机械大学设计带式输送机传动装置设计

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设计任务书课程设计题目:设计带式运输机传动装置(简图如下)1,0TI1原始数据:数据编号35710运输机工作转矩 T/(N.m)690630760620运输机带速V/(m/s)0.80.90.750.9卷筒直径D/mm320380320360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

2、）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（A3）3）设计说明书一份（60008000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、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

3、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系列三相交流异步电动机。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、成本低传动效率高结果计算与说明三、原动机选择（Y系列三相交流异步电动机）工作机所需功率：Pwn w =0.96（见课设 P9）V _0.8二D " 3.14 0.32二4

4、8 R. min传动装置总效率：耳a （见课设式2-4 ）H1 23478广0.992心93=0.99 厂°.97< 0-996 =0.97=0.99-0.95（见课设表 12-8）780.99 0.99 0.99 0.97 0.99 0.97 0.99 0.95 =0.85a电动机的输出功率：pd（见课设式2-1）pd = 3.6 丸 4.23Kw 取 Pd =5.5KwPd0.85PdKwa选择电动机为Y132M1-6型（见课设表19-1）技术数据：额定功率（Kw）4满载转矩（rmin ）960额定转矩（N m）_2.0_ 最大转矩（N m）2.0Y132M1-6电动机的外

5、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：ja（见课设式2-6 ）篇皿竺=20a n 482、各级传动比分配：（见课设式2-7）ia 二il i2 i3ia=20=262 3.07 2.5初定 "=2.62i3.07i 3 二2.5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：Pca1 ）、由表5-9查得工作情况系

6、数 Ka=1.12）、由式 5-23 （机设）Pca 二 Ka 卩九仔5."5.6%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 dai da2（1）、参考图5-12a （机设）及表5-3 （机设）选取小带轮直径 da1=112mmdji : h2（电机中心高符合要求）（2）、验算带速由式5-7 （机设） ”兀 d ai 960 汉兀 x 112 V1 一 60 1000 一 60 10005.63Jms(3 )、从动带轮直径 da2da2=i da1 =2.61 汇112 = 293.24mm查表5-4 (机设)取da280mm(4)、传动比 ida1 11

7、2(5 )、从动轮转速n1960n2 丁2.5380 R mindJ4. 确定中心距a和带长Ldamax=a 003Ld二(720 0.03 2000)mm 二 780mmamin二 a - 0.015 Ld二(720 - 0.015 2000) mm 二 690mm5. 验算小带轮包角a 1由式（5-11机设）d d 2 d d 11180 山 360" =166 _120a6. 确定V带根数Z（1）、由表（5-7 机设）查得 dd1=112n1=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

8、/min时的额定功率P0值。1.181.00P0 =（1.00（960 -800）Kw =1.16Kw980 -800（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 k 0.96、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)ZPca(P。' P0)K Kl=5.56-(1.16 0.11) 0.96 1.034.49取Z=5根7 .计算单根V带初拉力F0，由式（5-29）机设。Pca 2.52F 0 = 500 ca （1） qv 160N厂。VZ KaVq由表5-5机设查得8.计算对轴的

9、压力FQ,由式（5-30机设）得.°F q 2Z F osin 2=(2 5 160 sin 竺)N =1588N29 .确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图小带轮基准直径ddi = 112mm采用实心式结构。大带轮基准直径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

10、取多些，取Z仁34 则Z2=Z1i=34 X2.62=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（7-9 ）d1t3 Z H Zz Ze 2Kt1a U 一1 *duT1=9.55 X106 XP/n二9.55 X106 0.42/384=134794 N mm由图（7-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为由图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Ni=60n, at=60 X(8 >360 X1O)=6.64 X109N2=

11、N1/u=6.64 >09/2.62=2.53 X09由图7-8查得接触疲劳寿命系数；Zn1 = 1.1 Zn2=1.04由图7-9查得弯曲；YN1 = 1 YN2=1由图7-2查得接触疲劳安全系数：SFmin=1.4又丫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m'AZN1=638M PaminH2艷 Zn2=582M PaH minFU_L1YsTYN328KpaminF2MT Yn2=300M PaF min将有关值代入式(7-9)得-65.10则 V1=( nd1tn1/60 X1000)=1.3m/s(Z1 V1/100)=1.3

