設計帶式運輸機傳動裝置設計說明書【T=690,V=0.8D=320】

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1、 第 - 27 -頁 目 錄 設計任務書…………………………………………………2 第一部分 傳動裝置總體設計……………………………4 第二部分 V帶設計………………………………………6 第三部分 各齒輪的設計計算……………………………9 第四部分 軸的設計………………………………………13 第五部分 校核……………………………………………19 第六部分 主要尺寸及數據………………………………21 設 計 任 務 書 一、

2、 課程設計題目： 設計帶式運輸機傳動裝置（簡圖如下） 原始數據： 數據編號 3 5 7 10 運輸機工作轉矩T/(N.m) 690 630 760 620 運輸機帶速V/(m/s) 0.8 0.9 0.75 0.9 卷筒直徑D/mm 320 380 320 360 工作條件： 連續單向運轉，工作時有輕微振動，使用期限為10年，小批量生產，單班制工作（8小時/天）。運輸速度允許誤差為。 二、 課程設計內容 1）傳動裝置的總體設計。 2）傳動件及支承的設計計算。 3）減速器裝配圖及零件工作圖。 4）設計計算說明書編寫。

3、 每個學生應完成： 1） 部件裝配圖一張（A1）。 2） 零件工作圖兩張（A3） 3） 設計說明書一份（6000~8000字）。 本組設計數據： 第三組數據：運輸機工作軸轉矩T/(N.m) 690 。 運輸機帶速V/(m/s) 0.8 。 卷筒直徑D/mm 320 。 已給方案：外傳動機構為V帶傳動。 減速器為兩級展開式圓柱齒輪減速器。 第一部分 傳動裝置總體設計 一、 傳動方案（已給定） 1） 外傳動為V帶傳動。 2） 減速

4、器為兩級展開式圓柱齒輪減速器。 3） 方案簡圖如下： 二、該方案的優缺點： 該工作機有輕微振動，由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的結構，并且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。減速器部分兩級展開式圓柱齒輪減速，這是兩級減速器中應用最廣泛的一種。齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠離扭矩輸入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現象。原動機部分為Y系列三相交流異步電動機。 總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工

5、作可靠，此外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。 計 算 與 說 明 結果 三、原動機選擇（Y系列三相交流異步電動機） 工作機所需功率： =0.96 (見課設P9) 傳動裝置總效率：（見課設式2-4） （見課設表12-8） 電動機的輸出功率： （見課設式2-1） 取 選擇電動機為Y132M1-6型 （見課設表19-1） 技術數據：額定功率（） 4 滿載轉矩（） 960 額定轉矩（） 2.0 最大轉矩（） 2.0 Y132M1-

6、6電動機的外型尺寸（mm）： （見課設表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、傳動裝置總體傳動比的確定及各級傳動比的分配 1、 總傳動比： （見課設式2-6） 2、 各級傳動比分配： （見課設式2-7） 初定

7、第二部分 V帶設計 外傳動帶選為 普通V帶傳動 1、 確定計算功率： 1）、由表5-9查得工作情況系數 2）、由式5-23（機設） 2、選擇V帶型號 查圖5-12a(機設)選A型V帶。 3.確定帶輪直徑 （1）、參考圖5-12a（機設）及表5-3（機設）選取小帶輪直徑 （電機中心高符合要求） （2）、驗算帶速 由式5-7（機設） （3）、從動帶輪直徑 查表5-4（機設） 取 （4）、傳動比 i

8、 （5）、從動輪轉速 4.確定中心距和帶長 （1）、按式（5-23機設）初選中心距 取 （2）、按式(5-24機設)求帶的計算基礎準長度L0 　　　　　　 查圖.5-7(機設)取帶的基準長度Ld=2000mm (3)、按式(5-25機設)計算中心距:a (4)、按式（5-26機設）確定中心距調整范圍 5.驗算小帶輪包角α1 由式(5-11機設) 6.確定V帶根數Z (1)、由表（5-7機設）查得dd1=112 n1

