带式运输机传动装置设计

1、目录设计任务书 (2第一部分传动装置总体设计 (4第二部分 V带设计 (6第三部分各齿轮的设计计算 (9第四部分轴的设计 (13第五部分校核 (19第六部分主要尺寸及数据 (21设计任务书一、课程设计题目:设计带式运输机传动装置(简图如下 原始数据: 工作条件:连续单向运转,工作时有轻微振动,使用期限为10年,小批量生产,单班制工作(8小时/天。运输速度允许误差为%。5二、课程设计内容1传动装置的总体设计。2传动件及支承的设计计算。3减速器装配图及零件工作图。4设计计算说明书编写。每个学生应完成:1部件装配图一张(A1。2零件工作图两张(A33设计说明书一份(60008000字。本组设计数据:

2、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 。已给方案:外传动机构为V带传动。减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。第一部分传动装置总体设计一、传动方案(已给定1外传动为V带传动。2减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。3方案简图如下: 二、该方案的优缺点:该工作机有轻微振动,由于V带有缓冲吸振能力,采用V带传动能减小振动带来的影响,并且该工作机属于小功率、载荷变化不大,可以采用V带这种简单的结构,并且价格便宜,标准化程度高,大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速,这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称,要求

3、轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边,以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为Y系列三相交流异步总体来讲,该传动方案满足工作机的性能要求,适应工作条件、工作可靠,此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。 235 四、传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配1、 总传动比:i a (见课设式2-62048960=nn i m a 2、 各级传动比分配: (见课设式2-7i i i i a 321=第二部分 V 带设计外传动带选为 普通V 带传动 1、 确定计算功率:P ca1、由表5-9查得工作情况系数 1.1=K A2、选择V 带型号查图5-12a

4、(机设选A 型V 带。 3.确定带轮直径da 1d a 2(1、参考图5-12a (机设及表5-3(机设选取小带轮直径 mm d a 1121=Hda <21(电机中心高符合要求(2、验算带速 由式5-7(机设 sm dn V a -=11160(3、从动带轮直径 d a 2mmd i d=查表5-4(机设 取mm d a 2802= (4、传动比 i5.211228012=dda a i(5、从动轮转速min 1123805.2960-=R nn i4.确定中心距a 和带长L d(1、按式(5-23机设初选中心距(d d a d d a a a a 2102127.0+ 7874.27

5、40a 取mma7000=(2、按式(5-24机设求带的计算基础准长度L0m m m md d d d d d d d a L19607004112280(280112(27002(2(2222212100-+=+=查图.5-7(机设取带的基准长度Ld=2000mm (3、按式(5-25机设计算中心距:amm mm a L L a d20.7219602000700(2=-+=-+=(4、按式(5-26机设确定中心距调整范围 mmmm a L a d 780200003.0720(03.0max =+=+= mm mm a L a d 6902000015.0720(015.0min =-=-

6、=5.验算小带轮包角1 由式(5-11机设=-21ad d d d 6.确定V 带根数Z(1、由表(5-7机设查得dd1=112 n1=800r/min 及n1=980r/min 时,单根V 带的额定功率分呷为1.00Kw 和1.18Kw用线性插值法求n1=980r/min 时的额定功率P0值。KwKw P 16.1800960(80098000=(2、由表(5-10机设查得P0=0.11Kw(3、由表查得(5-12机设查得包角系数96.0k (4、由表(5-13机设查得长度系数KL=1.03 (5、计算V 带根数Z ,由式(5-28机设49.403.5(0+=+KK P P PLcaZ 取Z

7、=5根7.计算单根V 带初拉力F0,由式(5-29机设。N q VZ v K P F aca 16015.2(50020=+-=q 由表5-5机设查得8.计算对轴的压力FQ ,由式(5-30机设得 N N Z F F Q 15882160sin 16052(2sin 210=9.确定带轮的结构尺寸,给制带轮工作图小带轮基准直径d d1=112mm 采用实心式结构。大带轮基准直径d d2=280mm ,采用孔板式结构,基准图见零件工作图。第三部分 各齿轮的设计计算一、高速级减速齿轮设计(直齿圆柱齿轮1.齿轮的材料,精度和齿数选择,因传递功率不大,转速不高,材料按表7-1选取,都采用45号钢,锻选

