带式输送机传动装置的设计毕业设计

1、1909青岛大学本科毕业论文设计带式运输机传动装置学院：机械学院学生：王小明指导老师：潘攀2020年5月青岛大学本科论文设计任务书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青岛大学本科论文设计任务书一、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: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

2、时/天)。运输速度允许误差为5%。二、课程设计内容青岛大学本科论文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（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）0J。卷筒直径D/mm320。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。青岛大学本科论文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

3、: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、工作青岛大学本科论文可靠，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

4、（Y系列三相交流异步电动机）V0.8n-D3.140.32传动装置总效率:工作机所需功率：Pww=0.96（见课设P9）148R.?min（见课设式2-4）aa123456780.990.990.990.97口0.990.971234560.990.95（见课设表12-8）780.990.990.990.970.990.970.990.950.85电动机的输出功率：Pd（见课设式2-1）PdPW-36-4.23Kw取Pd5.5kPd0.85PdKwa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（%in）960额定转矩（Nm）2.0最大转矩（Nm）2.0

5、Y132M1-6电动机的外型尺寸（mm：（见课设表19-3）A:216B:178C:89D:38E:80F:10G:33H:132K:12AB:280AC:270AD:210HD:315BB:238青岛大学本科论文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）Dm96020jan482、 各级传动比分配：（见课设式2-7）jajlj2j3202.623.072.5ja初定j12.62j23.07j32.5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查得工作情况系数Ka1.12）、由式5-23（机设）PcaKap

6、1.15.55.65kw2、选择V带型号查图5-12a（机设）选A型V带。3、 确定带轮直径da1da2（1）、参考图5-12a（机设）及表5-3（机设）选取小带轮直彳全da1112mmda1h2（电机中心高符合要求）青岛大学本科论文(2)、验算带速由式5-7(机设)Vinda196011260100060100015.63ms(3)、从动带轮直径da2da2ida12.61112293.24mm查表5-4(机设)取da2280mm(4)、传动比ii亚变2.5da1112(5)、从动轮转速n1960n2-380Rmini2.54.确定中心距a和带长Ld(1)、按式(5-23机设)初选中心距0.

7、7da1da2a。2da1da2274.4a0787取a°700mm(2)、按式(5-24机设)求带的计算基础准长度L0L。2a02(dd1dd2)(dd1dd12(2700-(112280)1960mm2一2(280112)mm4700查图.5-7(机设)取带的基准长度Ld=2000mm、按式(5-25机设)计算中心距：aLdL020001960aa0J(700)mm7.20mm青岛大学本科论文（4）、按式（5-26机设）确定中心距调整范围amaxa0.03Ld(7200.032000)mm780mmamina0.015Ld(7200.0152000)mm690mm5 .验算小带轮

8、包角0c1由式（5-11机设）dd2ddi601661206 .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/min时的额定功率P0值。1.181.00Dn（1.00-（960800）Kw1.16KwP980800（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k0.96（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）ZPca(P。PJKKl5.56(1.1

9、60.11)0.961.034.49取Z=5根7.计算单根V带初拉力F0,由式（5-29）机设。500包(空VZKa1)qv2160N由表5-5机设查得青岛大学本科论文8.计算对轴的压力FQ由式（5-30机设）得1160Fq2ZF0sin-（25160sin-）N1588N9.确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图小带轮基准直径ddi=112mnSI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，

10、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=34X2.62=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）,3ZHZZZE2K卜U1d1t.HduT1=9.55x106XP/n=9.55乂106X5.42/384=134794Nmm由图（7-6）选取材料的接触疲劳，极限应力为青岛大学本科论文6HILim=5806HILin=560由图7-7选取材料弯曲疲劳极阴应力6HILim=23

11、06HILin=210应力循环次数N由式(7-3)计算Ni=60n,at=60x(8x360x10)=6.64乂109N2=N1/u=6.64X109/2.62=2.53X109由图7-8查得接触疲劳寿命系数；Zni=1.1Zn2=1.04由图7-9查得弯曲；Yni=1Yn2=1由图7-2查得接触疲劳安全系数：Smin=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丁ZN1638MPaH2二2582MPaF1MYTYN1328KPaFminF2UYTYN2300MPaFmin将有关值代入式(7-9)得d1t3(ZuZeZ)22Kt贝UV1=(兀d1t

12、n1/60X1000)=1.3m/s(Z1V1/100)=1.3x(34/100)m/s=0.44m/s查图7-10得Kv=1.05由表7-3查和得KA=1.25.由表7-4青岛大学本科论文查得KB=1.08.取K%=1.05.贝UKH=KAKVKK%=1.42,修正d1d,石66.68mmM=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=68mma=m(z1+z2)/2=123mmb=dddt=1x68=68mmd2=mz2=2x89=178mm取b2=65mmb1=b2+10=753.校核齿根弯曲疲劳强度由图7-18查得，YFS1=

