1、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690630760620矩 T/(N.m)運輸機帶速V/（m/s）0.80.90.750.9卷筒直徑320380320360D/mm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±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

2、圖及零件工作圖。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）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、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，這是兩級減速器中使用最廣泛的一種。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。計算和說明結果三、原動機選擇（Y系列三相交流異步電動機）工作機所需功率：Pw nw=0.96(見課設P9)V0.8“2-4)n =五=3.14 o.32 二 Rmjn傳動

4、裝置總效率：n a （見課設式2345678廠°.99廠 0.975 二 0-996 二 0.97廠 0.998= 0.95 （見課設表12-8）0.99 0.99 0.99 0.97 0.99 0.97 0.99 0.95= 0.85a電動機的輸出功率：pd（見課設式2-1）Pd 疋 036 4.23Kwa取 Pd =5.5Kw選擇電動機為Y132M1-6（見課設表19-1）技術數據：額定功率（k w）滿載轉矩（rmin）960額定轉矩（N m）2.0最大轉矩2.0Y132M1-6電動機的外型尺寸（mm）:（見課設表19-3）80 F: 10 G:AD : 210 HD :A: 2

5、16 B: 178 C: 89 D : 38 E :33 H : 132 K: 12 AB: 280 AC: 270 315 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：ja（見課設式2-6）ja十芽202、各級傳動比分配：（見課設式2-7）iii i2 i3i 261 ）、由表5-9查得工作情況系數 Ka=1.12）、由式 5-23 （機設）Pca+A.Pi%5.5"6% 選擇V帶型號查圖5-12a（機設）選A型V帶。 確定帶輪直徑da1 da2 （1）、參考圖5-12a （機設）及表5-3 （機設）選取小帶輪 直徑 da1=112mm

6、 3.07 25初定 i 2.62i2=3.07i3 二 2.5第二部分v帶設計外傳動帶選為普通v帶傳動ni二 dai60 1000960 二 11260 10005-63m s1、確定計算功率：Pca(3 )、從動帶輪直徑da2da2 = i da1= 261112= 293.24mm查表5-4 （機設）取da2二 280mm（4）、傳動比 i.da2 280 ida1 112(5)、從動輪轉速n1960380 Rmin4.確定中心距a和帶長Ld6. 確定V帶根數Z（1）、由表（5-7 機設）查得 dd1=112n1=800r/min 及n1=980r/min 時，單根 V帶的額定功率分呷為

7、I.OOKw 和1.18KW，用線性插值法求n1=980r/min時的額定功率P0值。1.181.00p0 =（1.00（960 _800）Kw =1.16Kw980 -800（2）、由表（5-10 機設）查得 P0=0.11Kw、由表查得（5-12機設）查得包角系數 k 0.96、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）ZPca-（P。' P°）KK5.56-（1.160.11） 0.96 1.03：4.49取Z=5根7 .計算單根V帶初拉力F0，由式（5-29）機設。2 52F°=500 g（ -1） qv -1

8、60NKaq由表5-5機設查得8.計算對軸的壓力FQ,由式（5-30機設）得a 1160sFq 2Z F0si=（2 5 160 sin ）N =1588N9 .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

9、形式為 占蝕，考慮傳動平穩性，齒數宜取多些，取Z仁34 則Z2=Z1i=34 X2.62=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 ）T1=9.55 X106 xP/n二9.55 X106 0.42/384=134794 N mm由圖（7-6）選取材料的接觸疲勞，極限應力為OdlLim =580OdlLin =560由圖7-7選取材料彎曲疲勞極陰應力OHILim =230OHILin =210應力循環次數N由式(7-3)計算Ni=60n, at=60 X(8 >360 X1O)=6.64 X109N

10、2= N1/u=6.64 >09/2.62=2.53 X09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又丫ST=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t638M pmZ N1PaminH2LS±Z"582MPafA 年產YN1=328KpaminL F_ YN2-300M PaF min將有關值代入式(7-9)得4宀(晉皿j10則 V1=( nd1tn1/60 X1000)=1.3m/s(Z1 V1/100)=