9、=800r/min及n1=980r/min時，單根V帶的額定功率分呷為1.00Kw和1.18Kw，用線性插值法求n1=980r/min時的額定功率P0值。 (2)、由表（5-10機設）查得△P0=0.11Kw (3)、由表查得（5-12機設）查得包角系數 (4)、由表(5-13機設)查得長度系數KL=1.03 (5)、計算V帶根數Z，由式（5-28機設） 取Z=5根 7．計算單根V帶初拉力F0，由式（5-29）機設。 q由

10、表5-5機設查得 8．計算對軸的壓力FQ，由式（5-30機設）得 9．確定帶輪的結構尺寸，給制帶輪工作圖 小帶輪基準直徑dd1=112mm采用實心式結構。大帶輪基準直徑dd2=280mm，采用孔板式結構，基準圖見零件工作圖。 第三部分 各齒輪的設計計算 一、高速級減速齒輪設計（直齒圓柱齒輪） 1.齒輪的材料，精度和齒數選擇，因傳遞功率不大，轉速不高，材料按表7-1選取，都采用45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調質，均用軟齒面。齒輪精度用8級，輪齒表面精糙度為Ra1.6，軟齒面閉式傳動，失效形式為占蝕，考慮傳動平穩性，齒數宜取多些，取

11、Z1=34 則Z2=Z1i=34×2.62=89 2.設計計算。 （1）設計準則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。 （2）按齒面接觸疲勞強度設計，由式（7-9） T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.42/384=134794 N·mm 由圖（7-6）選取材料的接觸疲勞，極限應力為 бHILim=580 бHILin=560 由圖 7-7選取材料彎曲疲勞極陰應力 бHILim=230 бHILin=210 應力循環次數N由式（7-3）計算 N1=60n,

12、 at=60×(8×360×10)=6.64×109 N2= N1/u=6.64×109/2.62=2.53×109 由圖7-8查得接觸疲勞壽命系數；ZN1=1.1 ZN2=1.04 由圖7-9查得彎曲 ；YN1=1 YN2=1 由圖7-2查得接觸疲勞安全系數：SFmin=1.4 又YST=2.0 試選Kt=1.3 由式(7-1)(7-2)求許用接觸應力和許用彎曲應力 將有關值代入式(7-9)得 則V1=(πd1

13、tn1/60×1000)=1.3m/s ( Z1 V1/100)=1.3×(34/100)m/s=0.44m/s 查圖7-10得Kv=1.05 由表7-3查和得K A=1.25.由表7-4查得Kβ=1.08.取Kα=1.05.則KH=KAKVKβKα=1.42 ,修正 M=d1/Z1=1.96mm 由表7-6取標準模數：m=2mm (3) 計算幾何尺寸 d1=mz1=2×34=68mm d2=mz2=2×89=178mm a=m(

14、z1＋z2)/2=123mm b=φddt=1×68=68mm 取b2=65mm b1=b2+10=75 3.校核齒根彎曲疲勞強度 由圖7-18查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取Yε=0.7 由式(7-12)校核大小齒輪的彎曲強度. 二、低速級減速齒輪設計（直齒圓柱齒輪） 1.齒輪的材料，精度和齒數選擇，因傳遞功率不大，轉速不高，材料按表7-1選取，都采用45號鋼，鍛選項毛坯，大齒輪、正火處理，小齒輪調質，均用軟齒面。齒輪精度用8級，輪齒表面精糙度為Ra1.6，軟齒面閉式傳動，失效形式為占蝕，考慮傳動平穩性，齒數宜取多些，取Z1=

