1、精品資料推薦目錄設計任務書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、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35710運輸機工作轉矩T/（N.m）690630760620運輸機帶速V/（m/s）0.80.90.750.9卷筒直徑D/mm32038032036010年，小批量生產，單班制工作（8小時/天）。運輸速工作條件：連續單向運轉，工作時有輕微振動，使用期限為度允許誤差為5%。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

2、零件工作圖。4）設計計算說明書編寫。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(60008000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)08。卷筒直徑D/mm320。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

3、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-21 -、原動機選擇（Y系列三相交流異步電動機）工作機所需功率：Pw=0.96 （ 見課設P9） wV0.811D3.140.3248R.?min傳動裝置總效率：（

4、見課設式2-4）a0.9970.990.990.990.97.0.990.971234560.95（見課設表12-8）80.990.990.990.970.990.970.990.950.85a電動機的輸出功率：pd（見課設式2-1）Pd&受4.23K亞取Pd55Kw0.85a選擇電動機為Y132M1-6型（見課設表19-1）技術數據：額定功率（Kw）4滿載轉矩（/in）960額定轉矩（Nm）2.0.最大轉矩（Nm）2。Y132M1-6電動機的外型尺寸（mm：（見課設表19-3）A:216B:178C:89D:38E:80F:10G:33H:132K:12AB:280AC:270AD:

5、210HD:315BB:238L: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：ia（見課設式2-6）nm96020n48（見課設式2-7）2、 各級傳動比分配:iai1i2i3ia202.623.072.5初定.2.6212 3.0713 2.5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：Pca1）、由表5-9查得工作情況系數K A 1.12）、由式 5-23 （機設）Pca KA P 1.1 5.5 5.65kw2、選擇V帶型號查圖5-12a（機設）選A型V帶。3.確定帶輪直徑 d a1 da2（1）、參考圖5-12a （機設）及表5-3 （機設）選取小

6、帶輪直徑da1 112mmd! H2（電機中心高符合要求）（2）、驗算帶速由式5-7 （機設）V1訃 da1 96011260 100060 100015.63m s(3)、從動帶輪直徑da2da2 i da1 2.61 112 293.24mm查表 5-4 (機設)B da2 280mm(4)、傳動比iid2 儂 2.5da1 112(5)、從動輪轉速n2n 960i 2.51380 R min4.確定中心距a和帶長Ld（1）、按式（5-23機設）初選中心距0.7dalda2302da1da2274.4a。787取a。700mm(ddi dd，22(280 112)2)mm4 700（2）、

7、按式（5-24機設）求帶的計算基礎準長度L0l.02a02(ddi)(2700-(112280)21960mm查圖.5-7（機設）取帶的基準長度Ld=2000mm、按式（5-25機設）計算中心距：aa a0LdL020001960、(700)mm7.20mm22（4）、按式（5-26機設）確定中心距調整范圍amax a 0.03 Ld(720 0.03 2000)mm 780mm(720 0.015 2000)mm 690mmamina0.015Ld5 .驗算小帶輪包角a1由式（5-11機設）dd2dd11180-60166120a6 .確定V帶根數Z（1）、由表（5-7機設）查得dd1=11

8、2n1=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。1.181.00（1.00（960800）Kw1.16KwP0980800（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k0.96（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）Z (P0PeacaP0)KKl5.56（1.160.11）0.961.034.49取Z=5根7.計算單根V帶初拉力F0,由式（5-29）機設。Fo 500 Pa(

9、K 1) qv2K a160Nq由表5-5機設查得160sin )N 1588N 28 .計算對軸的壓力FQ由式(5-30機設)得Fq2ZF0Sin-1-(251609 .確定帶輪的結構尺寸，給制帶輪工作圖小帶輪基準直徑ddi=112mm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

