課程設計報告---帶式運輸機傳動的裝置

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文檔簡介

1、　　課程設計報告　　機械設計基礎課程設計　　設計題目：帶式運輸機傳動的裝置　　專業(yè)班級：　　學號：

2、　　設計人：　　指導老師：　　完成日期：　　目錄：　　前沿

3、　　設計任務　　計算過程及計算說明　　傳動方案的分析和擬定　　電機的選擇與傳動裝置和動力參數(shù)的計算　　傳動零件（齒輪或蝸桿、帶傳動）的計算

4、;　　軸的計算　　軸承及其組合件的選擇與校核　　鍵連接和聯(lián)軸器的選擇與校核　　箱體、潤滑及附件的設計　　小結　　參考資料</b&g

5、t;　　前沿　　設計目的：　　綜合運用機械設計課程及其他有關先修課程的理論和實際生產(chǎn)知識進行機械設計訓練，從而使這些知識得到進一步鞏固、加深和擴展。　　在課程設計時間中學習和掌握通用機械零件部件、

6、機械傳動及一般機械設計的基本方法和步驟，培養(yǎng)學生工程設計能力，分析問題、解決問題的能力以及創(chuàng)新能力。　　提高學生在計算、制圖、運用設計資料、進行經(jīng)驗估算、考慮技術決策等機械設計方面的基本技能以及機械CAD技術。　　傳動方案的分析：　　機器一般是由原動件、傳動裝置和工作裝置組成

7、。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。本設計中的原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案用了兩級傳動，均為單機直齒圓柱齒輪減速器。　　齒輪傳動的傳動效率搞，適用的功率和速度范圍廣，

8、使用壽命教長，是現(xiàn)代機器中應用最為廣泛的機構之一。本設計采用的是二級直齒輪傳動。　　設計任務　　工作與生產(chǎn)條件為兩半制工作，常溫下連續(xù)單向運轉，空載起動，載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，環(huán)境有輕度粉塵，每年工作300天，減速器設計壽命為10年，電壓為三項交流電（220v/380v）。&l

9、t;b>　　計算過程及分析擬定　　傳動方案　　原始數(shù)據(jù)：帶速1.0m/s（允許運輸帶速度誤差±5%），滾筒直徑D=335mm，運輸帶的有效拉力F=3500N。　　電動機的選擇&l

10、t;p>　　電動機　　電動機的類型的選擇：Y型系列三相異步電動機。　　電動機功率的選擇：　　傳動裝置的總效率　　—帶傳動效率：0.96

11、;　　—每對軸承的傳動效率：0.99　　—圓柱齒輪的傳動效率：0.96　　—卷筒的傳動效率：0.96　　=0.996×0.9840.96×0.98=0.8232　　電動機所需的功率：</

12、p>　　PW=FV/1000總=3500×1.0/（1000×0.8232）=4.25KW　　使電動機的額定功率P=（1~1.3）PW，由表查得電動機的額定功率P=5.5KW.　　確定電動機的轉速：　　先計算滾筒工作的轉速：&l

13、t;/p>　　按照手冊推薦的傳動比合理范圍，一級圓柱齒輪傳動比I=（3~6），則二級總傳動比合理范圍I=（3~9），故電機轉速可為：　　n=（9~36）×57=（513~2052）r/min，故取n=1500r/min　　確定電動機型號：

14、　　其主要性能：額定功率5.5KW，滿載轉速1440r/min，質量84KG，額定轉矩2.2KN/m　　傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算　　總傳動比：I總=n電動機/n滾筒=1440/57=25.3，設計帶傳動比為2　　分配各級傳動比：

15、　　對展開式減速器的傳動比：i1=4.05，i2=3.11　　計算參數(shù)及動力參數(shù)：　　計算各軸轉速：　　減速器一級高速軸：n1=n額/2=1440/2=720r/min　　減速器一級低速軸：n12=n1/i1=720/4.05=178

16、r/min　　減速器二級高速軸：n2=n12=178r/min　　減速器二級低速軸：n2低=n2/i2=57.16r/min　　滾筒轉速： n滾=n2低=57.16r/min　　計算各軸的輸入功率