15、34 則Z2=Z1i=34×3.7=104 2.設計計算。 （1） 設計準則，按齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。 （2）按齒面接觸疲勞強度設計，由式（7-9） T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.20/148=335540 N·mm 由圖（7-6）選取材料的接觸疲勞，極限應力為 бHILim=580 бHILin=560 由圖 7-7選取材料彎曲疲勞極陰應力 бHILim=230 бHILin=210 應力循環次數N由式（7-3）計算 N1=60n at=60×148×(8

16、×360×10)=2.55×109 N2= N1/u=2.55×109/3.07=8.33×108 由圖7-8查得接觸疲勞壽命系數；ZN1=1.1 ZN2=1.04 由圖7-9查得彎曲 ；YN1=1 YN2=1 由圖7-2查得接觸疲勞安全系數：SFmin=1.4 又YST=2.0 試選Kt=1.3 由式(7-1)(7-2)求許用接觸應力和許用彎曲應力 將有關值代入式(7-9)得 則V1=(πd1tn1/60×1000)=0.55m/s

17、 ( Z1 V1/100)=0.55×(34/100)m/s=0.19m/s 查圖7-10得Kv=1.05 由表7-3查和得K A=1.25.由表7-4查得Kβ=1.08.取Kα=1.05.則KH=KAKVKβKα=1.377 ,修正 M=d1/Z1=2.11mm 由表7-6取標準模數：m=2.5mm (3) 計算幾何尺寸 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

18、齒根彎曲疲勞強度 由圖7-18查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取Yε=0.7 由式(7-12)校核大小齒輪的彎曲強度. 總結：高速級 z1=34 z2=89 m=2 低速級 z1=34 z2=104 m=2.5 第四部分 軸的設計 高速軸的設計 1.選擇軸的材料及熱處理 由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求故選擇常用材料45鋼,調質處理. 2.初估軸徑 按扭矩初估軸的直徑,查表10-2,得c=106至117,考慮到安裝聯軸器的軸段僅受扭矩作用.取c=110則: D1min= D2min= D3m

19、in= 3.初選軸承 1軸選軸承為6008 2軸選軸承為6009 3軸選軸承為6012 根據軸承確定各軸安裝軸承的直徑為: D1=40mm D2=45mm D3=60mm 4.結構設計(現只對高速軸作設計,其它兩軸設計略,結構詳見圖)為了拆裝方便,減速器殼體用剖分式,軸的結構形狀如圖所示. (1).各軸直徑的確定 初估軸徑后,句可按軸上零件的安裝順序,從左端開始確定直徑.該軸軸段1安裝軸承6008,故該段直徑為40mm。2段裝齒輪，為了便于安裝，取2段為44mm。齒輪右端用軸肩固定，計算得軸肩的高度為4.5mm，取3段為53mm。5段裝軸承，直徑和1段一樣為40mm。4段

20、不裝任何零件，但考慮到軸承的軸向定位，及軸承的安裝，取4段為42mm。6段應與密封毛氈的尺寸同時確定，查機械設計手冊，選用JB/ZQ4606-1986中d=36mm的毛氈圈，故取6段36mm。7段裝大帶輪，取為32mm>dmin 。 （2）各軸段長度的確定 軸段1的長度為軸承6008的寬度和軸承到箱體內壁的距離加上箱體內壁到齒輪端面的距離加上2mm，l1=32mm。2段應比齒輪寬略小2mm，為l2=73mm。3段的長度按軸肩寬度公式計算l3=1.4h；去l3=6mm，4段：l4=109mm。l5和軸承6008同寬取l5=15mm。l6=55mm，7段同大帶輪同寬，取l7=90mm。其中l4

21、，l6是在確定其它段長度和箱體內壁寬后確定的。 于是，可得軸的支點上受力點間的跨距L1=52.5mm，L2=159mm，L3=107.5mm。 （3）.軸上零件的周向固定 為了保證良好的對中性，齒輪與軸選用過盈配合H7/r6。與軸承內圈配合軸勁選用k6，齒輪與大帶輪均采用A型普通平鍵聯接，分別為16*63 GB1096-1979及鍵10*80 GB1096-1979。 （4）.軸上倒角與圓角 為保證6008軸承內圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據軸承手冊的推薦，取軸肩圓角半徑為1mm。其他軸肩圓角半徑均為2mm。根據標準GB6403.4-1986，軸的左右端倒角均為1*45。。 5

