裝配圖二級-帶式運輸機傳動裝置（2）

裝配圖二級-帶式運輸機傳動裝置（2）,裝配,二級,運輸機,傳動,裝置 貴 州 大 學(xué) 設(shè) 計 用 紙 第 - 29 -頁目 錄設(shè)計任務(wù)書2第一部分 傳動裝置總體設(shè)計4第二部分 V帶設(shè)計6第三部分 各齒輪的設(shè)計計算9第四部分 軸的設(shè)計13第五部分 校核19第六部分 主要尺寸及數(shù)據(jù)21設(shè) 計 任 務(wù) 書一、 課程設(shè)計題目：設(shè)計帶式運輸機傳動裝置（簡圖如下）原始數(shù)據(jù)：數(shù)據(jù)編號35710運輸機工作轉(zhuǎn)矩T/(N.m)690630760620運輸機帶速V/(m/s)0.80.90.750.9卷筒直徑D/mm320380320360工作條件：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，使用期限為10年，小批量生產(chǎn)，單班制工作（8小時/天）。運輸速度允許誤差為。二、 課程設(shè)計內(nèi)容1）傳動裝置的總體設(shè)計。2）傳動件及支承的設(shè)計計算。3）減速器裝配圖及零件工作圖。4）設(shè)計計算說明書編寫。 每個學(xué)生應(yīng)完成：1） 部件裝配圖一張（A1）。2） 零件工作圖兩張（A3）3） 設(shè)計說明書一份（60008000字）。本組設(shè)計數(shù)據(jù)：第三組數(shù)據(jù)：運輸機工作軸轉(zhuǎn)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(gòu)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(shè)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(yōu)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、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的結(jié)構(gòu)，并且價格便宜，標(biāo)準(zhǔn)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(yīng)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(xiàn)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(yīng)工作條件、工作可靠，此外還結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。計 算 與 說 明結(jié)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： =0.96 (見課設(shè)P9) 傳動裝置總效率：（見課設(shè)式2-4） （見課設(shè)表12-8）電動機的輸出功率： （見課設(shè)式2-1） 取選擇電動機為Y132M1-6型 （見課設(shè)表19-1）技術(shù)數(shù)據(jù)：額定功率（） 4 滿載轉(zhuǎn)矩（） 960 額定轉(zhuǎn)矩（） 2.0 最大轉(zhuǎn)矩（） 2.0 Y132M1-6電動機的外型尺寸（mm）： （見課設(shè)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、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： （見課設(shè)式2-6） 2、 各級傳動比分配： （見課設(shè)式2-7） 初定 第二部分 V帶設(shè)計外傳動帶選為 普通V帶傳動 1、 確定計算功率：1）、由表5-9查得工作情況系數(shù) 2）、由式5-23（機設(shè)） 2、選擇V帶型號 查圖5-12a(機設(shè))選A型V帶。3.確定帶輪直徑 （1）、參考圖5-12a（機設(shè)）及表5-3（機設(shè)）選取小帶輪直徑 （電機中心高符合要求）（2）、驗算帶速 由式5-7（機設(shè)） （3）、從動帶輪直徑 查表5-4（機設(shè)） ?。?）、傳動比 i （5）、從動輪轉(zhuǎn)速4.確定中心距和帶長（1）、按式（5-23機設(shè)）初選中心距 取（2）、按式(5-24機設(shè))求帶的計算基礎(chǔ)準(zhǔn)長度L0查圖.5-7(機設(shè))取帶的基準(zhǔn)長度Ld=2000mm(3)、按式(5-25機設(shè))計算中心距:a (4)、按式（5-26機設(shè)）確定中心距調(diào)整范圍 5.驗算小帶輪包角1 由式(5-11機設(shè)) 6.確定V帶根數(shù)Z (1)、由表（5-7機設(shè)）查得dd1=112 n1=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。 (2)、由表（5-10機設(shè)）查得P0=0.11Kw (3)、由表查得（5-12機設(shè)）查得包角系數(shù) (4)、由表(5-13機設(shè))查得長度系數(shù)KL=1.03 (5)、計算V帶根數(shù)Z，由式（5-28機設(shè)） 取Z=5根 7計算單根V帶初拉力F0，由式（5-29）機設(shè)。 q由表5-5機設(shè)查得 8計算對軸的壓力FQ，由式（5-30機設(shè)）得 9確定帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸，給制帶輪工作圖 小帶輪基準(zhǔn)直徑dd1=112mm采用實心式結(jié)構(gòu)。大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2=280mm，采用孔板式結(jié)構(gòu)，基準(zhǔn)圖見零件工作圖。第三部分 各齒輪的設(shè)計計算一、高速級減速齒輪設(shè)計（直齒圓柱齒輪）1.齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)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(diào)質(zhì)，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(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取Z1=34 則Z2=Z1i=342.62=89 2.設(shè)計計算。（1）設(shè)計準(zhǔn)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(shè)計，由式（7-9） T1=9.55106P/n=9.551065.42/384=134794 Nmm由圖（7-6）選取材料的接觸疲勞，極限應(yīng)力為 HILim=580 HILin=560由圖 7-7選取材料彎曲疲勞極陰應(yīng)力 HILim=230 HILin=210應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N由式（7-3）計算 N1=60n, at=60(836010)=6.64109 N2= N1/u=6.64109/2.62=2.53109 由圖7-8查得接觸疲勞壽命系數(shù)；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(shù)：SFmin=1.4 又YST=2.0 試選Kt=1.3 由式(7-1)(7-2)求許用接觸應(yīng)力和許用彎曲應(yīng)力 將有關(guān)值代入式(7-9)得 則V1=(d1tn1/601000)=1.3m/s ( Z1 V1/100)=1.3(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=1.08.取K=1.05.則KH=KAKVKK=1.42 ,修正 M=d1/Z1=1.96mm 由表7-6取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)：m=2mm(3) 計算幾何尺寸d1=mz1=234=68mm d2=mz2=289=178mm a=m(z1z2)/2=123mm b=ddt=168=68mm 取b2=65mm b1=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Y=0.7由式(7-12)校核大小齒輪的彎曲強度. 二、低速級減速齒輪設(shè)計（直齒圓柱齒輪）1.齒輪的材料，精度和齒數(shù)選擇，因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)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(diào)質(zhì)，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(wěn)性，齒數(shù)宜取多些，取Z1=34 則Z2=Z1i=343.7=1042.設(shè)計計算。（1） 設(shè)計準(zhǔn)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(shè)計，由式（7-9） T1=9.55106P/n=9.551065.20/148=335540 Nmm由圖（7-6）選取材料的接觸疲勞，極限應(yīng)力為 HILim=580 HILin=560由圖 7-7選取材料彎曲疲勞極陰應(yīng)力 HILim=230 HILin=210應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N由式（7-3）計算 N1=60n at=60148(836010)=2.55109 N2= N1/u=2.55109/3.07=8.33108 由圖7-8查得接觸疲勞壽命系數(shù)；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(shù)：SFmin=1.4 又YST=2.0 試選Kt=1.3 由式(7-1)(7-2)求許用接觸應(yīng)力和許用彎曲應(yīng)力 將有關(guān)值代入式(7-9)得 則V1=(d1tn1/601000)=0.55m/s ( Z1 V1/100)=0.55(34/100)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=1.08.取K=1.05.則KH=KAKVKK=1.377 ,修正 M=d1/Z1=2.11mm 由表7-6取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)：m=2.5mm(3) 計算幾何尺寸d1=mz1=2.534=85mm d2=mz2=2.5104=260mm a=m(z1z2)/2=172.5mm b=ddt=185=85mm取b2=85mm b1=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=0.7由式(7-12)校核大小齒輪的彎曲強度.總結(jié)：高速級 z1=34 z2=89 m=2 低速級 z1=34 z2=104 m=2.5第四部分 軸的設(shè)計高速軸的設(shè)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(diào)質(zhì)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(lián)軸器的軸段僅受扭矩作用.取c=110則: D1min= D2min=D3min=3.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(jù)軸承確定各軸安裝軸承的直徑為:D1=40mmD2=45mmD3=60mm4.