機械設計課程設計---設計膠帶輸送

1、<p><b>　　目 錄</b></p><p>　　一 課程設計書 2</p><p>　　二 設計要求 2</p><p>　　三 設計步驟

2、 2</p><p>　　1. 傳動裝置總體設計方案 3</p><p>　　2. 電動機的選擇 4</p><p>　　3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 5</p><p>　　4. 計算傳動裝置的運動和動

3、力參數(shù) 5</p><p>　　5. 設計V帶和帶輪 6</p><p>　　6. 齒輪的設計 8</p><p>　　7. 滾動軸承和傳動軸的設計 19</p>

4、;<p>　　8. 鍵聯(lián)接設計 26</p><p>　　9. 箱體結構的設計 27</p><p>　　10.潤滑密封設計 30</p><p>　　11.聯(lián)軸器設計

5、 30</p><p>　　四 設計小結 31</p><p>　　五 參考資料 32</p><p><b>　　設計輸送傳動裝置</b></p

6、><p>　　【設計任務書】 題目：設計輸送傳動裝置 </p><p>　　一．總體布置簡圖 如圖1 </p><p>　　總傳動比誤差為±5%，單向回轉，</p><p>　　輕微沖擊。 三．原始數(shù)據(jù)： 四．設計內(nèi)容： </p><p>　　電動機的選擇與運動參數(shù)計算； 2. 齒輪傳動設計計算； 3.

7、V帶傳動設計計算； 4. 軸的結構尺寸設計； 5. 鍵的選擇； 6. 滾動軸承的選擇； 7. 裝配圖、零件圖的繪制； 8. 設計說明書的編寫。</p><p>　　【電動機的選擇】1．電動機類型和結構的選擇 ：按照已知條件的工作要求和條件，選用Y型全封閉籠型三相異步電</p><p>　　動機。 2．電動機容量的選擇：</p><p>　　工作機所需功率：Pw＝

8、3kW </p><p>　　電動機的輸出功率：Pd＝Pw/η，η≈0.82，Pd＝3.66kW 電動機轉速的選擇：nw=35r/min，V帶傳動比i1=2—4，單級齒輪傳動比i2=3—5（查表2.3）</p><p>　　nd＝（i1×i2×i2）nw。電動機轉速范圍為630—3500r/min3．電動機型號確定：由附錄八查出符合條件的電動機型號,并根據(jù)輪廓

9、尺寸、重量、成本、傳動比等</p><p>　　因素的考慮，最后確定選定Y112M—4型號的電動機，額度功率為4KW，滿載轉速1440r/min</p><p>　　【計算總傳動比和分配傳動比】</p><p>　　1．由選定電動機的滿載轉速nm和輸出軸轉速nw，總傳動比為i=nm/nw，得i=41.142．合理分配各級傳動比：V帶傳動比i1=3，閉合齒輪傳動比i

10、2=3.5，開式齒輪傳動比i3=3.923．運動和動力參數(shù)計算結果列于下表：</p><p><b>　　【傳動件設計計算】</b></p><p>　　減速器齒輪設計： 1．按表11.8選擇齒輪材料 小齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)，硬度為220—250HBS</p><p>　　大齒輪材料為45鋼正火，硬度為170—210HBS 2．因為

11、是普通減速器，由表11.20選用9級精度，要求齒面粗糙度Ra=6.3 </p><p>　　3．按齒面接觸疲勞強度設計 確定有關參數(shù)與系數(shù)：</p><p>　　轉矩：T=69154 N·mm</p><p>　　查表11.10得：載荷系數(shù)K＝1.1 選小齒輪齒數(shù)Z1＝30，則大齒輪齒數(shù)Z2＝iZ1=3.5×30=105。實際齒數(shù)比

12、u=3.5</p><p>　　因單級直齒圓柱齒輪為對稱布置，又為軟齒面，由表11.19選取φd（齒寬系數(shù)）=1 4．許應接觸應力[σH]：</p><p>　　由圖11.23查得 σHlim1＝560MPa σHlim2＝530MPa</p><p>　　由表11.19查得 Sh=1。 N1＝60·n1&

13、#183;j·Lh＝60×480×1×（6×52×80）＝7.2×10e8</p><p>　　N2＝N1/i＝7.2×10e8/3.5=2.05×10e8 由表11.26查得 Zn1＝1 Zn2＝1.05 計算接觸疲勞許用應力：</p><p>　　[σH]1＝Zn1

