《机械设计方案课程设计方案》带式输送机说明书和总装图设计方案说明书.docx

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）-9 -/ 15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/mm320 380320360工作条件：10年，小批量生产，单班制工作 <8小时/天）运输速连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为 度允许误差为山。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，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L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。计算与说明<Y工作机所需功率：回日=0.96 ( 见课设P9>传动装置总效率：回见课设式2-4)<见课设表 12-8)电动机的输出功率：回 < 见课设式2-1 )选择电动机为 Y132M1-6型<见课设表技术数据：额定功率< B )19-1 )满载转矩< S)960额定转矩 < 皿)2.02.0Y132M1-6电动机的外型尺寸 <mm :<见课设表19-3)33 H : 132 K : 12 AB : 280 AC : 270A: 216 B : 178 C : 89 D : 38 E : 80 F : 10 G :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初定LHJ1、总传动比：W <见课设式2-6)2、各级传动比分配：< 见课设式2-7)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:1)、由表5-9查得工作情况系数2)、由式5-23机设)2、选择V带型号查图5-12a（机设选A型V带。3 .确定带轮直径弓凶冈选取小带轮直径1）、参考图5-12a机设）及表5-3机设）电机中心高符合要求）2）、验算带速由式5-7机设）I 3）、从动带轮直径E查表5-4机设） 取,4）、传动比iI x |5）、从动轮转速4 .确定中心距凹和带长凶1）、按式5-23机设）初选中心距回取L02）、按式（5-24机设求带的计算基础准长度查图.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：a（4、按式5-26机设）确定中心距调整范围a 5 .验算小带轮包角a 1由式（5-11机设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。(2>、由表5-10机设）查得 P0=0.11Kw(3>(4>(5>、由表查得5-12机设）查得包角系数由表5-5机设查得、由表（5-13机设查得长度系数 KL=1.03、计算V带根数Z,由式5-28机设）取Z=5根7 .计算单根V带初拉力F0,由式5-29）机设。8 .计算对轴的压力 FQ由式5-30机设）得9 .确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图小带轮基准直径 dd1=112mm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7-1选取，都采用8级，轮齿表面、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Z1=34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 贝U Z2=Z1i=34 X 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 7-9 ）T1=9.55 X 106X P/n=9.55 X 106 X 5.42/384=134794 N - mm由图<7-6 )选取材料的接触疲劳，极限应力为6 HILim=5806 HILin =560由图7-7选取材料弯曲疲劳极阴应力6 HILim=2306 HILin =210NN由图7-8由图7-9应力循环次数 N由式7-3 ）计算1=60n, at=60 x (8 x 360 x 10>=6.64 x 1092= N1/u=6.64 X 109/2.62=2.53 X 109查得接触疲劳寿命系数；ZN1=1.1 Z n2=1.04查得弯曲；Yn1=1 Y N2=1由图7-2查得接触疲劳安全系数：6min=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将有关值代入式(7-9>得I 二 I则 V1=(兀 d1tn1/60 x 1000>=1.3m/s(Z1 V1/100>=1.3 x (34/100>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 查彳导 K3 =1.08.取 Ka =1.05.贝U KH=KAKVK3 Ka =1.42 ,修正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=2X 34=68mm d2=mz2=2 x 89=178mm a=m(z1 + z2>/2=123mm b=()ddt=1 x 68=68mm 取 b2=65mm b1=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 Ye =0.7 由式(7-12>校核大小齿轮的弯曲强度.7-1选取，都采用 45号8级，轮齿表面精糙度为Z1=34二、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 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 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，取贝U