8、项毛坯,大齿轮、正火处理,小齿轮调质,均用软齿面。齿轮精度用8级,轮齿表面精糙度为Ra1.6,软齿面闭式传动,失效形式为占蚀,考虑传动平稳性,齿数宜取多些,取Z1=34 则Z2=Z1i=34×2.62=892.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(7-931112u u dK H t ZZ Z daEZ Ht±=T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.42/384=134794 N mm由图(7-6选取材料的接触疲劳,极限应力为HILim =580 H

9、ILin =560 由图 7-7选取材料弯曲疲劳极阴应力 HILim =230 HILin =210 应力循环次数N 由式(7-3计算N 1=60n, at=60×(8×360×10=6.64×109 N 2= N1/u=6.64×109/2.62=2.53×109 由图7-8查得接触疲劳寿命系数;Z N1=1.1 Z N2=1.04 由图7-9查得弯曲 ;Y N1=1 Y N2=1由图7-2查得接触疲劳安全系数:S Fmin =1.4 又Y ST =2.0 试选Kt=1.3由式(7-1(7-2求许用接触应力和许用弯曲应力PZS aN

10、 H H mM6381min lim=PZSaN H H H M5822minlim2= P YSY a N F STlinF F K 3281min 11=PYSY aN F STlinF F M3002min22=将有关值代入式(7-9得10.6512(31221=±=uu dt H E U tT K Z Z Z d 则V1=(d1tn1/60×1000=1.3m/s( Z1 V1/100=1.3×(34/100m/s=0.44m/s查图7-10 .1311=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&#

11、215;34=68mmd2=mz2=2×89=178mma=m(z1+z2/2=123mm b=ddt=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查得,YFS1=4.1,YFS2=4.0 取Y =0.7 由式(7-12校核大小齿轮的弯曲强度.13232137.122F adF P MmZ K =2121254.391.40.453.40F aFS FS F F P YY M =二、低速级减速齿轮设计(直齿圆柱齿轮1.齿轮的材料,精度和齿数选择,因传递功率不大,转速不高,材料按表7-1选取,都采用45正火处理,小齿轮调质,

12、均用软齿面。齿轮精度用8级,轮齿表面精糙度为Ra1.6,软齿面闭式传动,失效形式为占蚀,考虑传动平稳性,齿数宜取多些,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(7-931112u u dK H t ZZ Z daEZ Ht±=T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.20/148=335540 N mm由图(7-6选取材料的接触疲劳,极限应力为HILim =580 HILin =560 由图 7-7选

13、取材料弯曲疲劳极阴应力HILim =230 HILin =210 应力循环次数N 由式(7-3计算N 1=60n at=60×148×(8×360×10=2.55×109 N 2= N1/u=2.55×109/3.07=8.33×108由图7-8查得接触疲劳寿命系数;ZN1=1.1 Z N2=1.04 由图7-9查得弯曲 ;Y N1=1 Y N2=1由图7-2查得接触疲劳安全系数:S Fmin =1.4 又Y ST =2.0 试选Kt=1.3由式(7-1(7-2求许用接触应力和许用弯曲应力PZS aN H H mM5801m

14、in lim=PZSaN H H H M5862minlim2=P Y SY a N F STlinF F K 3281min11=PYSY aN F STlinF F M3002min22=将有关值代入式(7-9得mmuu dt H E U tT K Z Z Z d 43.7012(31221=±=则V1=(d1tn1/60×1000=0.55m/s( Z1 V1/100=0.55×(34/100m/s=0.19m/s.1311=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