17、　　減速器一級高速軸：P1=P額×帶×軸承=5.5KW×0.98×0.99=5.341KW]　　減速器一級低速軸：P2=P1×軸承×齒輪=5.341KW×0.99×0.98=5.18KW　　減速器二級高速軸：P3=P2=5.18KW

18、　　減速器二級低速軸：P4=P3×齒輪×軸承=5.18KW×0.99×0.98=5.03KW　　滾筒：P滾=P4×滾=5.03KW×0.98=4.83KW　　計算各軸的扭矩：　　減速器一級高速軸：T

19、1=9550×P1/n1=70.8N??M　　減速器一級低速軸：T2=9550×P2/n2=278 N??M　　減速器二級高速軸：T3= T2=278 N??M　　減速器二級低速軸：T4=9550×P3/n3=840 N??M　　滾筒軸

20、：T滾=9550×P滾/n滾=807 N??M　　傳動零件的設計（帶、齒輪傳動）　　V帶出動：已知電動機功率P=5.5KW,轉速n=1440r/min，傳動比i=2，兩班制工作2×8=16h　　查表可得工作系數(shù)KA=1　　故計算功率：

21、PCA=KA×P=1×5.5KW=5.5KW　　選擇V帶的帶型：　　根據(jù)PCA,n1由表可得用A型　　確定帶輪的基準直徑Dd并驗算帶速V　　初選小帶輪的基準直徑Dd1，由表得，取小帶輪的基準直徑Dd1=100mm，

22、　　驗算帶的速度：V= Dd1×n/（60×1000）=7.5m/s　　計算大帶輪的基準直徑Dd2=i ×Dd1=2×100mm=200mm　　確定V帶的中心距a與基準長度Ld　　0.7×（Dd1+ Dd2）=210a02

23、×( Dd1+ Dd2)=600　　初定中心距a0=300mm　　計算帶所需的基準長度：　　Ld0=2×a0+/2×（Dd1+ Dd2）+（Dd1-Dd2)2/4a0=1904mm　　圓整為1900mm

24、;　　計算實際中心距a　　aa0+( Ld-Ld0)/2=300+(1900-1904)/2=304,滿足要求　　驗算小帶輪上的包角1：　　1=180o-（Dd1-Dd2)×57.16/a=160o90o

25、　　計算V帶的根數(shù)z　　計算單根V帶的額定功率Pr　　由Dd1=100mm和n1=1440r/min，查表得基本額定功率P0=1.32KW　　根據(jù)n1=1440r/min，i=2和A型帶，查表的p0=0.17KW，其中p0為額定功率的增量，查表可得：&l

26、t;/p>　　包角修正系數(shù)K=0.96　　KL=1.03　　于是Pr=（P0+PO）× K× KL=1.37KW　　計算V帶根數(shù)Z　　Z=PCA/P

27、R=5.5/1.37=4.1,圓整為4　　計算單根V帶的除推力的最小值(F0)min　　由表得A型帶的單位長度質量q=0.1kg/m　　所以（F0）min=500×（2.5- K）×Pca/ （K×z×v）+qv2=109N　　應使

28、帶的實際初推力F0（F0）min　　計算壓軸力Fp　　（Fp）min=2×z×（F0）min×sin=1509N　　齒輪傳動　　高速齒輪組</

29、b>　　初定齒輪類型、精度等級、材料及步驟　　由方案，選用直齒圓柱齒輪傳動　　運輸機為一般工作機器，速度不高，選用7級精度　　材料選擇：小齒輪40Cr，280HBS；　　大齒輪45號剛，調(diào)質處理，240HBS,</p&

30、gt;　　選小齒輪齒數(shù)：Z1=24，　　大齒輪齒數(shù)：Z2=4.05×Z1=97,取為98　　按齒面接觸強度計算：　　由設計計算公式進行計算，即　　試選載荷系數(shù)Kt=1.3　　計算小帶輪傳遞的扭矩：&

31、lt;/p>　　選取齒寬系數(shù)=1　　查表的材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa　　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(shù)：　　N1=60n1JL