11、1.3 x(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 K B=1.08.取 K a=1.05.貝S KH=KAKVK pK a=1.42 ,修正1 42小討斗7亍=6668mmM=d1/Z 仁 1.96mm由表7-6取標準模數：m=2mm(3) 計算幾何尺寸d仁mz1=2 X34=68mmd2=mz2=2 X39=178mma=m(z1 + z2)/2=123mmb=切dt=1 X58=68mm取 b2=65mmb仁b2+10=753. 校核齒根彎曲疲勞強度由圖 7-18 查得，YFS1=4.1 , YFS2=4.0 取

12、 Y =0.7由式(7-12)校核大小齒輪的彎曲強度2K 二 2 1.37 1367841 342 23十234.1 0.7 =40.53M PaF1Z：md宀 ZHZZZE2Kdt1a :1T1=9.55 X06 沖/n=9.55 X06 X5.20/148=335540 N mm由圖(7-6)選取材料的接觸疲勞，極限應力為2 °3PaF1d iYfs =40.53 OdlLim =580 = 39.54M P< !- F21YFS14.1Pa F2二、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

13、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 Z仁34則 Z2=Z1i=34 X3.7=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(7-9)由圖7-7選取材料彎曲疲勞極陰應力&HILim =230&HILin =210應力循環次數N由式(7-3)計算Ni=60n at=60 X148 X(8 X360 X1O)=2.55 X109N2= N1/u=2.55 Xl09

14、/3.07=8.33 X08由圖7-8查得接觸疲勞壽命系數；ZN1 = 1.1 Z n2=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又丫st=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7瓷=580" Pa羔右586" PaJ迂必Yn廠328Kpamin'-F 2lin Y STF2 丘丫 N2=300MPaF min將有關值代入式(7-9)得Zudr(270.43mm© ud則 V1=( ndltn1/60 X000)=0.55m/s(Z1 V1/100)=0.

15、55 X34/100)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 K p=1.08.取 K a=1.05.貝S KH=KAKVK pK a=1.377，修正M=d1/Z 1= 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 X34=85mmd2=mz2=2.5 X04=260mma=m(z1 + z2)/2=172.5mmb= ©ddt=1 X35=85mm取 b2=85mmb仁b2+10=953. 校核齒根彎曲疲勞強度由圖 7-18 查得，YFS1 =4.1，Yfs2=4.0 取 Y

16、 =0.7由式(7-12)校核大小齒輪的彎曲強度.Y FS2F2 -匚 F 1Y FS1= 127.9 ：*124.8MPa -匸總結：高速級z仁34z2=89m=2低速級z仁34z2=104m=2.5F2第四部分軸的設計- z；m31 342 2.53d 1211.3 33554 4.V： 0.127.9M pa 話 FJ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：c =110 J542 =2

17、7mmD1min= ' n384c<p=110(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，48 = 36mmD2min二、n148c =110 F500 =52mmD3mi n=n483. 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：D仁 40mmD2=45mmD3=60mm4. 結構設計(現只對高速軸作設計，

18、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.直徑和1段一樣為40mm。4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42mm。6段應和密封毛氈 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 I3=1.4h ;去

19、l3=6mm，4 段：l4=109mm。15 和軸承 6008 同寬取I5=15mm。I6=55mm，7段同大帶輪同寬，取I7=90mm。 其中I4，I6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L仁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，齒輪和軸選用過盈配合 H7/r6。和 軸承內圈配合軸勁選用k6，齒輪和大帶輪均采用A型普通平鍵 聯接，分別為 16*63GB1096-1979 及 鍵 10*80GB1096-1979。（4）.軸上倒角和圓角為保證6008軸承內圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據軸承