15、 d2=mz2=2.5×104=260mm a=m(z1+z2/2=172.5mm b=ddt=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查得,Y FS1=4.1,Y FS2=4.0 取Y =0.7 由式(7-12校核大小齿轮的弯曲强度.13232137.122F adF P MmZ K = 212128.1241.40.49.127F aFS FS F F P YYM =总结:高速级 z1=34 z2=89 m=2 低速级 z1=34 z2=104 m=2.5第四部分 轴的设计高速轴的设计1.选择轴的材料及热处理由于

16、减速器传递的功率不大,对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.2.初估轴径按扭矩初估轴的直径,查表10-2,得c=106至117,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取c=110则:D1min=1103=n p c 27mm 38442.53=D2min=1103=np c 36mm 14820.53=D3min=1103=n p c 52mm 4800.53=3.初选轴承1轴选轴承为6008 2轴选轴承为6009 3轴选轴承为6012根据轴承确定各轴安装轴承的直径为: D2=45mmD3=60mm4.结构设计(现只对高速轴作设计,其它两轴设计略,结构详见图为了拆装方便,减速

17、器壳体用剖分式,轴的结构形状如图所示.(1.各轴直径的确定初估轴径后,句可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴段1安装轴承6008,故该段直径为40mm。2段装齿轮,为了便于安装,取2段为44mm。齿轮右端用轴肩固定,计算得轴肩的高度为4.5mm,取3段为53mm。5段装轴承,直径和1段一样为40mm。4段不装任何零件,但考虑到轴承的轴向定位,及轴承的安装,取4段为42mm。6段应与密封毛毡的尺寸同时确定,查机械设计手册,选用JB/ZQ4606-1986中d=36mm的毛毡圈,故取6段36mm。7段装大带轮,取为32mm>dmin 。(2各轴段长度的确定轴段1的长度为轴承60

18、08的宽度和轴承到箱体内壁的距离加上箱体内壁到齿轮端面的距离加上2mm,l1=32mm。2段应比齿轮宽略小2mm,为l2=73mm。3段的长度按轴肩宽度公式计算l3=1.4h;去l3=6mm,4段:l4=109mm。l5和轴承6008同宽取l5=15mm。l6=55mm,7段同大带轮同宽,取l7=90mm。其中l4l6是在确定其它段长度和箱体内壁宽后确定的。于是,可得轴的支点上受力点间的跨距L1=52.5mm,L2=159mm ,L3=107.5mm 。 (3.轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性,齿轮与轴选用过盈配合H7/r6。与轴承内圈配合轴劲选用k6,齿轮与大带轮均采用A 型普通平键联

19、接,分别为16*63 GB1096-1979及键10*80 GB1096-1979(4.轴上倒角与圆角为保证6008轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面,根据轴承手册的推荐,取轴肩圆角半径为1mm 。其他轴肩圆角半径均为2mm 根据标准GB6403.4-1986,轴的左右端倒角均为1*45。5.轴的受力分析(1 画轴的受力简图。(2 计算支座反力。Ft=2T1/d1=N 37846865.1282=Fr=Fttg20。=3784N 13773639.0=FQ=1588N在水平面上F R2H =Fr-FR1H=1377-966=411N在垂直面上FR1V=N l l lF tFr2V=Ft- FR1V

20、=1377-352=1025N(3 画弯矩图在水平面上,a-a 剖面左侧 M Ah =FR1Hl3=96652.5=50.715N ma-a 剖面右侧M Ah =FR2Hl2=411153=62.88 N m在垂直面上MAv=M AV=FR1Vl2=352×153=53.856 N m合成弯矩,a-a 剖面左侧=画转矩图转矩 =2/d T F t 3784×(68/2=128.7N m6.判断危险截面显然,如图所示,a-a 剖面左侧合成弯矩最大、扭矩为T 该截面左侧可能是危险截面;b-b 但该截面左侧也可能是危险截面。若从疲劳强度考虑,a-a ,b-b 截面右侧均有应力集中