13、4.1,YFS2=4.0取Ye=0.7由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度.2K21.37136784-oA-4.10.740.53MpaF1Z12m3134223PaF1d1VFS24.0YFS240.5339.54MPF2F1Yfsi4.1PaF2二、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Z1=34青岛大学本科论文贝UZ2=Z1i=34X

14、3,7=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)按齿面接触疲劳强度设计，由式(7-9)73ZHZzZE2KtlaU1dlt；HduT1=9.55x106XP/n=9.55乂106X5.20/148=335540Nmm由图(7-6)选取材料的接触疲劳，极限应力为6HILim=5806HILin=560由图7-7选取材料弯曲疲劳极阴应力6HILim=2306HILin=210应力循环次数N由式(7-3)计算N1=60nat=60乂148X(8乂360X10)=2.55乂109N2=N1/u=2.55X109/3.07=8.33X108由图7-8

15、查得接触疲劳寿命系数；ZN1=1.1Zn2=1.04由图7-9查得弯曲；Yn1=1Yn2=1由图7-2查得接触疲劳安全系数：Smin=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，1580MPaHlimShminZn2586MpaF1F2将有关值代入式青岛大学本科论文年YTYN1328KpaFminUYTYN2300MPaFmin(7-9)得(ZuZeZ)22K1U70.43mmH2则V1=(兀d1tn1/60x1000)=0.55m/s(Z1V1/100)=0.55x(34/100)m/s=0.19m/s查图7-10得Kv=1.05由表7-3查和

16、得KA=1.25.由表7-4查得KB=1.08.取Ka=1.05.贝UKH=KAKVKKa=1.377,修正d1dJ3771.8mmM=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=2.5X34=85mmd2=mz2=2.5X104=260mma=m(z1+z2)/2=172.5mmb=dddt=1x85=85mm取b2=85mmb1=b2+10=953.校核齿根弯曲疲劳强度由图7-18查得，YFsi=4.1,YFs2=4.0取Ye=0.7由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度F12K21.3733554013422.534.10.7127.9MP

17、aF1青岛大学本科论文F2YFS2YFS1127.94.04.1124.8MpaF2总结：高速级z1=34z2=89m=2低速级z1=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：c$E110乎5名27mmD1min=n384c泸110-36mmD2min=n148cJ-p110j50052mmD3min=n483 .初选轴承1轴选轴承为60082轴选轴承为

18、60093轴选轴承为6012根据轴承确定各轴安装轴承的直径为青岛大学本科论文D1=40mmD2=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40mm2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53mm5段装轴承，直径和1段一样为40mm4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42mm6段应与密封毛毡的尺

19、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36mm7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2mml1=32mm2段应比齿轮宽略小2mm为l2=73mm3段的长度按轴肩宽度公式计算l3=1.4h;去l3=6mm4段：l4=109mm15和轴承6008同宽取l5=15mml6=55mm7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,青岛大学本科论

20、文L2=159mmL3=107.5mm3 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 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。2128.653784N68Ft=2T1/d1=37840.36391377N

21、Fr=Fttg20cFQ=1588N在水平面上FK辿卫966NFR1H=l2l315352.5FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N在垂直面上H亚星352NFR1V=l2l315352.5Fr2V=Ft-FR1V=1377-352=1025N(3)画弯矩图青岛大学本科论文在水平面上，a-a剖面左侧MAh=FR1Hl3=96652.5=50.715Nma-a剖面右侧MA=FR2H12=411153=62.88Nm在垂直面上MAv=M'AV=FR1Vl2=352<153=53.856Nm合成弯矩，a-a剖面左侧2222MaMahMAV50.71553.85673.97N

22、ma-a剖面右侧MaM：hM：V62.88253.856282.79Nm画转矩图转矩TFtd/23784X(68/2)=128.7Nm6 .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1b60Mpa0b100MPaa1b601000.60b(1)a-a剖面左侧青岛大学本科论文W0.1d3=0.1X

23、443=8.5184m3M2(aT)27420.6128.728.5184=14.57MPab-b截面左侧0.1d3=0.1X423=7.41m3Mbb-b截面处合成弯矩Mb:42.515342.582.7952.5=174N-m2一、2M(aT)221740.6128.77.41=27MPa8.轴的安全系数校核：由表10-1查得B650MPa,1300MPa,1155MPa,02,0.1，人(1)右Ea-a截面左侧WT=0.2d3=0.2X443=17036.8mm3由附表10-1查得K1,K1.63,由附表10-4查得绝对尺寸系数0.81,0.76;轴经磨削加工，由附表10-5查得质量系数