結(jié)構(gòu)設(shè)計(現(xiàn)只對高速軸作設(shè)計,其它兩軸設(shè)計略,結(jié)構(gòu)詳見圖)為了拆裝方便,減速器殼體用剖分式,軸的結(jié)構(gòu)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，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(yīng)與密封毛氈的尺寸同時確定，查機械設(shè)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32mmdmin 。（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(nèi)壁的距離加上箱體內(nèi)壁到齒輪端面的距離加上2mm，l1=32mm。2段應(yīng)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。l5和軸承6008同寬取l5=15mm。l6=55mm，7段同大帶輪同寬，取l7=90mm。其中l(wèi)4，l6是在確定其它段長度和箱體內(nèi)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=159mm，L3=107.5mm。（3）.軸上零件的周向固定為了保證良好的對中性，齒輪與軸選用過盈配合H7/r6。與軸承內(nèi)圈配合軸勁選用k6，齒輪與大帶輪均采用A型普通平鍵聯(lián)接，分別為16*63 GB1096-1979及鍵10*80 GB1096-1979。（4）.軸上倒角與圓角為保證6008軸承內(nèi)圈端面緊靠定位軸肩的端面，根據(jù)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(jù)標(biāo)準(zhǔn)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/d1=Fr=Fttg20。=3784FQ=1588N在水平面上FR1H=FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411N在垂直面上FR1V=Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N（3） 畫彎矩圖在水平面上，a-a剖面左側(cè) MAh=FR1Hl3=96652.5=50.715Nma-a剖面右側(cè) MAh=FR2Hl2=411153=62.88 Nm在垂直面上 MAv=MAV=FR1Vl2=352153=53.856 Nm合成彎矩，a-a剖面左側(cè)a-a剖面右側(cè)畫轉(zhuǎn)矩圖轉(zhuǎn)矩 3784（68/2）=128.7Nm6.判斷危險截面顯然，如圖所示，a-a剖面左側(cè)合成彎矩最大、扭矩為T，該截面左側(cè)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(cè)也可能是危險截面。若從疲勞強度考慮，a-a，b-b截面右側(cè)均有應(yīng)力集中，且b-b截面處應(yīng)力集中更嚴(yán)重，故a-a截面左側(cè)和b-b截面左、右側(cè)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 (1)a-a剖面左側(cè)3=0.1443=8.5184m3=14.57 （2）b-b截面左側(cè)3=0.1423=7.41m3b-b截面處合成彎矩Mb:=174 Nm=27 8.軸的安全系數(shù)校核:由表10-1查得(1)在a-a截面左側(cè)WT=0.2d3=0.2443=17036.8mm3由附表10-1查得由附表10-4查得絕對尺寸系數(shù);軸經(jīng)磨削加工, 由附表10-5查得質(zhì)量系數(shù).則彎曲應(yīng)力 應(yīng)力幅 平均應(yīng)力 切應(yīng)力 安全系數(shù)查表10-6得許用安全系數(shù)=1.31.5,顯然S,故a-a剖面安全.(2)b-b截面右側(cè)抗彎截面系數(shù)3=0.1533=14.887m3抗扭截面系數(shù)WT=0.2d3=0.2533=29.775 m3又Mb=174 Nm,故彎曲應(yīng)力切應(yīng)力 由附表10-1查得過盈配合引起的有效應(yīng)力集中系數(shù) 。 則顯然S,故b-b截面右側(cè)安全。（3）b-b截面左側(cè) WT=0.2d3=0.2423=14.82 m3b-b截面左右側(cè)的彎矩、扭矩相同。彎曲應(yīng)力 切應(yīng)力 （D-d）/r=1 r/d=0.05，由附表10-2查得圓角引起的有效應(yīng)力集中系數(shù)。由附表10-4查得絕對尺寸系數(shù)。又。則 顯然S,故b-b截面左側(cè)安全。第五部分 校 核高速軸軸承FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411NFr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N軸承的型號為6008，Cr=16.2 kN1） FA/COr=02） 計算當(dāng)量動載荷 查表得fP=1.2徑向載荷系數(shù)X和軸向載荷系數(shù)Y為X=1，Y=0 =1.2（1352）=422.4 N3） 驗算6008的壽命 驗算右邊軸承 鍵的校核鍵1 108 L=80 GB1096-79 則強度條件為 查表許用擠壓應(yīng)力 所以鍵的強度足夠鍵2 128 L=63 GB1096-79 則強度條件為 查表許用擠壓應(yīng)力所以鍵的強度足夠聯(lián)軸器的選擇 聯(lián)軸器選擇為TL8型彈性聯(lián)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V1.52m/s所以采用飛濺潤滑，第六部分 主要尺寸及數(shù)據(jù)箱體尺寸:箱體壁厚箱蓋壁厚箱座凸緣厚度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(shù)目n=4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d1=M12聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)=150mm軸承端蓋螺釘直徑d3=M8定位銷直徑d=6mmdf 