21、,且b-b 截面处应力集中更严重,故a-a 截面左侧和b-b 截面左、7.轴的弯扭合成强度校核由表10-1查得MPab 601=-= MPa b 1000= 6.01006001=-=bb a (1a-a 剖面左侧d W 1.0=3=0.1×443=8.5184m3 .128742222+=+=W aT M e =14.57 MPa (2b-b 截面左侧d W 1.0=3=0.1×423=7.41m3需完整说明书和图纸找扣扣 二五一一三三四零八此处省略 NNNNNNNNNNNN1 字2 计算当量动载荷(F F f P A R P r Y X +=查表得fP=1.2径向载荷系

22、数X 和轴向载荷系数Y 为X=1,(F F f P A R P r Y X +=1.2×(1×352=422.4 N3 验算6008的寿命288002448486384166674.4221620033>= =L h验算右边轴承键的校核键1 10×8 L=80 GB1096-79则强度条件为查表许用挤压应力MPa p 110= 所以键的强度足够键2 12×8 L=63 GB1096-79则强度条件为MPa lk d T p所以键的强度足够联轴器的选择联轴器选择为TL8型弹性联轴器 GB4323-84 减速器的润滑1.齿轮的润滑因齿轮的圆周速度<

23、;12 m/s ,所以才用浸油润滑的润滑方式。高速齿轮浸入油里约0.7个齿高,但不小于10mm ,低速级齿轮浸入油高度约为1个齿高(不小于10mm ,1/6齿轮。2.滚动轴承的润滑因润滑油中的传动零件(齿轮的圆周速度V 1.52m/s 所以采用飞溅润滑,第六部分 主要尺寸及数据箱体尺寸:箱体壁厚mm 10=箱盖壁厚mm 81= 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地脚螺栓直径df=M16地脚螺栓数目n=4轴承旁联接螺栓直径d1=M12联接螺栓d2的间距l=150mm轴承端盖螺钉直径d3=M8定位销直径d=6mmdf 、d1 、d2至外箱壁的距离C1=1

24、8mm 、18 mm 、13 mm df 、d2至凸缘边缘的距离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大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+(55.5d3 以上尺寸参考机械设计课程设计P17P21传动比原始分配传动比为:i1=2.62 i2=3.07 i3=2.5 修正后 :i1=2.5 i2=2.62 i3=3.07 两小齿轮采用实心结构两大齿轮采用复板式结构齿轮z1尺寸z=34 d1=68 m=2 d=44 b=

25、75d1=68ha=ha*m=1×2=2mmhf=( ha*+c*m=(1+0.25×2=2.5mmh=ha+hf=2+2.5=4.5mmda=d1+2ha=68+2×2=72mmdf=d1-2hf=68-2×2.5=63p=m=6.28mms=m/2=3.14×2/2=3.14mme=m/2=3.14×2/2=3.14mmc=c*m=0.25×2=0.5mm齿轮z2的尺寸由轴可得d2=178 z2=89 m=2 b=65 d4=49ha=ha*m=1×2=2mmh=ha+hf=2+2.5=4.5mmhf=(1+0

26、.5×2=2.5mmda=d2+2ha=178+2×2=182df=d1-2hf=178-2×2.5=173p=m=6.28mms=m/2=3.14×2/2=3.14mm e=m/2=3.14×2/2=3.14mm c=c*m=0.25×2=0.5mmDT12021624.78230=+=+DDD31.6D4=1.6×49=78.4D0da-10mn=182-10×2=162D20.25(D0-D3=0.25(162-78.4=20R=5 c=0.2b=0.2×65=13齿轮3尺寸由轴可得, d=49 d3=85 z3=34 m=2.5 b=95ha =ha*m=1×2.5=2.5h=ha+hf=2.5+3.125=5.625hf=(ha*+c*m=(1+0.25×2.5=3.125da=d3+2ha=85+2×2.5=90df=d1-2hf=85-2×3.125=78.75p=m