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设计一用于螺旋输送机上的单级圆柱齿轮减速器
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设计一用于带式运输机上的单级直齿圆柱齿轮减速器的设计任务书 带图的
原始数据：减速器传递功率：10KW主轴转速：960 r/min减速器传比：2.5装配图1张 零件工作图2张（轴.齿轮）说明书份 急求啊
提问者采纳
械设计课程设计任务书 班 级 姓 名 设计题目：带式运输机传装置设计 布置形式：设计用于带式运输机级直齿圆柱齿轮减速器（Ⅰ） 传简图 原始数据： 数据编号 1 2 3 4 5 6 运输带工作拉力F/N 800 850 900 950
运输带工作速度v/(m/s) 1.5 1.6 1.7 1.5 1.55 1.6 卷筒直径D/mm 250 260 270 240 250 260 工作条件：班制连续单向运转载荷平稳,室内工作,粉尘 使用期限：10
产批量：10 套 力源：三相交流电（220V/380V ） 运输带速度允许误差：±5% 提问者： 浪<img class="word-replace" src="/api/getdecpic?picenc=0af - 试用期 级 其答
共 1 条我容易才找东东啊自看看啊差能自理解给我邮箱发给啊我 目 录 设计任务书…………………………………………………2 第部 传装置总体设计……………………………4 第二部 V带设计………………………………………6 第三部 各齿轮设计计算……………………………9 第四部 轴设计………………………………………13 第五部 校核……………………………………………19 第六部 主要尺寸及数据………………………………21 设 计 任 务 书 、 课程设计题目： 设计带式运输机传装置（简图） 原始数据： 数据编号 3 5 7 10 运输机工作转矩T/(N.m) 690 630 760 620 运输机带速V/(m/s) 0.8 0.9 0.75 0.9 卷筒直径D/mm 320 380 320 360 工作条件： 连续单向运转工作轻微振使用期限10批量产单班制工作（8/）运输速度允许误差
二、 课程设计内容 1）传装置总体设计 2）传件及支承设计计算 3）减速器装配图及零件工作图 4）设计计算说明书编写 每应完： 1） 部件装配图张（A1） 2） 零件工作图两张（A3） 3） 设计说明书份（字） 本组设计数据： 第三组数据：运输机工作轴转矩T/(N.m) 690
运输机带速V/(m/s) 0.8
卷筒直径D/mm 320
已给案：外传机构V带传 减速器两级展式圆柱齿轮减速器 第部 传装置总体设计 、 传案（已给定） 1） 外传V带传 2） 减速器两级展式圆柱齿轮减速器 3） 案简图： 二、该案优缺点： 该工作机轻微振由于V带缓冲吸振能力采用V带传能减振带影响并且该工作机属于功率、载荷变化采用V带种简单结构并且价格便宜标准化程度高幅降低本减速器部两级展式圆柱齿轮减速两级减速器应用广泛种齿轮相于轴承称要求轴具较刚度高速级齿轮布置远离扭矩输入端边减弯曲变形所引起载荷沿齿宽布均现象原机部Y系列三相交流 异步电机 总体讲该传案满足工作机性能要求适应工作条件、工作靠外结构简单、尺寸紧凑、本低传效率高 计 算 与 说 明 结 三、原机选择（Y系列三相交流异步电机） 工作机所需功率： =0.96 (见课设P9) 传装置总效率： （见课设式2-4） （见课设表12-8） 电机输功率： （见课设式2-1） 取 选择电机Y132M1-6 m型 （见课设表19-1） 技术数据：额定功率（ ） 4 满载转矩（ ） 960 额定转矩（ ） 2.0 转矩（ ） 2.0 Y132M1-6电机外型尺寸（mm）： （见课设表19-3） A：216 B：178 C：89 D：38 E：80 F：10 G：33 H：132 K：12 AB：280 AC：270 AD：210 HD：315 BB：238 L：235 四、传装置总体传比确定及各级传比配 1、 总传比： （见课设式2-6） 2、 各级传比配： （见课设式2-7） 初定 第二部 V带设计 外传带选 普通V带传 1、 确定计算功率： 1）、由表5-9查工作情况系数 2）、由式5-23（机设） 2、选择V带型号 查图5-12a(机设)选A型V带 3.