12、 X34/100)m/s=0.44m/s查图7-10得Kv=1.05由表7-3查和得 K A=1.25.由表7-4查得 K B=1.08.取 K a=1.05.贝S KH=KAKVK pK a=1.42 ,修正di 二M=d1/Z 仁 1.96mm由表7-6取标准模数：m=2mm(3)计算几何尺寸d1=mz1=2 X34=68mmd2=mz2=2 X39=178mma=m(z1 + z2)/2=123mmb=切dt=1 X58=68mm取 b2=65mm b仁b2+10=753. 校核齿根弯曲疲劳强度由图 7-18 查得，YFS1=4.1，YFS2=4.0 取 Y F0.7由式(7-12)校核

13、大小齿轮的弯曲强度F1F22K 二23dZ1m2 1.37 1367841 342234.1 0.7-40.53M pa _FJ#=40.53 囁=39甸二、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号钢，锻选项毛坯，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 Z仁34则 Z2=Z1i=34 X3.7=1042. 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

14、齿面接触疲劳强度设计，由式(7-9)dit3 Z H ZZ ZE 2K ta u -1 H uT1=9.55 X106 xP/n=9.55 X106 X5.20/148=335540 N mm由图(7-6)选取材料的接触疲劳，极限应力为OdlLim =580OdlLin =560由图7-7选取材料弯曲疲劳极阴应力OdlLim =230OdlLin =210应力循环次数N由式(7-3)计算N1=60n at=60 X148 X(8 X360 X10)=2.55 X109N2= N1/u=2.55 X109/3.07=8.33 X08由图7-8查得接触疲劳寿命系数；ZN1 = 1.1 Z N2=1

15、.04由图7-9查得弯曲；YN1=1 YN2 = 1由图7-2查得接触疲劳安全系数：SFmin = 1.4又Yst=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丨 m皿 Zn1=580M PaSH minL H2 込 Zn2=586M PaSH minL FYN328KpaSf minF 2lin 丫 STminN2= 300M pa将有关值代入式(7-9)得dit2KTu 1© ud二 70.43mm则 V1=( nd1tn1/60 X1000)=0.55m/s(Z1 V1/100)=0.55 x(34/100)m/s=0.19m/s查图7-10得K

16、v=1.05 由表7-3查和得K A=1.25.由表7-4查得 K B=1.08.取 K a=1.05.贝S KH=KAKVK pK a=1.377，修正M=d1/Z 1= 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 X34=85mmd2=mz2=2.5 X04=260mma=m(z1 + z2)/2=172.5mmb= ©ddt=1 XJ5=85mm取 b2=85mm b仁b2+10=953. 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F1F

17、22K 二dZim32 1.373355401 3422.534.1 0.7=127.9MYf =127.9 40 =124.8MY FS14.1Pa F2总结：咼速级 z仁34z2=89m=2低速级 z仁 34z2=104m=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:D1mi n=nW囂=27mmD2min二3 1Lo=p nc3.5236mm148D3m in二3.初选轴承

18、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

19、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6008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I2=73mm。3段的长度按轴肩宽度公式 计算 I3=1.4h ;去 l3=6mm，4 段：l4=109mm。15 和轴承 6008 同宽取l5=15mm。l6=55mm，7段同大带轮同宽，取l7=90mm。 其中l4，l6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 , L

20、3=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 联接，分别为 16*63GB1096-1979 及 键 10*80GB1096-1979。(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/d 1 =2 128.6568= 3784NFr=Fttg

21、20。=3784 0.3639 =1377NFQ=1588N在水平面上F r|3378452.5Fr1H = 121315352.5= 966NFr2h =Fr-FR1H=1377-966=411N在垂直面上FtT3FR1V= I2 I3137752.5352N15352.5Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N(3) 画弯矩图在水平面上，a-a剖面左侧MAh二FR1HI3=96652.5=50.715N ma-a剖面右侧M 'h=FR2HI2=411153=62.88 N m在垂直面上MAv=M W=FR1Vl2=352 X153=53.856 N m合成弯矩，a-