32、H=60×720×1×(2×8×300×10)=2.07×109　　N2==0.51×109　　取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.96, KHN2=1.08　　取安全系數(shù)S=1,由公式的：&l

33、t;b>　　【】1=　　【】2=　　計算：　　試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入【】1　　計算圓周速度V:&l

34、t;p>　　V=　　計算齒寬：b=1×53.2mm=53.2mm　　計算齒寬與齒高之比　　模數(shù)mt=　　齒高h=2.25mt=4.99mm&l

35、t;/p>　　計算載荷系數(shù)：　　根據(jù)v=2.0m/s，7級精度，查表得動載荷系數(shù)KV=1.12　　直齒輪，　　用插值法查表得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，，由10.66，查表得，

36、　　故載荷系數(shù)　　按實際的載荷系數(shù)校正所算得分度圓直徑　　mm　　計算模數(shù)：　　按齒根彎曲強度設計：

37、;　　由彎曲公式設計知:　　確定公式內(nèi)各計算數(shù)值　　查表得小齒輪的完全疲勞強度極限：　　取彎曲疲勞壽命系數(shù)：,　　計算彎曲疲勞許用應力　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4&

38、lt;p>　　由公式得　　計算載荷系數(shù)：　　查取齒形系數(shù)：　　查取應力校正系數(shù)：　　計算大小齒輪

39、的　　，　　顯然大齒輪數(shù)值較大　　設計計算：=　　模數(shù)m圓整為2，從而算出小齒輪齒數(shù)　　，=4.

40、05×29=117,　　幾何尺寸計算：　　分度圓直徑：　　中心距　　計算齒輪寬度：&l

41、t;p>　　從而取　　低速齒輪組： 　　初定齒輪類型、精度等級、材料及步驟　　由方案，選用直齒圓柱齒輪傳動　　運輸機為一般工作機器，速度不高，選用7級精度　　材料選

42、擇：小齒輪40Cr，280HBS；　　大齒輪45號剛，調(diào)質處理，240HBS,　　選小齒輪齒數(shù)：Z1=24，　　大齒輪齒數(shù)：Z2=3.11×Z1=74.64　　按齒面接觸強度計算：　　由設計計算公式進行計算，即</

43、p>　　試選載荷系數(shù)Kt=1.3　　計算小帶輪傳遞的扭矩：　　T1==　　選取齒寬系數(shù)=1　　查表的材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa&l

44、t;p>　　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(shù)：　　N1=60n1JLH=60×720×1×(2×8×300×10)=2.07×109　　N2==0.51×109&

45、lt;/p>　　取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.96, KHN2=1.08　　取安全系數(shù)S=1,由公式的：　　【】1=　　【】2=　　計算：</

46、b>　　試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入【】1　　計算圓周速度V:　　V=　　計算齒寬：b=1×94.7mm=94.7mm

47、;　　計算齒寬與齒高之比　　模數(shù)mt=　　齒高h=2.25mt=8.89mm　　計算載荷系數(shù)：　　根據(jù)v=1.01m/s，7級精度，查表得動載荷系數(shù)KV=1.12</p&

48、gt;　　直齒輪，　　用插值法查表得7級精度，小齒輪相對支承非對稱布置時，，由10.66，查表得，　　故載荷系數(shù)　　按實際的載荷系數(shù)校正所算得分度圓直徑

49、mm　　計算模數(shù)：　　按齒根彎曲強度設計：　　由彎曲公式設計知:　　確定公式內(nèi)各計算數(shù)值　　查表得小齒輪的完全疲勞強度極限：</

50、p>　　取彎曲疲勞壽命系數(shù)：,　　計算彎曲疲勞許用應力　　取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4　　由公式得　　計算載荷系數(shù)：<b