14、3;σHlim1/Sh＝560MPa </p><p>　　[σH]2＝Zn2·σHlim2/Sh＝557MPa</p><p>　　試算小齒輪分度圓直徑，確定模數(shù)：</p><p>　　d1≥ 76.43׳√KT1（μ+1）/φdμ[σH]e2=51.82mm</p><p>　　m=d1/z1=1.73mm

15、 由表11.3取標準模數(shù) m=2mm</p><p><b>　　5．主要尺寸計算：</b></p><p>　　分度圓直徑 d1=mz1=2×30=60mm d2=mz2=2×105=210mm </p><p>　　齒寬 b=φdd1=1×60=60mm 取b2=60mm 則b1=b2+5

16、=65mm</p><p>　　中心距a=0.5×m（Z1+Z2）=135mm</p><p>　　6．按齒根彎曲疲勞強度校核:</p><p>　　由式（11.12）得出，如σF≤[σF]，則校核合格。</p><p>　　確定有關系數(shù)和參數(shù)：</p><p>　　齒形系數(shù)YF，查表11.12得 YF1=

17、2.54 YF2=2.14</p><p>　　應力學整系數(shù)Ys，查表11.13得 Ys1=1.63 Ys2=1.88</p><p>　　許應彎曲應力[σF]</p><p>　　由圖11.24查得 σFlim1=210Mpa σFlim2=190Mpa</p><p>　　由表11.9查得 SF=1.3</p>

18、<p>　　由圖11.25查得 YNI=YN2=1</p><p>　　由式（11.16）可得</p><p>　　[σF]1=YNI·σFlim/SF=162Mpa [σF]2=YNI·σFlim/SF=146MPa</p><p><b>　　故計算出</b></p><p>　　σ

19、F1=21Mpa＜ [σF]1 σF2=20Mpa＜[σF]2 齒根彎曲疲勞強度校核合格。</p><p>　　驗算齒輪的圓周速度：</p><p>　　V=π·d1·n1/（60×1000）=1.5m/s 由表11.21可知，選9級精度合適</p><p>　　幾何尺寸計算及繪制齒輪零件工作圖：</p><

20、p>　　以大齒輪為例，齒輪的直頂圓直徑為：da2=d2+2ha=214mm，由于200＜da2＜500之間，所以 </p><p>　　采用腹板式結構。齒輪零件工作圖略。</p><p><b>　　開式齒輪設計：</b></p><p>　　1．按表11.8選擇齒輪材料 小齒輪選用40Cr合金鋼表面淬火，硬度為48—55HRS&

21、lt;/p><p>　　大齒輪選用40Cr合金鋼調(diào)質(zhì)，硬度為240—260HBS </p><p>　　由表11.20選用9級精度，要求齒面粗糙度Ra=6.3 3．按齒面接觸強度設計 確定有關參數(shù)與系數(shù)：</p><p>　　轉矩：T=230000N·mm</p><p>　　查表11.10得 載荷系數(shù)K＝1.1</p

22、><p>　　選小齒輪齒數(shù)Z1＝20，則大齒輪齒數(shù)Z2＝iZ1=3.92×20=78.4，圓整數(shù)78。</p><p>　　實際齒數(shù)比u=3.9，誤差為0.5%＜±5%</p><p>　　因單級直齒圓柱齒輪為不對稱布置，又為硬齒面，由表11.19選取φd（齒寬系數(shù)）=0.5 4．許應接觸應力[σH]：</p><p>

23、　　由圖11.23查得 σHlim1＝800MPa σHlim2＝720MPa</p><p>　　由表11.19查得 Sh=1.1 N1＝60·n1·j·Lh＝60×137×1×（6×52×80）＝2.05×10e8</p><p>　　N2＝N1/i＝2.05×10

24、e8/3.9=5.26×10e7 由表11.26查得 Zn1＝1.11 Zn2＝1.25 計算接觸疲勞許用應力：</p><p>　　[σH]1＝Zn1·σHlim1/Sh＝807MPa </p><p>　　[σH]2＝Zn2·σHlim2/Sh＝818MPa</p><p>　　試算小齒輪分度圓直徑，確定模數(shù)：