10、為占蝕，考慮傳動平穩性，齒數宜取多些，取Z1=34則Z2=Z1i=34X2.62=892.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)dt3 ZHZzZE2Kt1a U 1H d uT1=9.55X106XP/n=9.55X106X5.42/384=134794N-mm由圖(7-6)選取材料的接觸疲勞，極限應力為6HILim=5806HILin=560由圖7-7選取材料彎曲疲勞極陰應力6HILim=2306HILin=210應力循環次數N由式(7-3)計算N1=60n,at=60X(8X360X10)=6.64X109

11、N2=N1/u=6.64X109/2.62=2.53X109由圖7-8查得接觸疲勞壽命系數；ZN1=1.1Zn2=1.04由圖7-9查得彎曲；Yn1=1Yn2=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H2H limZ N1minH limSh min638M paZn2 582M paFi:nYSTYNi328KpaF minF2 ；nYSTYN2 300M PaF min將有關值代入式(7-9)得dit/ZuZeZ22KtT1 u i)Kt 1 165.10ud則 V1=(兀 d1tn1/60(Z

12、1 V1/100)=1.3查圖 7-10 得 Kv=1.05x 1000)=1.3m/sx (34/100)m/s=0.44m/s由表 7-3 查和得 K A=1.25.由表 7-4 查彳導 K3 =1.08.取 Ka =1.05.則 KH=KAKVK3 Ka =1.42 ,修正, 1.42d1 制77 66.68mmM=d1/Z1=1.96mm由表7-6取標準模數:(3)計算幾何尺寸m=2mmd1=mz1=2X 34=68mmd2=mz2=2x 89=178mma=m(z1 + z2)/2=123mmb=()ddt=1 x 68=68mm取 b2=65mm b1=b2+10=753.校核齒根

13、彎曲疲勞強度由圖 7-18 查得，YFS1=4.1 , YFS2=4.0 取 Ye由式(7-12)校核大小齒輪的彎曲強度.=0.7F12K-,23Z1 md 12 1.37 1367841 342 234.10.7 40.53M PaF1F2Y FS2F1Yfs14.040.5339.54M4.1PaF2二、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7-1選取，都采用45號鋼，8級，輪齒表面精糙度為 Ra1.

14、6,Z1=34貝UZ2=Z1i=34X3.7=1042 .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(795.JZhZzZe2KtlaU1d1tVHdT1=9.55X106XP/n=9.55X106X5.20/148=335540N-mm由圖(7-6)選取材料的接觸疲勞，極限應力為6HILim=5806HILin=560由圖7-7選取材料彎曲疲勞極陰應力6HILim=2306HILin=210應力循環次數N由式(7-3)計算N1=60nat=60X148X(8X360X10)=2.55X109N2=N1/u=2.55X109/

15、3.07=8.33X108由圖7-8查得接觸疲勞壽命系數；ZN1=1.1Zn2=1.04由圖7-9查得彎曲；Yn1=1Yn2=1由圖7-2查得接觸疲勞安全系數：SFmin=1.4又t=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H2F1F2H limSh minZN1 580M paH limSHminZn2 586M paYTYN1 328K Pa F min于2 300M Pa F min將有關值代入式（7-9）得d1t 3(ZuZeZ )H 22次工心 70.43mmu貝U V1=(兀 d1tn1/60 x (Z1 V1/100)=0.55 查圖 7-10

16、得 Kv=1.051000)=0.55m/sx(34/100)m/s=0.19m/s由表7-3查和得KA=1.25.由表7-4查得K3=1.08.取Ka=1.05.貝UKH=KAKVK-1.37一3 Ka =1.377 ,修正d1d/TT71.8mmM=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=2.5x34=85mmd2=mz2=2.5x104=260mma=m(z1+z2)/2=172.5mmb=()ddt=1x85=85mm取b2=85mmb1=b2+10=953.校核齒根彎曲疲勞強度由圖7-18查得，Yfsi=4.1,Yfs2=4.0取Y