确定带轮直径 （1）、参考图5-12a（机设）及表5-3（机设）选取带轮直径 （电机高符合要求） （2）、验算带速 由式5-7（机设） （3）、带轮直径 查表5-4（机设） 取 （4）、传比 i （5）、轮转速 4.确定距 带 （1）、按式（5-23机设）初选距 取 （2）、按式(5-24机设)求带计算基础准度L0 查图.5-7(机设)取带基准度Ld=2000mm (3)、按式(5-25机设)计算距:a (4)、按式（5-26机设）确定距调整范围 5.验算带轮包角α1 由式(5-11机设) 6.确定V带根数Z (1)、由表（5-7机设）查dd1=112 n1=800r/min及n1=980r/min单根V带额定功率呷1.00Kw1.18Kw用线性插值求n1=980r/min额定功率P0值 (2)、由表（5-10机设）查△P0=0.11Kw (3)、由表查（5-12机设）查包角系数 (4)、由表(5-13机设)查度系数KL=1.03 (5)、计算V带根数Z由式（5-28机设） 取Z=5根 7．计算单根V带初拉力F0由式（5-29）机设 q由表5-5机设查 8．计算轴压力FQ由式（5-30机设） 9．确定带轮结构尺寸给制带轮工作图 带轮基准直径dd1=112mm采用实式结构带轮基准直径dd2=280mm采用孔板式结构基准图见零件工作图 第三部 各齿轮设计计算 、高速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮） 1.齿轮材料精度齿数选择传递功率转速高材料按表7-1选取都采用45号钢锻选项毛坯齿轮、火处理齿轮调质均用软齿面齿轮精度用8级轮齿表面精糙度Ra1.6软齿面闭式传失效形式占蚀考虑传平稳性齿数宜取些取Z1=34 则Z2=Z1i=34×2.62=89 2.设计计算 （1）设计准则按齿面接触疲劳强度计算再按齿根弯曲疲劳强度校核 （2）按齿面接触疲劳强度设计由式（7-9） T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.42/384=134794 N?mm 由图（7-6）选取材料接触疲劳极限应力 бHILim=580 бHILin=560 由图 7-7选取材料弯曲疲劳极限应力 бHILim=230 бHILin=210 应力循环数N由式（7-3）计算 N1=60n, at=60×(8×360×10)=6.64×109 N2= N1/u=6.64×109/2.62=2.53×109 由图7-8查接触疲劳寿命系数；ZN1=1.1 ZN2=1.04 由图7-9查弯曲 ；YN1=1 YN2=1 由图7-2查接触疲劳安全系数：SFmin=1.4 YST=2.0 试选Kt=1.3 由式(7-1)(7-2)求许用接触应力许用弯曲应力 关值代入式(7-9) 则V1=(πd1tn1/60×m/s ( Z1 V1/100)=1.3×(34/100)m/s=0.44m/s 查图7-10Kv=1.05 由表7-3查K A=1.25.由表7-4查Kβ=1.08.取Kα=1.05.则KH=KAKVKβKα=1.42 ,修 M=d1/Z1=1.96mm 由表7-6取标准模数：m=2mm (3) 计算几何尺寸 d1=mz1=2×34=68mm d2=mz2=2×89=178mm a=m(z1＋z2)/2=123mm b=φddt=1×68=68mm 取b2=65mm b1=b2+10=75 3.校核齿根弯曲疲劳强度 由图7-18查YFS1=4.1YFS2=4.0 取Yε=0.7 由式(7-12)校核齿轮弯曲强度. 二、低速级减速齿轮设计（直齿圆柱齿轮） 1.齿轮材料精度齿数选择传递功率转速高材料按表7-1选取都采用45号钢锻选项毛坯齿轮、火处理齿轮调质均用软齿面齿轮精度用8级轮齿表面精糙度Ra1.6软齿面闭式传失效形式点蚀考虑传平稳性齿数宜取些取Z1=34 则Z2=Z1i=34×3.7=104 2.