、d1 、d2至外箱壁的距離C1=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R1=11mm凸臺高度根據(jù)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(nèi)箱壁距離1=10mm齒輪端面與內(nèi)箱壁距離2=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(shè)計課程設(shè)計P17P21傳動比原始分配傳動比為：i1=2.62 i2=3.07 i3=2.5修正后 ：i1=2.5 i2=2.62 i3=3.07各軸新的轉(zhuǎn)速為 ：n1=960/2.5=3.84 n2=384/2.61=147 n3=147/3.07=48各軸的輸入功率P1=pd87 =5.50.950.99=5.42P2=p165=5.420.970.99=5.20P3=p243=5.200.970.99=5.00P4=p321=5.000.990.99=4.90各軸的輸入轉(zhuǎn)矩T1=9550Pdi187/nm=95505.52.50.950.99=128.65T2= T1 i265=128.652.620.970.99=323.68T3= T2 i343=323.683.070.970.99=954.25T4= T3 21=954.230.990.99=935.26軸號功率p轉(zhuǎn)矩T轉(zhuǎn)速n傳動比i效率電機軸5.52.09601115.42128.653842.50.9425.20323.681482.620.9635.00954.25483.070.96工作機軸4.90935.264810.98齒輪的結(jié)構(gòu)尺寸兩小齒輪采用實心結(jié)構(gòu)兩大齒輪采用復(fù)板式結(jié)構(gòu)齒輪z1尺寸z=34 d1=68 m=2 d=44 b=75d1=68 ha=ha*m=12=2mm hf=( ha*+c*)m=(1+0.25)2=2.5mm h=ha+hf=2+2.5=4.5mm da=d12ha=68+22=72mm df=d12hf=6822.5=63 p=m=6.28mm s=m/2=3.142/2=3.14mm e=m/2=3.142/2=3.14mm c=c*m=0.252=0.5mm齒輪z2的尺寸由軸可 得d2=178 z2=89 m=2 b=65 d4=49 ha=ha*m=12=2mm h=ha+hf=2+2.5=4.5mmhf=(10.5)2=2.5mm da=d22ha=17822=182df=d12hf=17822.5=173 p=m=6.28mms=m/2=3.142/2=3.14mme=m/2=3.142/2=3.14mmc=c*m=0.252=0.5mmDTD31.6D4=1.649=78.4D0da-10mn=182-102=162D20.25(D0-D3)=0.25(162-78.4)=20R=5 c=0.2b=0.265=13齒輪3尺寸由軸可得, d=49 d3=85 z3=34 m=2.5 b=95ha =ha*m=12.5=2.5 h=ha+hf=2.5+3.125=5.625hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)2.5=3.125da=d3+2ha=85+22.5=90 df=d1-2hf=85-23.125=78.75p=m=3.142.5=7.85 s=m/2=3.142.5/2=3.925e=s c=c*m=0.252.5=0.625齒輪4寸由軸可得 d=64 d4=260 z4=104 m=2.5 b=85ha =ha*m=12.5=2.5 h=ha+hf=2.5+3.25=5.625hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)0.25=3.125da=d4+2ha=260+22.5=265 df=d1-2hf=260-23.125=253.75p=m=3.142.5=7.85 s=e=m/2=3.142.5/2=3.925c=c*m=0.252.5=0.625D0da-10m=260-102.5=235D31.664=102.4D2=0.25(D0-D3)=0.25(235-102.4)=33.15r=5 c=0.2b=0.285=17參考文獻：機械設(shè)計徐錦康 主編 機械工業(yè)出版社機械設(shè)計課程設(shè)計陸玉 何在洲 佟延偉 主編第3版 機械工業(yè)出版社機械設(shè)計手冊設(shè)計心得機械設(shè)計課程設(shè)計是機械課程當(dāng)中一個重要環(huán)節(jié)通過了3周的課程設(shè)計使我從各個方面都受到了機械設(shè)計的訓(xùn)練，對機械的有關(guān)各個零部件有機的結(jié)合在一起得到了深刻的認(rèn)識。由于在設(shè)計方面我們沒有經(jīng)驗，理論知識學(xué)的不牢固，在設(shè)計中難免會出現(xiàn)這樣那樣的問題，如：在選擇計算標(biāo)準(zhǔn)件是可能會出現(xiàn)誤差，如果是聯(lián)系緊密或者循序漸進的計算誤差會更大，在查表和計算上精度不夠準(zhǔn)在設(shè)計的過程中，培養(yǎng)了我綜合應(yīng)用機械設(shè)計課程及其他課程的理論知識和應(yīng)用生產(chǎn)實際知識解決工程實際問題的能力，在設(shè)計的過程中還培養(yǎng)出了我們的團隊精神，大家共同解決了許多個人無法解決的問題，在這些過程中我們深刻地認(rèn)識到了自己在知識的理解和接受應(yīng)用方面的不足，在今后的學(xué)習(xí)過程中我們會更加努力和團結(jié)。由于本次設(shè)計是分組的，自己獨立設(shè)計的東西不多，但在通過這次設(shè)計之后，我想會對以后自己獨立設(shè)計打下一個良好的基礎(chǔ)。