51、>　　查取齒形系數(shù)：　　查取應力校正系數(shù)：　　計算大小齒輪的　　，　　顯然大齒輪數(shù)值較大<

52、;/p>　　設計計算：　　模數(shù)m圓整為3，從而算出小齒輪齒數(shù)　　，取為32，=3.11×29100　　幾何尺寸計算：　　分度圓直徑：<

53、/b>　　中心距　　計算齒輪寬度：　　從而取　　校核低速高速齒輪的齒根彎曲強度：　　高速齒輪

54、組：　　綜上，全部齒輪強度符合要求。　　軸的設計：　　選用45號鋼，硬度217~255HBS,查表選取=115　　輸入軸<b&g

55、t;　　直徑：　　最小直徑　　由于有一鍵槽，軸徑增加5%，　　則　　而軸承標準直徑D=25，故選擇型號30205，

56、　尺寸:　　傳動軸：　　直徑：　　最小直徑　　由于有一鍵槽，軸徑增加5%，

57、　則　　而軸承標準直徑D=40，故選擇型號30208　　尺寸:　　輸出軸：　　最小直徑　　由于有

58、一鍵槽，軸徑增加5%，　　則　　而軸承標準直徑D=55，故選擇型號30211　　尺寸:　　軸的強度校核即計算：　　輸入軸：</b&

59、gt;　　高速小齒輪對輸入軸的水平切向力和徑向力　　分析水平面受力　　分析垂直面受力：　　扭矩受力分析<b&g

60、t;　　彎矩圖　　彎扭合成應力校核軸的強度　　取=0.6，計算應力　　經(jīng)驗證，輸入軸的強度滿足要求。　　傳動軸　　大齒輪對傳動軸的水平切向力和徑向力

61、　　小齒輪對傳動軸的水平切向力和徑向力　　分析水平面受力　　分析垂直面受力：　　,　　扭矩受力分析&l

62、t;/p>　　彎矩圖　　彎扭合成應力校核軸的強度　　取=0.6　　經(jīng)驗證，傳動軸的強度滿足要求。　　輸出軸：

63、　　低速小齒輪對輸入軸的水平切向力和徑向力　　分析水平面受力　　分析垂直面受力：　　扭矩受力分析　　彎矩圖</b&

64、gt;　　彎扭合成應力校核軸的強度　　取=0.6，計算應力　　經(jīng)驗證，輸出軸的強度滿足要求。　　軸承的校核：　　輸入軸承：<

65、p>　　型號30205,　　,　　兩個軸承分別受到的合力：　　經(jīng)查表得：X=1，Y=0，，=1.0，=1.1　　計算當量載荷：&

66、lt;p>　　計算軸承的壽命，顯然只需要計算P1即可：　　顯然滿足要求。　　傳動軸承：　　型號30208,　　,&

67、lt;/p>　　兩個軸承分別受到的合力：　　經(jīng)查表得：X=1，Y=0，，=1.0，=1.1　　計算當量載荷：　　計算軸承的壽命，顯然只需要計算P4即可：　　顯然滿足要求。

68、;　　輸出軸承：　　型號30211,　　,　　兩個軸承分別受到的合力：　　經(jīng)查表得：X=1，Y=0，，=1.0，=1

69、.1　　計算當量載荷：　　計算軸承的壽命，顯然只需要計算P6即可：　　顯然滿足要求。　　鍵連接和聯(lián)軸器的選擇與校核：　　輸入軸鍵連接：&

70、lt;/b>　　選擇鍵的連接類型和尺寸：　　一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）。　　根據(jù)軸徑d=27mm，從表中差得鍵的截面尺寸為：，由輪轂寬度并參考鍵的參考長度系列，取鍵長L=28mm，型號<b

71、>　　校核鍵連接的強度：　　鍵、軸、輪轂的材料都是鋼，查表得許用擠壓應力，取。　　鍵的工作長度，　　鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=3.5mm　　扭矩</p&g

72、t;　　計算應力　　，滿足要求。　　傳動軸鍵連接：　　傳動軸與大齒輪鍵連接　　選擇鍵的連接類型和尺寸：<p

73、>　　一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）。　　根據(jù)軸徑d=42mm，從表中差得鍵的截面尺寸為：，由輪轂寬度并參考鍵的參考長度系列，取鍵長L=40mm,型號　　校核鍵連接的強度：　　鍵、軸、輪轂的材料都是鋼，