20、 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軸的受力分析(1)畫軸的受力簡圖。(2)計算支座反力。Ft=2T1/d 1 =2 128.65 =3784N68Fr=Fttg20。=37840.3639 = 1377NFQ=1588N在水平面上FrbFr1H = 12 l3784 52d966N315352.5Fr2h =Fr-FR1H=1377-966=411N在垂直面上FR1V二鬧 J377 52J352Nl2 l315352.5Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N(3)畫彎矩圖在水平

21、面上，a-a剖面左側MAh二FR1HI3=96652.5=50.715N ma-a剖面右側M 'h=FR2Hl2=411153=62.88 N m在垂直面上MAv=M W=FR1Vl2=352 X153=53.856 N m合成彎矩，a-a剖面左側：' 2 2 2Ma二 M ah M a 50.715 53.856 =73.97 N ma-a剖面右側' '2 '2 2 2Ma = MaH Mav = 62.88 53.856 =82.79N m畫轉矩圖轉矩 T=Ft d/2=3784 X 68/2) =128.7N m6判斷危險截面顯然，如圖所示，a-a

22、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*-160MPaJoA1OOMPa(1)a-a剖面左側WMHd 3=0.1 X443=8.5184m3耳M 2*(aT)J742+©.6128.72)8.5184=14.57MPat(2) b-b截面左側W =01d 3=0.1 X423=7.41m3b-b截面處合成彎矩

23、Mb:Mb二 Ma 42.5= 82.79|3153 -42.552.5=174 N m7.41=27 MPa；M FaT)2 J1742+S.6漢 128.72)W8. 軸的安全系數校核：由表 10-1 查得；_- b =650MPa,；_-= 300MPa,=155MPa,02,-=0.1(1)在 a-a截面左側WT=0.2d3=0.2 >443=17036.8mm3由附表10-1查得KAK".63,由附表10-4查得絕對尺寸系數飛=0.81,；=0.76；軸經磨削加工，由附表10-5查得質量系數'=1.0.則M73.97彎曲應力b W_ 8.5184 一應力幅二

24、a _ ；b= 8.68MPa平均應力-m =0T128.7切應力-t _Wt-17.0368= 7.57MPa8.68MPa汁沖羽安全系數S' s am 1.0 0.81300-288.68 0.2 0= 18.221551633.79 0.1 3.7928 18.221.0 0.7622=22=15.27S1S28 18.22查表10-6得許用安全系數S1=1.31.5,顯然S>S,故a-a 剖面安全.(2)b-b截面右側抗彎截面系數 W =0.2 3=0.1 X533=14.887m3抗扭截面系數WT=0.2d3=0.2 X533=29.775 m3又 Mb=174 Nm,

25、故彎曲應力-17411.7MPa14.887tj=11.7MPa(J=0切應力說=黑"32嚨m T =2.16MPam 2由附表 10-1查得過盈配合引起的有效應力集中系數K；，26K T.89,= 0.81,0.76, 何,0.2,S二 kK CT+ 屮Ps a 想 CT300-637.742-11.7 0.2 01.0 0.81Sk；a15527.74 1 892.16 0.1 2.161.0 0.7637.74 27.742.36222 I2Sis.37.74 27.74顯然S> S 故b-b截面右側安全。(3) b-b截面左側WT=0.2d3=0.2 >423=1

26、4.82 m3b-b截面左右側的彎矩、扭矩相同彎曲應力M _1747.41=23.48MPab廠 23.48MPa切應力Wt128 78.68 MPa14.82.Ta = m 二云=4.34MPa(D-d) /r=1r/d=0.05，由附表10-2查得圓角引起的有效應力集中系數K；"1.48,K廠1.36。由附表10-4查得絕對尺寸系數=0.83, g 嚴.78又 B =1.0,屮仃=0.2,屮 嚴.1Sr30014823.48 0.2 01.0 0.83= 7.161551.36-19.381.0 0.784.34 0.1 4.349s S；S7.16 19.382 2SIS2 2