22、.軸的受力分析 （1） 畫軸的受力簡圖。 （2） 計算支座反力。 Ft=2T1/d1= Fr=Fttg20。=3784 FQ=1588N 在水平面上 FR1H= FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N 在垂直面上 FR1V= Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N （3） 畫彎矩圖 在水平面上，a-a剖面左側 MAh=FR1Hl3=96652.5=50.715N·m a-a剖面右側 M’Ah=FR2Hl2=411153=62.88 N·m 在垂直面上 MAv=M’AV=FR1Vl2=352×153=53

23、.856 N·m 合成彎矩，a-a剖面左側 a-a剖面右側 畫轉矩圖 轉矩 3784×（68/2）=128.7N·m 6.判斷危險截面 顯然，如圖所示，a-a剖面左側合成彎矩最大、扭矩為T，該截面左側可能是危險截面；b-b截面處合成灣矩雖不是最大，但該截面左側也可能是危險截面。若從疲勞強度考慮，a-a，b-b截面右側均有應力集中，且b-b截面處應力集中更嚴重，故a-a截面左側和b-b截面左、右側又均有可能是疲勞破壞危險截面。 7.軸的彎扭合成強度校核 由表10-1查得 (1)a-a剖面左側 3=0.1×443=8.5184m3 =14.57 （2）

24、b-b截面左側 3=0.1×423=7.41m3 b-b截面處合成彎矩Mb: =174 N·m =27 8.軸的安全系數校核:由表10-1查得(1)在a-a截面左側 WT=0.2d3=0.2×443=17036.8mm3 由附表10-1查得由附表10-4查得絕對尺寸系數;軸經磨削加工, 由附表10-5查得質量系數.則 彎曲應力 應力幅 平均應力 切應力 安全系數 查表10-6得許用安全系數=1.3～1.5,顯然S>,故a-a剖面安全. (2)b-b截面右側 抗彎截面系數3=0.1×533=14.887m3

25、 抗扭截面系數WT=0.2d3=0.2×533=29.775 m3 又Mb=174 N·m,故彎曲應力 切應力 由附表10-1查得過盈配合引起的有效應力集中系數 。 則 顯然S>,故b-b截面右側安全。 （3）b-b截面左側 WT=0.2d3=0.2×423=14.82 m3 b-b截面左右側的彎矩、扭矩相同。 彎曲應力 切應力 （D-d）/r=1 r/d=0.05，由附表10-2查得圓角引起的有效應力集中

26、系數。由附表10-4查得絕對尺寸系數。又。則 顯然S>,故b-b截面左側安全。 第五部分 校 核 高速軸軸承 FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N 軸承的型號為6008，Cr=16.2 kN 1） FA/COr=0 2） 計算當量動載荷 查表得fP=1.2徑向載荷系數X和軸向載荷系數Y為X=1，Y=0 =1.2×（1×352）=422.4 N 3） 驗算6008的壽命 驗算右邊軸承

27、 鍵的校核 鍵1 10×8 L=80 GB1096-79 則強度條件為 查表許用擠壓應力 所以鍵的強度足夠 鍵2 12×8 L=63 GB1096-79 則強度條件為 查表許用擠壓應力 所以鍵的強度足夠 聯軸器的選擇 聯軸器選擇為TL8型彈性聯軸器 GB4323-84 減速器的潤滑 1.齒輪的潤滑 因齒輪的圓周速度<12 m/s，所以才用浸油潤滑的潤滑方式。 高速齒輪浸入油里約0.7個齒高，但不小于10mm，低速級齒輪浸入油高度約為1個齒高（不小于10mm），1/6齒