Z2=Z1i=34 X 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 )T1=9.55 X 106X P/n=9.55 X 106 X 5.20/148=335540 N - mm由图<7-6 )选取材料的接触疲劳，极限应力为6 HILim=5806 HILin=560由图7-7选取材料弯曲疲劳极阴应力6 HILim=2306 HILin =210应力循环次数 N由式<7-3 )计算N 1=60n at=60 X 148 X (8 X 360 X 10>=2.55 X 109N 2= N1/u=2.55 X 109/3.07=8.33 X 108由图7-8查得接触疲劳寿命系数；ZN1=1.1 Z N=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Mt=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 x 将有关值代入式（7-9得贝U V1=(兀 d1tn1/60 x 1000>=0.55m/s(Z1 V1/100>=0.55 x (34/100>m/s=0.19m/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 K3 =1.08.取 Ka =1.05.则I X 1KH=KAKVK Ka =1.377 ,修正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 x 34=85mmd2=mz2=2.5 x 104=260mma=m(z1 + z2>/2=172.5mmb=()ddt=1 x 85=85mm取 b2=85mm b1=b2+10=953.校核齿根弯曲疲劳强度由图 7-18 查得，Ws1=4.1 , Ws2=4.0 取 Ye =0.7由式(7-12>校核大小齿轮的弯曲强度.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 c=110 则:国xlD1min=FlI x |D2min=s riD3min=3 .初选轴承1轴选轴承为60082轴选轴承为60093轴选轴承为6012根据轴承确定各轴安装轴承的直径为：D1=40mm D2=45mm D3=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，故该段直彳空为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=36mmW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l2=73mmb 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=90mmb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 L3=107.5mmb< 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*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 =Fr=Fttg20 。二3784FQ=1588N 在水平面上Frih=FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N在垂直面上FR1V二Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N(3) 画弯矩图在水平面上，a-a剖面左侧M Ah=FR1Hl3=966 日 52.5=50.715N - ma-a剖面右侧M 'Ah=FR2H12=411 三 153=62.88 N m 在垂直面上MAv=M 'AV=FR1Vl2=352X 153=53.856 N m 合成弯矩，a-a剖面左侧1 a-a剖面右侧画转矩图转矩 3784X <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(1>a-a剖面左侧3=0.1 X443=8.5184m3=14.57<2) b-b截面左侧L=J 3=0.1 X423=7.41m3b-b截面处合成弯矩 Mb:-11 -/ 15=174 N m=27 '8 .轴 的 安 全 系 数 校 核： 由 表 10-1(1在a-a截面左侧WT=0.2d3=0.2 X 443=17036.8mm3。轴经由附表10-1查得一二由附表10-4查得绝对尺寸系数 回磨削加工，由附表10-5查得质量系数目 .则I I弯曲应力一W应力幅平均应力 I切应力查表10-6得许用安全系数 的=1.31.5,显然S的，故a-a剖面安全.(2b-b截面右侧抗弯截面系数三口 3=0.1 X533=14.887m3抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2 X 533=29.775 m3又Mb=174 N - m,故弯曲应力切应力由附表 10-1 查得过盈配合引起的有效应力集中显然S>回，故b-b截面右侧安全。<3) b-b截面左侧WT=0.2d3=0.2X 423=14.82 m3b-b截面左右侧的弯矩、扭矩相同。 弯曲应力凶切应力<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由附表10-4 查得绝对尺寸系数显然S>,故b-b截面左侧安全。