74、查表得許用擠壓應力，取。　　鍵的工作長度，　　鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=4mm　　扭矩　　計算應力<

75、b>　　，滿足要求。　　傳動軸與小齒輪鍵連接　　選擇鍵的連接類型和尺寸：　　一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）。　　根據(jù)軸徑d=40mm，從表中差得鍵的截面尺寸為：，由輪轂寬度并參考

76、鍵的參考長度系列，取鍵長L=50mm,型號　　校核鍵連接的強度：　　鍵、軸、輪轂的材料都是鋼，查表得許用擠壓應力，取。　　鍵的工作長度，　　鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=4mm</p&

77、gt;　　扭矩　　計算應力　　，滿足要求。　　輸入軸鍵連接：　　選擇鍵的連接類型和尺寸：</

78、p>　　一般8級以上精度的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵連接。由于齒輪不在軸端，故選用圓頭普通平鍵（A型）。　　根據(jù)軸徑d=59mm，從表中差得鍵的截面尺寸為：，由輪轂寬度并參考鍵的參考長度系列，取鍵長L=63mm，型號　　校核鍵連接的強度：　　鍵

79、、軸、輪轂的材料都是鋼，查表得許用擠壓應力，取。　　鍵的工作長度，　　鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=5.5mm　　扭矩　　計算應力

80、　　，滿足要求。　　聯(lián)軸器選擇與校核：　　類型選擇：為了隔離震動與沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。　　載荷計算：公稱轉矩：　　查表得：KA=1.5，計算轉矩：

81、　　從GB/T4323-2002差得LT10彈性套柱銷聯(lián)軸器的許用轉矩為2000N.M,允許的最大轉速為2850r/min，而軸徑63mm~95mm不合適，而LT9彈性套柱銷聯(lián)軸器的許用轉矩為1000N.M，允許轉速3000r/min，軸徑48mm~63mm，合適，輸出軸d=55mm　　箱體、潤滑及附件的設計：　　箱

82、體設計　　潤滑和密封　　齒輪的潤滑：　　采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為1.0m/s，所以浸油高度約為六分之一大齒輪的半徑，取為1/6×300=50mm<b&

83、gt;　　滾動軸承的潤滑：　　由于齒輪周向速度，故宜用脂潤滑，應開設封油盤。　　潤滑油的選擇;　　考慮到裝置用于小型設備，故選用L-AN15，潤滑油。　　密封方法的選?。?lt;/b><

84、;/p>　　選用凸緣式端蓋，易于調(diào)整，采用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現(xiàn)密封，密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為　　（F）B.25-24-39GB/T1387-1992 （F）B.40-39-53GB/T1387-1992　?。‵）B.55-53-74GB/T1387-1992&l

85、t;b>　　油標　　油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量.因此要安裝于便于觀察油面及油面穩(wěn)定之處即低速級傳動件附近；用帶有螺紋部分的油尺，油尺上的油面刻度線應按傳動件浸入深度確定。　　調(diào)整墊片　　用于調(diào)整軸承間隙,有的起到調(diào)整傳動零件軸向位置的作

86、用　　總結　　這次的課程設計作業(yè)，可算是機制專業(yè)有史以來第一次較為系統(tǒng)的。畢竟從查表到設計每一個環(huán)節(jié)都需要個人和他人的討論分析得出的尺寸、設計方式等，在這討論設計的過程中，使得專業(yè)知識得到充分的綜合運用，讓個人的專業(yè)技能得到一定的認識、提升。　　有些知識放下了不用就會退化淡忘

87、，好比如CAD二維作圖，一開始的時候發(fā)現(xiàn)好多快捷鍵都忘了，有些大觀上的基礎設計都忘得七七八八，至少我是這樣了，這兩三個星期一直都在用CAD，好多東西都回來了，所以有些東西是要時刻都保持著一定的認識。　　獨立操作，合作討論尤其重要。學會查找機械設計手冊固然是這次作業(yè)的一大學習要求，此外，選用哪個大小、形式更需要從整體上著手。當不能做出決定時，與他人的交流過程中，更能學到一些自己思考不到的地方，然后

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