设计计算 （1） 设计准则按齿面接触疲劳强度计算再按齿根弯曲疲劳强度校核 （2）按齿面接触疲劳强度设计由式（7-9） T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.20/148=335540 N?mm 由图（7-6）选取材料接触疲劳极限应力 бHILim=580 бHILin=560 由图 7-7选取材料弯曲疲劳极阴应力 бHILim=230 бHILin=210 应力循环数N由式（7-3）计算 N1=60n at=60×148×(8×360×10)=2.55×109 N2= N1/u=2.55×109/3.07=8.33×108 由图7-8查接触疲劳寿命系数；ZN1=1.1 ZN2=1.04 由图7-9查弯曲 ；YN1=1 YN2=1 由图7-2查接触疲劳安全系数：SFmin=1.4 YST=2.0 试选Kt=1.3 由式(7-1)(7-2)求许用接触应力许用弯曲应力 关值代入式(7-9) 则V1=(πd1tn1/60×m/s ( Z1 V1/100)=0.55×(34/100)m/s=0.19m/s 查图7-10Kv=1.05 由表7-3查K A=1.25.由表7-4查Kβ=1.08.取Kα=1.05.则KH=KAKVKβKα=1.377 ,修 M=d1/Z1=2.11mm 由表7-6取标准模数：m=2.5mm (3) 计算几何尺寸 d1=mz1=2.5×34=85mm d2=mz2=2.5×104=260mm a=m(z1＋z2)/2=172.5mm b=φddt=1×85=85mm 取b2=85mm b1=b2+10=95 3.校核齿根弯曲疲劳强度 由图7-18查YFS1=4.1YFS2=4.0 取Yε=0.7 由式(7-12)校核齿轮弯曲强度. 总结：高速级 z1=34 z2=89 m=2 低速级 z1=34 z2=104 m=2.5 第四部 轴设计 高速轴设计 1.选择轴材料及热处理 由于减速器传递功率其重量尺寸特殊要求故选择用材料45钢,调质处理. 2.初估轴径 按扭矩初估轴直径,查表10-2,c=106至117,考虑安装联轴器轴段仅受扭矩作用.取c=110则: D1min= D2min= D3min= 3.初选轴承 1轴选轴承6008 2轴选轴承6009 3轴选轴承6012 根据轴承确定各轴安装轴承直径: D1=40mm D2=45mm D3=60mm 4.结构设计(现高速轴作设计,其两轴设计略,结构详见图)拆装便,减速器壳体用剖式,轴结构形状图所示. (1).各轴直径确定 初估轴径,即按轴零件安装顺序,左端始确定直径.该轴轴段1安装轴承6008,故该段直径40mm2段装齿轮便于安装取2段44mm齿轮右端用轴肩固定计算轴肩高度4.5mm取3段53mm5段装轴承直径1段40mm4段装任何零件考虑轴承轴向定位及轴承安装取4段42mm6段应与密封毛毡尺寸同确定查机械设计手册选用JB/ZQd=36mm毛毡圈故取6段36mm7段装带轮取32mm&dmin
（2）各轴段度确定 轴段1度轴承6008宽度轴承箱体内壁距离加箱体内壁齿轮端面距离加<img class="word-replace" src="/api/getdecpic?picenc=0a5fmml1=32mm2段应比齿轮宽略<img class="word-replace" src="/api/getdecpic?picenc=0afmml2=73mm3段度按轴肩宽度公式计算l3=1.4h；l3=6mm<img class="word-replace" src="/api/getdecpic?picenc=0ad段：l4=109mml5轴承6008同宽取l5=15mml6=55mm<img class="word-replace" src="/api/getdecpic?picenc=0ad段同带轮同宽取l7=90mm其l4l6确定其段度箱体内壁宽确定 于轴支点受力点间跨距L1=52.5mmL2=159mmL3=107.5mm （3）.轴零件周向固定 保证良性齿轮与轴选用盈配合H7/r6与轴承内圈配合轴劲选用k6齿轮与带轮均采用A型普通平键联接别16*63 GB及键10*80 GB （4）.轴倒角与圆角 保证6008轴承内圈端面紧靠定位轴肩端面根据轴承手册推荐取轴肩圆角半径1mm其轴肩圆角半径均2mm根据标准GB6轴左右端倒角均1*45 5.轴受力析 （1） 画轴受力简图 （2） 计算支座反力 Ft=2T1/d1= Fr=Fttg20=3784 FQ=1588N 水平面 FR1H= FR2H=Fr-FR1H=N 垂直面 FR1V= Fr2V=Ft- FR1V=5N （3） 画弯矩图 水平面a-a剖面左侧 MAh=FR1Hl3=966 52.5=50.715N?m a-a剖面右侧 M’Ah=FR2Hl2=411 153=62.88 N?m 垂直面 MAv=M’AV=FR1Vl2=352×153=53.856 N?m 合弯矩a-a剖面左侧 a-a剖面右侧 画转矩图 转矩 3784×（68/2）=128.7N?m 6.