17、e=0.7由式(7-12)校核大小齒輪的彎曲強度.F1F22K-7 23Z1 md 12 1.37 3355401 342 2.534.1 0.7 127.9M paF1Y FS2F1Yfsi4 0127.9 404.1124.8M PaF2總結：高速級z1=34z2=89m=2低速級z1=34z2=104m=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

18、=A PC3nD3min=c1rp1101103 5.42:38427mm3 5.20；14836mm5.00110 3 ,4852mm3 .初選軸承1軸選軸承為60082軸選軸承為60093軸選軸承為6012根據軸承確定各軸安裝軸承的直徑為：D1=40mmD2=45mmD3=60mm4 .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40mm2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

19、得軸肩的高度為4.5mm,取3段為53mm5段裝軸承，直徑和1段一樣為40mm4段不裝任何零件，但考慮到軸承的軸向定位，及軸承的安裝，取4段為42mm6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=36mmJ毛氈圈,故取6段36mm7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2mml1=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。15和軸承6008同寬取l5=

20、15mmol6=55mm,7段同大帶輪同寬，取l7=90mmo其中14,16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=159mmL3=107.5mmo(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*63GB1096-1979及鍵10*80GB1096-1979。(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GB6403.4-198

21、6,軸的左右端倒角均為1*45。(5) 的受力分析(1) 畫軸的受力簡圖。(2) 計算支座反力。2 128.65Ft=2T1/d1=683784NFr=Fttg20。=37840.36391377NFQ=1588N在水平面上Fl3Frih= l 2 l 33784 52.5153 52.5966NFR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N在垂直面上Ft?l3FR1V=l2 l 31377 52.5153 52.5352NFr2V=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-ma-a剖面右側

22、M'Ah=FR2Hl2=411153=62.88Nm在垂直面上MAv=M'AV=FR1Vl2=352X153=53.856N-m合成彎矩，a-a剖面左側2222MaMahMav50.71553.85673.97Nma-a剖面右側MaMa2HM-62.88253.856282.79Nm畫轉矩圖一Td/2轉矩Ft3784X(68/2)=128.7N-m6.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。 均有應力集中，且b-b截面處應力集中更嚴重，故 a-a 破壞危險截面。7.

23、軸的彎扭合成強度校核若從疲勞強度考慮,a-a , b-b截面右側截面左側和b-b截面左、右側又均有可能是疲勞由表10-1查得60MPa I b100MPa1 b0b(1)a-a剖面左側0.6W0.1d3=0.1X443=8.5184m3M2 (aT)74220.6 128.7(2)Wb-b截面左側8.5184=14.57 MPaW0.1d3=0.1X423=7.41m3b-b截面處合成彎矩Mb:MbMa42.582.79153 42.58.l3M2 (aT)2B 650MPa,1525=174 N - m22174 0.6 128.77.41300MPa, 1 155MPa,=27 MPa核

24、：02,10-10.1(1)在a-a截面左側WT=0.2d3=0.2X443=17036.8mm3由附表10-1查得K 1, K 1.63,由附表10-4查得絕對尺寸系數0.81,0.76;軸經磨削加工，由附表10-5查得質量系數10.則彎曲應力73.978.68MPa8.5184應力幅8.68MPa平均應力切應力安全系數TWt128.717.03687.57MPa7.5723.79MPa300281.00.818.680.20S118.22S163K-1633.790.13.79S28 18.222228 18.22am1.00.7615.27查表10-6得許用安全系數S=1.31.5,顯然

25、S>S，故a-a剖面安全.(2)b-b截面右側抗彎截面系數W0.1d3=0.1X533=14.887m3抗扭截面系數WT=0.2d3=0.2X533=29.775m3又Mb=174Nm,故彎曲應力切應力17414.88711.7MPa11.7MPaWt292875 4.32MPa-T2.16MPa210-1查得過盈配合引起的有效應力集中系數K2.6,K1.89,0.81,0.76,1.0,0.2,0.1o3002.637.741.00.8111.70.2027.74155189_1.892.160.12.161.00.7637.7427.742237.7427.7422.36顯然S>