22、a剖面左侧；2'22M M ah M av50.715 53.856 = 73.97 N ma-a剖面右侧' '2 '2 2 2MaMaH Mav 二 62.88 53.856 =82.79N m画转矩图转矩 T=Ft d/2=3784 X (58/2) =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截面处合成湾矩虽不是最大， 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，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、右侧又均

23、有可能是疲劳破坏危险截面。7. 轴的弯扭合成强度校核由表 10-1 查得弘丨-i60MPa '"o'=1OOMPaa'呀0”=6%00=0.6(1)a-a剖面左侧W =01d 3=0.1 X443=8.5184m3：M 2+（aT） 、加血6辺 128.728.5184= 14.57（2）b-b截面左侧W =°.1d 3=0.1 X423=7.41m3b-b截面处合成弯矩Mb:，|2 -42.5153 -42.5282.7952 5 =174 N m M 2（aT）2 = 1742 a6 128.7?7.41=27 MPa 卜8.轴的安全系数校核：由

24、表 10-1 查得厂 650MP斗厂 300MPa,，55MPa°2在 a-a截面左侧WT=0.2d3=0.2 >443=17036.8mm3由附表10-1查得KrK1.63,由附表10-4查得绝对尺寸系数飞=0.81,；厂°.76；轴经磨削加工，由附表10-5查得质量系数1.则M_ 73.97 _弯曲应力 X _b W8.5184应力幅匚a =匚b=8.68MPa平均应力-0mT128.7切应力-T _Wt17.0368= 7.57MPaa8.68MPaT 7.57m 22 ".79MPa安全系数300=281.0 0.81 88 02 01551633.

25、79 0.1 3.791.0 0.76-18.2228 18.22S = S2 S 2 二 2SIS28 18.222 二伍27查表10-6得许用安全系数S1=1.31.5,显然S> S1,故a-a剖面安全.(2)b-b截面右侧抗弯截面系数 W ".1d 3=0.1 X533=14.887m3抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2 X533=29.775 m3又Mb=174 N m,故弯曲应力(JM b 174= 11.7MPa14.887CJ-11.7MPaCTm=0切应力128 = 4.32MPaWt 29.775T =2.16MPa2由附表 10-1查得过盈配合引起的有效

26、应力集中系数K ；- 2.6, K _ 1.89,._ = 0.81, ； =0.76,，1.0；r=0.2,丁-0.1u<JT2.6300= 37.74I '八市而117 0 0S=十P _ v a t m 1.0 x 0.761551 892.16 0.1 2.16= 27.74s = S；S37.74 27.74S；S37.74227.74厂处显然S> 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 m3b-b截面左右侧的弯矩、扭矩相同。弯曲应力= 23.48MPa切应力128 7Wt8.68MPa14.82T =4

27、.34MPa2(D-d) /r=1r/d=0.05，由附表10-2查得圆角引起的有效应力集中系数K广g&KT.36。由附表10-4查得绝对 尺寸系数飞巾83778。又一 1.0W0.1。则3001.48= 7.161.0 0.83 2348 02 0S KKt+屮p s v a t m 1.0x0.78 X1551 364.34 0.1 4.349= 19.387.16 19.3822 二 22 =6.72Sc S7.16 19.38显然S> S 故b-b截面左侧安全。第五部分校Fr|3FR1H 二|2 +3Z8±2=966n153 52.5高速轴轴承FR1V 二 Ft

28、 T3 二FR2H二Fr-FR1H=1377-966=411N1377 x 52 5137752.5 =352N21315352.5Fr2v=Ft- Fr1v = 1377-352=1025N轴承的型号为6008 , Cr=16.2 kN1)FA/COr=02)计算当量动载荷f P X Fr YFa查表得fP=1.2径向载荷系数X和轴向载荷系数丫为X=1，Y=0Pr f p(x Fr*yFa)=1.2 x(1 X352) =422.4 N3)验算6008的寿命16667 16200Lh _ 3843<422.4=244848628800验算右边轴承Lh1666738431620031.2