25、</p><p>　　d1≥ 76.43׳√KT1（μ+1）/φdμ[σH]e2=75.82mm</p><p>　　m=d1/z1=3.791mm 由表11.3取標準模數(shù) m=4mm</p><p><b>　　5．主要尺寸計算：</b></p><p>　　分度圓直徑 d1=mz1=4&

26、#215;20=80mm d2=mz2=4×78=312mm </p><p>　　齒寬 b=φdd1=0.5×80=40mm 取b2=40mm 則b1=b2+5=45mm</p><p>　　中心距a=0.5×m（Z1+Z2）=196mm</p><p>　　6．按齒根彎曲疲勞強度校核:</p><p

27、>　　由式（11.12）得出，如σF≤[σF]，則校核合格。</p><p>　　確定有關系數(shù)和參數(shù)：</p><p>　　齒形系數(shù)YF，查表11.12得 YF1=2.81 YF2=2.25</p><p>　　應力學整系數(shù)Ys，查表11.13得 Ys1=1.56 Ys2=1.77</p><p>　　許應彎曲應力[σF]<

28、;/p><p>　　由圖11.24查得 σFlim1=720Mpa σFlim2=250Mpa</p><p>　　由表11.9查得 SF=1.5</p><p>　　由圖11.25查得 YNI=YN2=1</p><p>　　由式（11.16）可得</p><p>　　[σF]1=YNI·σFlim/SF

29、=480Mpa [σF]2=YNI·σFlim/SF=167MPa</p><p><b>　　故計算出</b></p><p>　　σF1=173Mpa＜ [σF]1 σF2=157Mpa＜[σF]2 齒根彎曲疲勞強度校核合格。</p><p>　　7．驗算齒輪的圓周速度：</p><p>　　V=

30、π·d1·n1/（60×1000）=0.57m/s 由表11.21可知，選9級精度合適</p><p>　　8．幾何尺寸計算及繪制齒輪零件工作圖：</p><p>　　以大齒輪為例，齒輪的直頂圓直徑為：da2=d2+2ha=320mm，由于200＜da2＜500之間，所以 </p><p>　　采用腹板式結構。齒輪零件工作圖略。&l

31、t;/p><p><b>　　【V帶傳動設計】</b></p><p><b>　　1．確定功率Pc：</b></p><p>　　查表9.21得 Ka（工作情況系數(shù)）=1.1 Pc=Ka?p=4.4KW。</p><p><b>　　選取普通V帶型號：</b></p&g

32、t;<p>　　根據(jù)Pa=4.4Kw，n1=1440r/min，由圖9.13選用A型普通V帶。</p><p><b>　　確定帶輪基準直徑：</b></p><p>　　根據(jù)表9.6和圖9.13選取：dd1=100mm＞dmin=90mm</p><p>　　大帶輪基準直徑為 dd2=(n1/n2)dd1=270mm，按表9.3

33、選取標準直值dd2=265mm</p><p>　　實際n2轉速489.8r/min，誤差相對率2%，總誤差＜±5%允許。</p><p><b>　　驗算帶速V：</b></p><p>　　V=π·d1·n1/（60×1000）=6.78m/s，帶速在5-25m/s范圍內(nèi)。</p>&l

34、t;p>　　5．確定帶的基準長度Ld和實際中心距a：</p><p>　　初定中心距a0=1200mm，則Ld0：Ld0=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)²/4a0=2963.38mm</p><p>　　查表9.4取基準長度Ld=2800mm</p><p>　　實際中心距a為a≈a0+(ld-Ld0）/2=1118.31mm&

35、lt;/p><p><b>　　中心距變動范圍為</b></p><p>　　amin=a-0.015Ld=1076mm amax=a+0.03Ld=1202mm</p><p><b>　　驗算小帶輪的包角：</b></p><p>　　a1=180º-57.3º（dd2-d

36、d1）/a=171º＞120º,合格。</p><p><b>　　確定V帶根數(shù)z：</b></p><p><b>　　確定有關系數(shù)和參數(shù)</b></p><p>　　根據(jù)dd1=90mm，n=1440r/min，查表9.9，得P0=1.07Kw</p><p>　　由表9.1

37、8查得Ka=0.001275</p><p>　　根據(jù)傳動比i=2.94，查表9.19得Ki=1.1373，則△P0=Kb·n·(1-1/Ki)=0.18Kw</p><p>　　由表9.4查得帶長度修正系數(shù)KL=1.11，由圖9.12查得包角系數(shù)Ka=0.98</p><p>　　得z≥Pc/(P0+△P0)KaKL=3.24，圓整得z=4&l