26、;S,故b-b截面右側安全。(3)b-b截面左側WT=0.2d3=0.2b-b截面左右側的彎矩、彎曲應力X423=14.82m3扭矩相同。MbWWt17423.48MPa7.4123.48MPa切應力128.78.68MPa14.824.34MPa2(D-d)/r=1r/d=0.0510-2查得圓角引起的有效應力集中系數K1.48,K1.36表10-4查得絕對尺寸系數0.83,0.78飛O1.0,0.2,0.1皿。則7.163001.4823.480.201.00.8319.381551.364.340.14.3491.00.787.1619.386.72227.1619.38顯然S>故

27、b-b截面左側安全。第五部分校核高速軸軸承FR1HFrl3l2 l3378452.5966N15352.5FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411NFt?l3137752.5FR1VFt13352Nl2l315352.5Fr2v=Ft-Fr1V=1377-352=1025N軸承的型號為6008,Cr=16.2kN1)FA/COr=02)計算當量動載荷PrTpxFryFa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=0PrfPXFRYFA=1.2X(1X352)=422.4N3）驗算6008的壽命Lh3667162003843422.4244848628800Lh166

28、67384驗算右邊軸承16200399177288001.21025鍵的校核鍵110x8L=80GB1096-79則強度條件為2T/dp lk2128.65/0.03233.5MPa0.080.003查表許用擠壓應力所以鍵的強度足夠鍵212X8L=63則強度條件為p110MpaGB1096-792T/dlk30.95MPa2128.65/0.0440.0630.003查表許用擠壓應力p110Mpa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12m/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

29、10mm低速級齒輪浸入油高度約為1個齒高（不小于10mm,1/6齒輪。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V1.52m/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10mm箱蓋壁厚8mm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=6mmC1=18mm 18 mm 13 mmdf、d1、d2至外箱壁的距離df、d2至凸緣邊緣的距離C2=16mm11mm軸承旁凸臺半徑R1=11mm凸臺

30、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42=10mm箱蓋，箱座肋厚m1=m=7mm軸承端蓋外徑D2:凸緣式端蓋：D+（55.5）d3以上尺寸參考機械設計課程設計P17P21傳動比原始分配傳動比為：i1=2.62i2=3.07i3=2.5修正后：i1=2.5i2=2.62i3=3.07各軸新的轉速為：n1=960/2.5=3.84n2=384/2.61=147n3=147/3.07=48各軸的輸入功率P1=pdr8r7=5.5X0.95X0.99=5.42P2=p1r6r5=5.42X0.97X0.99=5.20P3

31、=p2r4r3=5.20X0.97X0.99=5.00P4=p3r2n1=5.00X0.99X0.99=4.90各軸的輸入轉矩T1=9550Pdi1r8r7/nm=9550X5.5X2.5X0.95X0.99=128.65T2=T1i2r6r5=128.65X2.62X0.97X0.99=323.68T3=T2i3r4r3=323.68X3.07X0.97X0.99=954.25T4=T3r2r1=954.23X0.99X0.99=935.26軸號功率p轉矩T轉速n傳動比i效率Y電機軸5.52.09601115.42128.653842.50.9425.20323.681482.620.963

32、5.00954.25483.070.96工作機軸4.90935.264810.98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=34d1=68m=2d=44b=75d1=68ha=ha*m=1x2=2mmhf=(ha*+c*)m=(1+0.25)x2=2.5mmh=ha+hf=2+2.5=4.5mmda=d1+2ha=68+2x2=72mmdf=d12hf=682X2.5=63p=兀m=6.28mms=兀m/2=3.14x2/2=3.14mme=兀m/2=3.14x2/2=3.14mmc=c*m=0.25x2=0.5mm齒輪z2的尺寸由軸可得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=mm/2=3.14X2/2=3.14mme=Ttm/2=3.14X2/2=3.14mmc=c*m=0.25x2=0.5mmD0D378.41621