29、 1025= 99177 28800键的校核键 110 >8L=80GB1096-79则强度条件为2T/d 2 128.65/0.032p33.5MPap Ik0.08 0.003查表许用挤压应力】=110MPap所以键的强度足够键 2 12 >8L=63GB1096-79则强度条件为2T/d 2 128.65/0.044c p30.95MPap Ik 0.063 0.003查表许用挤压应力110MPap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12 m/s，所以才用浸油润滑的润滑方 式。高速齿轮浸入油里

30、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羽.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：=10mm箱盖壁厚、1 =8mm箱座凸缘厚度b=15mm箱盖凸缘厚度b仁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d仁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 6=18mm、18 mm、13 mmdf、d2至凸缘边缘的距离 C2=16

31、mm、11 mm轴承旁凸台半径R仁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 L仁40mm大齿轮顶圆与内箱壁距离仁10mm齿轮端面与内箱壁距离厶2=10mm箱盖，箱座肋厚m仁m=7mm轴承端盖外径D2 :凸缘式端盖：D+ （55.5） d3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=2.62i2=3.07i3=2.5修正后：i1=2.5i2=2.62i3=3.07各轴新的转速为 ：n仁960/2.5=3.84n2=384/2.6 仁 147n3=147/3.07=48各轴的输入功率P仁pd 审叶7 =5.5 X0.95 X0.99=5.42P2=p

32、1 n5 t5=5.42 >0.97 X）.99=5.20P3=p2 祸 审=5.20 >0.97 ».99=5.00P4=p3 讹叶1=5.00 ».99 ».99=4.90各轴的输入转矩T仁9550Pdi1 n8 n7/nm=9550 X5.5 X2.5 X0.95 X0.99=128.65T2= T1 i2 审谥=128.65 X2.62 >0.97 >0.99=323.68T3= T2 i3 n n3=323.68 X3.07 ».97 ».99=954.25T4= T3 2 n=954.23 X).99 >

33、;).99=935.26轴号 功率p 转矩T 转速n传动比i效率n电机轴5.52.09601115.42128.6382.50.945425.20323.6142.620.968835.00954.2483.070.965工作机轴4.90935.24810.986齿轮的结构尺寸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 d仁68m=2d=44b=75d1=68ha=ha*m=1 X2=2mmhf=( ha*+c*)m=(1+0.25) X2=2.5mmh=ha+hf=2+2.5=4.5mmda=d1 + 2ha=68+2 X2=72mmdf=d1 2hf=68 2 X2.5

34、=63 p= nm=6.28mm s= nm/2=3.14 ><2/2=3.14mme= xm/2=3.14 X2/2=3.14mmc=c*m=0.25 X2=O.5mm齿轮z2的尺寸d4=49由轴可得 d2=178z2=89m=2b=65ha=ha*m=1 X2=2mmh=ha+hf=2+2.5=4.5mmhf=(1 + 0.5) X2=2.5mmda=d2 +2ha=178 +2X2=182df=d1 - 2hf=178 - 2 >2.5=173p= nm=6.28mms= xm/2=3.14 X2/2=3.14mme= xm/2=3.14 X2/2=3.14mmc=c*

35、m=0.25 X2=0.5mmD。D378.4 162120DT 22D3 胡.6D4=1.6 >49=78.4D0 刚a-10mn=182-10 X2=162D2 P.25(D0-D3)=0.25(162-78.4)=20R=5c=0.2b=0.2 >65=13齿轮3尺寸由轴可得,d=49d3=85z3=34m=2.5 b=95 ha =ha*m=1 >2.5=2.5h二ha+hf=2.5+3.125=5.625hf=(ha*+c*)m=(1+0.25) X2.5=3.125da=d3+2ha=85+2 >2.5=90df=d1-2hf=85-2 X3.125=78.75p= nm=3.14 ><2.5=7.85s= xm/2=3.14 X2.5/2=3.925e=s