27、7.16 19.38= 6.72顯然S>S 故b-b截面左側安全。第五部分校高速軸軸承FR1H=FL=型y 966N卜+|3153 +52.5FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411NFR12 J377 52. 352Nh+|3153 +52.5Fr2V 二Ft- F R1V = 1377-352=1025N軸承的型號為6008 , Cr=16.2 kN1) FA/COr=02) 計算當量動載荷Pr 二 f p XFr YFa查表得fP=1.2徑向載荷系數X和軸向載荷系數丫為X=1 ,Y=0Pr = f p x Fr YFA =1.2 X(1 X352) =422.4 N3)

28、驗算6008的壽命16667Lh _ 384(3 >162003<422.4 丿= 244848628800驗算右邊軸承Lh166673843162003 =99仃7 > 28800J121025)丿鍵的校核鍵 1 10 X8L=80GB1096-79則強度條件為2T/d 2 128.65/0.032p lk0.08 0.003查表許用擠壓應力=33.5MPa= 110MPa所以鍵的強度足夠鍵 2 12 X8L=63GB1096-79則強度條件為2T/dIk2 128.65/0.0440.063 0.003= 30.95MPa查表許用擠壓應力pLilOMPa所以鍵的強度足夠聯

29、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羽.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：箱體壁厚二=10mm箱蓋壁厚二8mm箱座凸緣厚度b=15mm箱蓋凸緣厚度b仁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d仁M12聯接螺栓d2的間距l=150

30、mm軸承端蓋螺釘直徑d3=M8定位銷直徑d=6mmdf、di、d2 至外箱壁的距離 6=18mm、18 mm、13 mmdf、d2至凸緣邊緣的距離 C2=16mm、11 mm軸承旁凸臺半徑R仁11mm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 L仁40mm大齒輪頂圓和內箱壁距離 仁10mm齒輪端面和內箱壁距離厶2=10mm箱蓋，箱座肋厚m仁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 ：n仁96

31、0/2.5=3.84n2=384/2.6 仁 147n3=147/3.07=48各軸的輸入功率P仁pd 審葉7 =5.5 X0.95 X0.99=5.42P2=p1 n5 t5=5.42 >0.97 X).99=5.20P3=p2 n4 13=5.20 >0.97 >0.99=5.00P4=p3 n t1=5.00 X).99 >0.99=4.90各軸的輸入轉矩T仁9550Pdi1 n8 n7/nm=9550 >5.5 >2.5 >0.95 >0.99=128.65T2= T1 i2 審謚=128.65 X2.62 >0.97 >0.

32、99=323.68T3= T2 i3 n n3=323.68 X3.07 X).97 >0.99=954.25T4= T3 n2 n=954.23 X).99 >0.99=935.26軸號功率p轉矩T轉速n傳動比i效率n電機5.52.09611軸015.42128.6382.50.945425.20323.6142.620.968835.00954.2483.070.965工作機軸4.90935.24810.986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 d仁68m=2d=44b=75d1=68ha=ha*m=1 X2=2mmhf=( ha*+c

33、*)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=63p= nm=6.28mms= nm/2=3.14 X2/2=3.14mme= xm/2=3.14 X2/2=3.14mmc=c*m=0.25 X2=0.5mm齒輪z2的尺寸d4=49由軸可得 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

34、.5=173p= nm=6.28mms= xm/2=3.14 X2/2=3.14mme= xm/2=3.14 X2/2=3.14mmc=c*m=0.25 X2=0.5mmD。D378.4 162=19nD3 胡.6D4=1.6 >49=78.4DO da-10mn=182-10 >2=162D2 P.25(D0-D3)=0.25(162-78.4)=20R=5c=0.2b=0.2 >65=13齒輪3尺寸由軸可得,d=49d3=85z3=34 m=2.5 b=95ha =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= xm=3.14 ><2.5=7.85s= xm/2=3.14 X2.5/2=3.925e=sc=c*m=0.25 X2.5=0.625齒輪4寸b=85由軸可得d=64 d4=260 z4=104 m=2.5ha =ha*m=1 X2.5=2.5h=ha+hf=2.5+3.25=5.625hf=(ha*+c*)m=(1+