38、t;/p><p><b>　　求單根V帶初拉力：</b></p><p>　　由表9.6查得A型普通V帶的每米長質(zhì)量q=0.10Kg/m</p><p>　　得F0=（500Pc/ZV）·（2.5/Ka-1)+qv²=46.78N.</p><p>　　9．計算帶輪軸上所受的壓力Fσ=2·F0&

39、#183;z·sin(a1/2)=373.08N</p><p>　　10．帶輪結構設計略</p><p><b>　　11．設計結果：</b></p><p>　　選用4根A—2800 GB/T 13575.1—92 V帶，中心距a=1118mm，小帶輪直徑90mm，大帶 </p>&

40、lt;p>　　輪直徑265mm，軸上壓力Fσ=373.08N</p><p><b>　　【軸的設計計算】</b></p><p><b>　?、褫S的設計</b></p><p>　　選擇軸的材料，確定許用應力：</p><p>　　由已知條件可知此減速器傳遞的功率屬于中小功率，對材料無特殊要

41、求，故選用45鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)</p><p>　　處理。由表16.1查得強度極限σB=637Mpa，再由表16.3查得許用彎曲應力[σ-1b]=60Mpa</p><p>　　2．按鈕轉強度估算軸徑（最小直徑）</p><p>　　查表16.2得 C=118—107</p><p>　　得 d≥C³√p/n=（107—118）

42、3;³√3.48/480=20.7—22.8mm。</p><p>　　考慮到軸的最小直徑處要安裝帶輪，會有鍵槽存在，故需將估算直徑加大3%-5%，取為21.32— </p><p>　　23.94mm，由設計手冊取標準直徑d=24mm</p><p><b>　　軸的結構設計草圖:</b></p><

43、p><b>　?、褫S的結構草圖</b></p><p><b>　?、蜉S的設計：</b></p><p>　　1．選擇軸的材料，確定許用應力：</p><p>　　由已知條件可知此減速器傳遞的功率屬于中小功率，對材料無特殊要求，故選用45鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)</p><p>　　處理。由表16.1查得強

44、度極限σB=637Mpa，再由表16.3查得許用彎曲應力[σ-1b]=60Mpa</p><p>　　2．按鈕轉強度估算軸徑（最小直徑）</p><p>　　查表16.2得 C=118—107</p><p>　　得 d≥C³√p/n=（107—118）·³√3.31/137=30.9—34.1mm。</p><p

45、>　　考慮到軸的最小直徑處要安裝齒輪，會有鍵槽存在，故需將估算直徑加大3%-5%，取為31.83— </p><p>　　35.81mm，由設計手冊取標準直徑d=34mm</p><p>　　3．軸的結構設計草圖:</p><p><b>　　Ⅱ軸的結構草圖</b></p><p><b>　

46、　Ⅲ軸的設計：</b></p><p>　　1．選擇軸的材料，確定許用應力：</p><p>　　由已知條件可知此減速器傳遞的功率屬于中小功率，對材料無特殊要求，故選用45鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)</p><p>　　處理。由表16.1查得強度極限σB=637Mpa，再由表16.3查得許用彎曲應力[σ-1b]=60Mpa</p><p>　　2

47、．按鈕轉強度估算軸徑（最小直徑）</p><p>　　查表16.2得 C=118—107</p><p>　　得 d≥C³√p/n=（107—118）·³√3.01/35=47.29—52.16mm。</p><p>　　由設計手冊取標準直徑d=50mm</p><p>　　3．軸的結構設計草圖略</p&

48、gt;<p>　　【鍵連接的選擇】 均選擇A型平鍵。</p><p>　　【滾動軸承的選擇及計算】 I軸： 1．經(jīng)強度校核，選擇滾動軸承</p><p>　　6206型 d=30mm D=62mm B=16mm2．公差等級選擇：選普通級PO軸承。 </p><p>　　II軸： 1．經(jīng)強度校核，選擇滾動軸承</p>&

49、lt;p>　　6208型 d=40mm D=80mm B=18mm2．公差等級選擇：選普通級PO軸承?！鞠潴w結構尺寸計算】 </p><p>　　1．類型選擇：選擇一級鑄鐵圓柱齒輪減速器。</p><p>　　2．箱體主要結構尺寸：（mm）</p><p>　　【減速器附件的選擇】 通氣器：由于在室內(nèi)使用，選通氣器（一次過濾），采用M18×