第五部分校 核可高速轴轴承FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N1)2)Fr2v=Ft- F riv=1377-352=1025N轴承的型号为 6008, Cr=16.2 kNFA/COr=0计算当量动载荷查表得fP=1.2径向载荷系数 X和轴向载荷系数 Y为X=1, Y=03)=1.2 X <1X 352) =422.4 N验算6008的寿命验算右边轴承键的校核键 1 10 X8 L=80 GB1096-79则强度条件为查表许用挤压应力所以键的强度足够键 2 12 X 8 L=63 GB1096-79则强度条件为查表许用挤压应力 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：箱体壁厚箱盖壁厚,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=18mm 18 mmK 13 mmdf、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齿轮端面与内多f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+<55.5) 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=2.62 i2=3.07 i3=2.5修正后：i1=2.5i2=2.62 i3=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=pdr8r 7 =5.5X 0.95X 0.99=5.42P2=p1r6r 5=5.42X 0.97X 0.99=5.20P3=p2r4r 3=5.20X 0.97X 0.99=5.00P4=p3r2rl 1=5.00X 0.99X 0.99=4.90各轴的输入转矩T1=9550Pdi1 r 8 r 7/nm=9550 X 5.5 X 2.5 X 0.95 X 0.99=128.65T2= T1 i2 r 6 r 5=128.65 X 2.62 X 0.97 X 0.99=323.68T3= T2 i3 r 4 r 3=323.68 X 3.07 X 0.97 X 0.99=954.25T4= T3 r 2 r 1=954.23 X 0.99 X 0.99=935.26轴号功率p转矩T转速n传动比i效率Y电机轴5.52.0960111P 5.42128.653842.50.9425.20323.681482.620.9635.00954.25483.070.96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大齿轮采用复板式结构齿轮z1尺寸z=34 d1=68 m=2 d=44 b=75d1=68ha=ha*m=1 x 2=2mmhf=( ha*+c*>m=(1+0.25> x 2=2.5mmh=ha+hf=2+2.5=4.5mmda=d1 + 2ha=68+2 x 2=72mmdf=d1 - 2hf=68 -2X 2.5=63p= 兀 m=6.28mms= 兀 m/2=3.14 X2/2=3.14mme= 兀 m/2=3.14 X2/2=3.14mmc=c*m=0.25 x 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 x 2=2mmh=ha+hf=2+2.5=4.5mmhf=(1 + 0.5> x 2=2.5mmda=d2+ 2ha=178 + 2 x 2=182df=d1 -2hf=178 -2X2.5=173p=兀 m=6.28mms=Tt m/2=3.14 X2/2=3.14mme=Tt m/2=3.14 X2/2=3.14mmc=c*m=0.25 x 2=0.5mmD存Dg 1.6D4=1.6 X 49=78.4Dg da-10mn=182-10 x 2=162D2 0.25(D0-D3>=0.25(162-78.4>=20R=5 c=0.2b=0.2 X 65=13齿轮3尺寸 由轴可得，d=49 d3=85 z3=34 m=2.5 b=95 ha =ha*m=1 x 2.5=2.5h=ha+hf=2.5+3.125=5.625hf=(ha*+c*>m=(1+0.25> x 2.5=3.125 da=d3+2ha=85+2X 2.5=90 df=d1-2hf=85-2 X 3.125=78.75 p=Tt m=3.14X 2.5=7.85 s=Tt m/2=3.14 X 2.5/2=3.925 e=s c=c*m=0.25 x 2.5=0.625齿轮4寸 由轴可得 d=64 d4=260 z4=104 m=2.5 b=85 ha =ha*m=1 x 2.5=2.5h=ha+hf=2.5+3.25=5.625 hf=(ha*+c*>m=(1+0.25> x 0.25=3.125 da=d4+2ha=260+2X 2.5=265-13-/ 15df=d1-2hf=260-2 X 3.125=253.75 p=Tt m=3.14X 2.5=7.85s=e=Tt m/2=3.14 X 2.5/2=3.925c=c*m=0.25 X 2.5=0.625Dg da-10m=260-10 x 2.5=235Dg 1.6 X 64=102.4D2=0.25(D0-D3>=0.25 X (235-102.4>=33.15 r=5 c=0.2b=0.2 X 85=17参考文献：机械设计徐锦康 主编 机械工业出版社机械设计课程设计陆玉何在洲佟延伟主编第3版机械工业出版社机械设计手册设计心得机械设计课程设计是机械课程当中一个重要环节通过了3周的课程设计使我从各个方面都受到了机械设计的训练，对机械的有关各个零部件有机的结合在一起得到了深刻的认识。由于在设计方面我们没有经验，理论知识学的不牢固，在设计中难免会出现这样那样的问题，如：在选择计算标准件是可能会出现误差，如果是联系紧密或者循序渐进的计算误差会更大，在查表和计算上精度不够准在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力，在设计的过程中还培养出了我们的团队精神，大家共同解决了许多个人无法解决的问题，在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。由于本次设计是分组的，自己独立设计的东西不多，但在通过这次设计之后，我想会对以后自己独立设计打下一个良好的基础。-15 -/ 15