判断危险截面 显图所示a-a剖面左侧合弯矩、扭矩T该截面左侧能危险截面；b-b截面处合湾矩虽该截面左侧能危险截面若疲劳强度考虑a-ab-b截面右侧均应力集且b-b截面处应力集更严重故a-a截面左侧b-b截面左、右侧均能疲劳破坏危险截面 7.轴弯扭合强度校核 由表10-1查 (1)a-a剖面左侧 3=0.1×443=8.5184m3 =14.57 （2）b-b截面左侧 3=0.1×423=7.41m3 b-b截面处合弯矩Mb: =174 N?m =27 8.轴安全系数校核:由表10-1查 (1)a-a截面左侧 WT=0.2d3=0.2×443= 由附表10-1查 由附表10-4查绝尺寸系数 ;轴经磨削加工, 由附表10-5查质量系数 .则 弯曲应力 应力幅 平均应力 切应力 安全系数 查表10-6许用安全系数 =1.3～1.5,显S& ,故a-a剖面安全. (2)b-b截面右侧 抗弯截面系数 3=0.1×533=14.887m3 抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2×533=29.775 m3 Mb=174 N?m,故弯曲应力 切应力 由附表10-1查盈配合引起效应力集系数
则 显S& ,故b-b截面右侧安全 （3）b-b截面左侧 WT=0.2d3=0.2×423=14.82 m3 b-b截面左右侧弯矩、扭矩相同 弯曲应力 切应力 （D-d）/r=1 r/d=0.05由附表10-2查圆角引起效应力集系数 由附表10-4查绝尺寸系数
则 显S& ,故b-b截面左侧安全 第五部 校 核 高速轴轴承 FR2H=Fr-FR1H=N Fr2V=Ft- FR1V=5N 轴承型号6008Cr=16.2 kN 1） FA/COr=0 2） 计算量载荷 查表fP=1.2径向载荷系数X轴向载荷系数YX=1Y=0 =1.2×（1×352）=422.4 N 3） 验算6008寿命 验算右边轴承 键校核 键1 10×8 L=80 GB1096-79 则强度条件 查表许用挤压应力 所键强度足够 键2 12×8 L=63 GB1096-79 则强度条件 查表许用挤压应力 所键强度足够 联轴器选择 联轴器选择TL8型弹性联轴器 GB4323-84 减速器润滑 1.齿轮润滑 齿轮圆周速度&12 m/s所才用浸油润滑润滑式 高速齿轮浸入油约0.7齿高于10mm低速级齿轮浸入油高度约1齿高（于10mm）<img class="word-replace" src="/api/getdecpic?picenc=0ad/6齿轮 2．滚轴承润滑 润滑油传零件（齿轮）圆周速度V≥1.5～2m/s所采用飞溅润滑 第六部 主要尺寸及数据 箱体尺寸: 箱体壁厚 箱盖壁厚 箱座凸缘厚度b=15mm 箱盖凸缘厚度b1=15mm 箱座底凸缘厚度b2=25mm 脚螺栓直径df=M16 脚螺栓数目n=4 轴承旁联接螺栓直径d1=M12 联接螺栓d2间距l=150mm 轴承端盖螺钉直径d3=M8 定位销直径d=6mm df 、d1 、d2至外箱壁距离C1=18mm、18 mm、13 mm df、d2至凸缘边缘距离C2=16mm、11 mm 轴承旁凸台半径R1=11mm 凸台高度根据低速轴承座外半径确定 外箱壁至轴承座端面距离L1=40mm 齿轮顶圆与内箱壁距离△1=10mm 齿轮端面与内箱壁距离△2=10mm 箱盖箱座肋厚m1=m=7mm 轴承端盖外径D2 ：凸缘式端盖：D+（5～5.5）d3 尺寸参考机械设计课程设计P17～P21 传比 原始配传比：i1=2.62 i2=3.07 i3=2.5 修 ：i1=2.5 i2=2.62 i3=3.07 各轴新转速 ：n1=960/2.5=3.84 n2=384/2.61=147 n3=147/3.07=48 各轴输入功率 P1=pdη8η7 =5.5×0.95×0.99=5.42 P2=p1η6η5=5.42×0.97×0.99=5.20 P3=p2η4η3=5.20×0.97×0.99=5.00 P4=p3η2η1=5.00×0.99×0.99=4.90 各轴输入转矩 T1=9550Pdi1η8η7/nm=×2.5×0.95×0.99=128.65 T2= T1 