28、輪。 2．滾動軸承的潤滑 因潤滑油中的傳動零件（齒輪）的圓周速度V≥1.5～2m/s所以采用飛濺潤滑， 第六部分 主要尺寸及數據 箱體尺寸: 箱體壁厚 箱蓋壁厚 箱座凸緣厚度b=15mm 箱蓋凸緣厚度b1=15mm 箱座底凸緣厚度b2=25mm 地腳螺栓直徑df=M16 地腳螺栓數目n=4 軸承旁聯接螺栓直徑d1=M12 聯接螺栓d2的間距l=150mm 軸承端蓋螺釘直徑d3=M8 定位銷直徑d=6mm df 、d1 、d2至外箱壁的距離C1=18mm、18 mm、13 mm df、d2至凸緣邊緣的距離C2=16mm、11 mm 軸承旁凸臺半徑R1=11

29、mm 凸臺高度根據低速軸承座外半徑確定 外箱壁至軸承座端面距離L1=40mm 大齒輪頂圓與內箱壁距離△1=10mm 齒輪端面與內箱壁距離△2=10mm 箱蓋，箱座肋厚m1=m=7mm 軸承端蓋外徑D2 ：凸緣式端蓋：D+（5～5.5）d3 以上尺寸參考機械設計課程設計P17～P21 傳動比 原始分配傳動比為：i1=2.62 i2=3.07 i3=2.5 修正后 ：i1=2.5 i2=2.62 i3=3.07 各軸新的轉速為 ：n1=960/2.5=3.84 n2=384/2.61=147

30、 n3=147/3.07=48 各軸的輸入功率 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 各軸的輸入轉矩 T1=9550Pdi1η8η7/nm=9550×5.5×2.5×0.95×0.99=128.65 T2= T1 i2η6η5=128.65×2.62×0.97×0.99=323.68 T3= T2 i3η4η3=323.68×3.07×0.

31、97×0.99=954.25 T4= T3 η2η1=954.23×0.99×0.99=935.26 軸號 功率p 轉矩T 轉速n 傳動比i 效率η 電機軸 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 工作機軸 4.90 935.26 48 1 0.98 齒輪的結構尺寸 兩小齒輪采用實心結構 兩大齒輪采用復板式結構 齒輪z1尺寸 z=34 d1=68 m

32、=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 齒輪z2的尺寸 由軸可 得d2=178 z2=89 m=2 b=65

33、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

34、R=5 c=0.2b=0.2×65=13 齒輪3尺寸 由軸可得, 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 齒輪4寸 由軸可

35、得 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

36、=0.25(D0-D3)=0.25×(235-102.4)=33.15 r=5 c=0.2b=0.2×85=17 參考文獻： 《機械設計》徐錦康 主編 機械工業出版社 《機械設計課程設計》陸玉 何在洲 佟延偉 主編 第3版 機械工業出版社 《機械設計手冊》 設計心得 機械設計課程設計是機械課程當中一個重要環節通過了3周的課程設計使我從各個方面都受到了機械設計的訓練，對機械的有關各個零部件有機的結合在一起得到了深刻的認識。 由于在設計方面我們沒有經驗，理論知識學的不牢固，在設計中難免會出現這樣那樣的問題，如：在選擇計算標準件是可能會出現誤差，如果是聯系緊密或者循序漸進的計算誤差會更大，在查表和計算上精度不夠準 在設計的過程中，培養了我綜合應用機械設計課程及其他課程的理論知識和應用生產實際知識解決工程實際問題的能力，在設計的過程中還培養出了我們的團隊精神，大家共同解決了許多個人無法解決的問題，在這些過程中我們深刻地認識到了自己在知識的理解和接受應用方面的不足，在今后的學習過程中我們會更加努力和團結。 由于本次設計是分組的，自己獨立設計的東西不多，但在通過這次設計之后，我想會對以后自己獨立設計打下一個良好的基礎。