm B /mm Cr / kN 高速軸 6407 35 100 25 56.8 中間軸 6409 45 120 29 77.5 低速軸 6414 70 180 42 140 軸承設計要求壽命 43800

32、 h 7.1 高速軸 根據(jù)軸的受力情況可知，高速軸上所受徑向力大的軸承作用在軸段 d7 ， 3071 N。 127136 h ＞ 滿足要求。 7.2 中間軸 根據(jù)軸的受力情況可知，中間軸上所受徑向力大的軸承作用在軸段 d5， 5693.9 N。 200343.95 h ＞ 滿足要求。 7.3 低速軸 根據(jù)軸的受力情況可知，低速軸上所受徑向力大的軸承作用在軸段 d7 ， 4762 N。 5701032 h ＞ 滿足要求。 八、鍵連接的選擇和計算 本設計減速器共需鍵： 5 個。 表8-1 鍵的主要

33、參數(shù) 軸名 安裝直徑 d / mm 類型 h / mm b /mm 輪轂長度 / mm 鍵長L /mm 高速軸 25 平鍵 7 8 37.5~50 51 中間軸 56 平鍵 10 16 84~112 47.6 56 平鍵 10 16 84~112 83.3 低速軸 85 平鍵 14 22 127.5~170 77.35 60 平鍵 11 18 90~120 89.25 九、箱體的設計 表9-1 鑄鐵減速器箱體的主要結構尺寸（mm） 名稱 符號 尺寸 機座壁厚 d 8 機蓋壁厚 d1 8

34、機座凸緣厚度 b 12 機蓋凸緣厚度 b1 12 機座底凸緣厚度 b2 20 地腳螺釘直徑 df 20 地腳螺釘數(shù)目 n 4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1 14 蓋與座聯(lián)接螺栓直徑 d2 10 連接螺栓d2的間距 l 180 軸承端蓋螺釘直徑 d3 8 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 8 定位銷直徑 d 8 df, d1, d2至外機壁距離 C1 20 df, d2至凸緣邊緣距離 C2 18 軸承旁凸臺半徑 R1 18 凸臺高度 h 64 外機壁與軸承座端面距離 l1 45 大齒輪端面圓與內(nèi)機壁距離 D1 10 齒輪端面與內(nèi)機壁距離 D2 10 機蓋，機座筋厚 m1,m 6.8,6.8 軸承端蓋外徑 D2 222 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 s 222