24、1.0.则弯曲应力73.978.68MPa8.5184应力幅8.68MPa平均应力切应力TWt128.77.57MPa17.0368T757-T3.79MPa22安全系数青岛大学本科论文3001288.680.201.00.8115518.221631.633.790.13.79m1.00.762818.2215.27222818.22查表10-6得许用安全系数S=1.31.5,显然S>S,故a-a(2)b-b截面右侧抗弯截面系数W0.1d3=0.1X533=14.887m3抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2X533=29.775m3又Mb=174Nm,故弯曲应力17414.88711

25、.7MPa切应力11.7MPaWt128.74.32MPa29.7752.16MPam2由附表10-1查得过盈配合引起的有效应力集中系数26K1.89,0.81,0.76,1.0,0.2,0.1青岛大学本科论文2.61.00.811.891.00.7637.7427.7430011.70.201552.160.12.162237.7427.7422.3637.7427.74显然S>S，故b-b截面右侧安全。(3)b-b截面左侧WT=0.2d3=0.2X423=14.82m3b-b截面左右侧的弯矩、扭矩相同。弯曲应力切应力Wt1747.4123.48MPa23.48MPa128.714.8

26、28.68MPam-f4.34Mpa(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K1.48，K1.36。由附表10-4查得绝对尺寸系数0.83,0.78。又a02°。则青岛大学本科论文3001.48cc,cccc23.480.201.00.837.161551.361.00.7819.384.340.14.349sSS22SS7.1619.38227.1619.386.72显然S>S，故b-b截面左侧安全。第五部分校核高速轴轴承Frl3378452.5FR1H3966Nl2l315352.5FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N

27、FR1V5ZZ_352Nl2l315352.5Fr2v=Ft-Friv=1377-352=1025N轴承的型号为6008,Cr=16.2kN1) FA/COr=02) 计算当量动载荷PrfPXFRYFa查表得fP=1.2径向载荷系数X和轴向载荷系数Y为X=1,Y=0PrfPXFrYFa=1.2X(1X352)=422.4N3)验算6008的寿命青岛大学本科论文316667162叫244848628800L384422.4验算右边轴承Lh16667384316200399177288001.21025键的校核键110X8L=80GB1096-79则强度条件为2T/d2128.65/0.032n3

28、3.5MPaplk0.080.003查表许用挤压应力p110Mpa所以键的强度足够键212X8L=63GB1096-79则强度条件为2T/d2128.65/0.04430.95MPaplk0.0630.003查表许用挤压应力p110Mpa式。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12m/s,所以才用浸油润滑的润滑方高速齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm低速青岛大学本科论文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VA1.52m/s

29、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18mm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=18mm18mm13mmdf、d2至凸缘边缘的距离C2=16mm11mm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青岛大学本科论文大齿轮顶圆与内箱壁距离1=10mm齿轮端面与内箱壁距离42=10mm箱

30、盖，箱座肋厚m1=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：n1=960/2.5=3.84n2=384/2.61=147n3=147/3.07=48各轴的输入功率P1=pdi8.7=5.5X0.95X0.99=5.42P2=p1y6i5=5.42X0.97乂0.99=5.20P3=p2i4刀3=5.20X0.97乂0.99=5.00P4=p3i2y1=5.00X0.99X0.99=4.90各轴的输入转矩T1=9

31、550Pdi1刀8刀7/nm=9550X5.5乂2.5乂0.95乂0.99=128.65T2=T1i2刀6刀5=128.65乂2.62乂0.97乂0.99=323.68T3=T2i3刀4刀3=323.68乂3.07乂0.97乂0.99=954.25青岛大学本科论文T4=T32211=954.23乂0.99乂0.99=935.26轴号功率p转矩T转速n传动比i效率T电机轴5.52.09601115.42128.653842.50.9425.20323.681482.620.9635.00954.25483.070.96工作机轴4.90935.264810.98齿轮的结构尺寸两小齿轮采用实心结构两

32、大齿轮采用复板式结构齿轮z1尺寸z=34d1=68m=2d=44b=75d1=68ha=ha*m=1区2=2mmhf=(ha*+c*)m=(1+0.25)乂2=2.5mmh=ha+hf=2+2.5=4.5mmda=d1+2ha=68+2x2=72mmdf=d12hf=68-2X2.5=63p=兀m=6.28mms=兀m/2=3.14x2/2=3.14mme=兀m/2=3.14x2/2=3.14mm青岛大学本科论文c=c*m=0.25x2=0.5mm齿轮z2的尺寸由轴可得d2=178z2=89m=2b=65d4=49ha=ha*m=1x2=2mmh=ha+hf=2+2.5=4.5mmhf=(1+0.5)X2=2.5mmda=d2+2ha=178+2X2=182df=d12hf=1782X2.5=173p=兀m=6.28mms=兀m/2=3.14x2/2=3.14mme=兀m/2=3.14x2/2=3.14mmc=c*m=0.25x2=0.5mmDoD378.4162120DT-22D3=1.6D4=