i2η6η5=128.65×2.62×0.97×0.99=323.68 T3= T2 i3η4η3=323.68×3.07×0.97×0.99=954.25 T4= T3 η2η1=954.23×0.99×0.99=935.26 轴号 功率p 转矩T 转速n 传比i 效率η 电机轴 5.5 2.0 960 1 1 1 5.42 128.65 384 2.5 0.94 2 5.20 323.68 148 2.62 0.96 3 5.00 954.25 48 3.07 0.96 工作机轴 4.90 935.26 48 1 0.98 齿轮结构尺寸 两齿轮采用实结构 两齿轮采用复板式结构 齿轮z1尺寸 z=34 d1=68 m=2 d=44 b=75 d1=68 ha=ha*m=1×2=2mm hf=( ha*+c*)m=(1+0.25)×2=2.5mm h=ha+hf=2+2.5=4.5mm da=d1＋2ha=68+2×2=72mm df=d1－2hf=68－2×2.5=63 p=πm=6.28mm s=πm/2=3.14×2/2=3.14mm e=πm/2=3.14×2/2=3.14mm c=c*m=0.25×2=0.5mm 齿轮z2尺寸 由轴 d2=178 z2=89 m=2 b=65 d4=49 ha=ha*m=1×2=2mm h=ha+hf=2+2.5=4.5mm hf=(1＋0.5)×2=2.5mm da=d2＋2ha=178＋2×2=182 df=d1－2hf=178－2×2.5=173 p=πm=6.28mm s=πm/2=3.14×2/2=3.14mm e=πm/2=3.14×2/2=3.14mm c=c*m=0.25×2=0.5mm DT≈ D3≈1.6D4=1.6×49=78.4 D0≈da-10mn=182-10×2=162 D2≈0.25(D0-D3)=0.25(162-78.4)=20 R=5 c=0.2b=0.2×65=13 齿轮3尺寸 由轴, d=49 d3=85 z3=34 m=2.5 b=95 ha =ha*m=1×2.5=2.5 h=ha+hf=2.5+3.125=5.625 hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×2.5=3.125 da=d3+2ha=85+2×2.5=90 df=d1-2hf=85-2×3.125=78.75 p=πm=3.14×2.5=7.85 s=πm/2=3.14×2.5/2=3.925 e=s c=c*m=0.25×2.5=0.625 齿轮4寸 由轴 d=64 d4=260 z4=104 m=2.5 b=85 ha =ha*m=1×2.5=2.5 h=ha+hf=2.5+3.25=5.625 hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)×0.25=3.125 da=d4+2ha=260+2×2.5=265 df=d1-2hf=260-2×3.125=253.75 p=πm=3.14×2.5=7.85 s=e=πm/2=3.14×2.5/2=3.925 c=c*m=0.25×2.5=0.625 D0≈da-10m=260-10×2.5=235 D3≈1.6×64=102.4 D2=0.25(D0-D3)=0.25×(235-102.4)=33.15 r=5 c=0.2b=0.2×85=17 参考文献： 《机械设计》徐锦康 主编 机械工业版社 《机械设计课程设计》陆玉 何洲 佟延伟 主编 第3版 机械工业版社 《机械设计手册》 设计 机械设计课程设计机械课程重要环节通<img class="word-replace" src="/api/getdecpic?picenc=0a006c655f周课程设计使我各面都受机械设计训练机械关各零部件机结合起深刻认识 由于设计面我没经验理论知识牢固设计难免现问题：选择计算标准件能现误差联系紧密或者循序渐进计算误差更查表计算精度够准 设计程培养我综合应用机械设计课程及其课程理论知识应用产实际知识解决工程实际问题能力设计程培养我团队精神家共同解决许解决问题些程我深刻认识自知识理解接受应用面足今习程我更加努力团结 由于本设计组自独立设计东西通设计我想自独立设计打良基础
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