50、;1.5 油面指示器：選用游標尺M16 起吊裝置：采用箱蓋吊耳、箱座吊耳放油螺塞：選用外六角油塞及墊片M16×1.5 【潤滑與密封】 一、齒輪的潤滑：采用浸油潤滑，由于低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。 二、滾動軸承的潤滑：由于軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。 三、潤滑油的選擇：齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用L-AN15潤滑油。 四、密

51、封方法的選取：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）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑?jīng)Q定。</p><p><b>　　零件工作圖</b></p><p>　　1.圖為軸的工作圖示例，為了使圖上表示的內(nèi)容層次分明，便于辨認和查找，對于不同

52、的內(nèi)容應分別劃區(qū)標注，例如在軸的主視圖下方集中標注軸向尺寸和代表基準的符號。</p><p>　　2. 齒輪的軸向尺寸標注比較簡單，對于小齒輪只有齒寬b和輪轂長度l兩個尺寸．前者為自由尺寸，后者為軸系組件裝配尺寸鏈中的一環(huán)。當齒輪尺寸較大時，為了減輕重量可采用盤形輻板結構．如輻板用車削方法形成時，則標注凹部的深度，以便于加工時測量。對于用鍛、鑄方法形成的輻板，則宜直接標注輻板的厚度。對于輪緣厚度、輻板厚度、輪轂及

53、輻板開孔等尺寸，為便于測量，均應進行圓整．　　為了保證齒輪加工的精度和有關參數(shù)的測量，標注尺寸時要考慮到基準面，并規(guī)定基準面的尺寸和形位公差．齒輪的軸孔和端面既是工藝基準也是測量和安裝的基準。為了保證安裝質(zhì)量和切齒精度，對端面與孔中心線的垂直度和端面跳動度均應有要求。齒輪的齒頂圓作為測量基準時有兩種情況：一是加工時用齒頂圓定位或找正，此時要控制齒頂圓的徑向跳動；另一種情況是用齒頂圓定位檢驗齒厚或基節(jié)尺寸公差，此時要控制齒頂圓公差和徑向

54、跳動。圖6-3為直齒輪零件工作圖，圖6-4為斜齒輪零件工作圖，供學習參考。圖6-5為錐齒輪零件工作圖，供學習參考。圖6-6為蝸輪零件工作圖，供學習參考。圖6-7為皮帶輪零件工作圖，供學習參考。</p><p><b>　　設計小結</b></p><p>　　由于時間比較緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，比如低速軸承使用壽命過長，制圖不夠精確等缺陷。但我覺得能做類似的

55、課程設計是十分有意義，而且是十分必要的。平時我們在課堂上掌握的僅僅是專業(yè)基礎課的理論面，如何去鍛煉我們的實踐面？如何把我們所學到的專業(yè)基礎理論知識用到實踐中去呢？我想做類似的大作業(yè)就為我們提供了良好的實踐平臺。當?shù)阶约簞邮值臅r候，才會經(jīng)常發(fā)現(xiàn)原來自己還有很多知識點沒吃透，而課程設計讓我們把學過的東西運用到實際中去，能學懂學透，這才算是真正學到了東西。這次的設計存在許多不完善的地方，如果在以后需要設計類似的機械，我相信，我能設計出結構更緊

56、湊，傳動更穩(wěn)定精確的設備。</p><p>　　這次關于帶式運輸機上的兩級圓錐圓柱齒輪減速器的課程設計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設計概念和設計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設計的綜合素質(zhì)大有用處。通過兩個星期的設計實踐，使我對機械設計有了更多的了解和認識.為我們以后的工作打下了堅實的基礎.</p><p>　　機械設計是機械工業(yè)的基礎,是一門綜合性相當強的技術課程，它融《機械原理》

57、、《機械設計》、《理論力學》、《材料力學》、《互換性與技術測量》、《工程材料》、《機械設計（機械設計基礎）課程設計》等于一體。</p><p>　　這次的課程設計,對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設計思想、訓練綜合運用機械設計和有關先修課程的理論,結合生產(chǎn)實際反應和解決工程實際問題的能力，鞏固、加深和擴展有關機械設計方面的知識等方面有重要的作用。</p><p>　　本次設計得到了指導老師的細心