《机械设计课程设计》带式输送机说明书和总装图设计_说明书

1、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） 原始数据: 数拯编号 3 5 7 1 0 运输机工作转矩T/ （N. m） 69 0 630 7 60 6 2 0 运输机带速V / （m/s） 0.8 09 0. 7 5 09 卷筒直径D/mm 3 20 380 32 0 360 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小时/天）。运输速度 允许误差为5%。 二、课

2、程设计内容 1）传动装巻的总体设计。 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(Al)o 2) 零件工作图两张(A3) 3) 设计说明书一份(6 0008000字)。 本组设计数据： 第三组数据：运输机工作轴转矩T/(Nm) 690 运输机带速V/ (m/s)0.8o 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。 第一部分传动装置总体设计 一、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： 一 1

3、 X 1 1 . 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。髙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

4、明 選 三、原动机选择(Y系列三相交流异步电动机) 工作机所需功率: Pw r/ =o. 96 （见课设 P 9 ） V0.8“门 t ,7 = = Q -门 x = 48/?.emin 70）3.14x0.32 传动装置总效率：（见课设式2- 4 ） 广久叨67久 7 = 0.990 = 0.997 = 0.99 广 0.97 Tf. = 0.99 口 =0.977=0.99 广0.95 （见课设表12-8） 叶=0.99 x 0.99 x 0.99 x 0.97 x 0.99 x 0.97 x 0.99 x 0.95 = 0.85 电动机的输出功率：Pd （见课设式2 1） 3.6 085

5、 心423Kw 取 Pd = 55K 选择电动机为Y132M6型 技术数据：额定功率（KJ （见课设表1 91） 满载转矩（久Q 960 额定转矩（Nm）20 最大转矩（Nm ）20 Y132M1- 6电动机的外型尺寸（mm）:（见课设表1 9 -3） A: 216 B： 178 C： 8 9D:38 E:80 F： 10 G： 33 H： 132 K： 12 AB： 2 80 AC:270 AD：210 HD： 315BB: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 K 总传动比：i （见课设式2-6） i = = 2 = 20 la n 48 2、各级传动比分配：

6、（见课设式2-7） ia = hi2h 匚=20 = 2.62x3.07x2.5 初定 匸=2.62 i2 = 3.07 i、= 2.5 第二部分V带设计 外传动带选为 普通V带传动 lx确定计算功率：P 1）、由表5-9査得工作情况系数Ka = XA 2）、由式5-23（机设）氏= Kdl lx5.5 = 5.65怎 2、选择V带型号 査图5-12a （机设）选A型V带。 3. 确定带轮直径几 （1）、参考图5- 1 2a （机设）及表5-3 （机设）选取小带轮直径 创 =112nvn 2 H （电机中心高符合要求） （2验算带速 由式5-7（机设） 仏兀dm 60 x1000 960 xx

7、112 60 x 1000 心563 m-5 1 （3）、从动带轮直径dm = .J * = 2.61x112 = 293.24“ 査表 5-4 (机设)取 2 = 280,77,77 (4) 、传动比 i / = = = 2.5 Ch I (5) 、从动轮转速 960 380 7?-min 1 4. 确定中心距和带长厶 、按式（52 3机设）初选中心距 。7（几+厶）仏匸2也+厶） 274.4 ()dd t =1X 6 8=68mm 取 b 2 =65mmbl=b2+10=75 3. 校核齿根弯曲疲劳强度 由图 7-18 査得，YFS 1=4.1, YFS2=4. 0 取 Y e =0. 7

8、 由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度. 2K/r 6如制 62 = 6尹=40.53X 曹=39.54M p “ 5 11 nun 【6小眇 / nun 升卜黑上厶=328KR 5 Fmin mm Ge 卜譬 Q Fmin 将有关值代入式(7-9)得 du = l (台丕各)2 2KJ 性1 = 70.43 则 Vl= (n d 1 tnl/60X1 0 00) =0. 5 5 m/s (Z1 Vl/100)=0 . 5 5X(34/10 0 ) m/s=0 19m/s 査图7-10得Kv=l. 0 5 由表7-3査和得K A=1.25.由表74査得KP=1.0 去 13=6mm, 4 段

9、：1 4= 1 09mm。1 5 和轴承 60 0 8 同宽取 15=15nm。1 6 =55mm, 7 段同大带轮同宽，取 17=90m m其中1 4, 16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Ll=52. 5 mm, L 2=15 9 mm, L3 = 107. 5mm. (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/r6o与轴承内圈配合轴劲选用k 6,齿轮与大带轮 均采用A型普通平键联接，分别为16*63 GB1096-197 9及键10*80 GB10 9 6-1 9 79, (4) .轴上倒角与圆角 为保证600

10、 8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1皿。其他 轴肩圆角半径均为2mm。根据标准GB6 4 03. 4- 1 986,轴的左右端倒角均为1*4 5。 5. 轴的受力分析 (1) 画轴的受力简图。 (2) 计算支座反力。 2x12&65 Ft=2T 1 /dl= 68 =37847V Fr=Fttg2 0o 二 3 784x0 3639 =13772 FQ=15 8 8N 在水平面上 F3 _ 3784x52.5 153 + 52.5 =966N 155 Fn=Fr-FRlH=l 3 7 7-96 6 =41 IN 在垂直面上 FR1V= 1377x52.5

11、153 + 52.5 = 352N F r 2V=Ft- FR1V= 1 377-352= 1 025 N (3) 画弯矩图 在水平面上，犷a剖面左侧 血二F R 1H13=966X5 2.5=5O.71 5N m a-a剖面右侧 Mh=FR2H12=4 1 lx153=6 2. 8 8 Nm 在垂宜面上 MAv=M?AV=FRlV 1 2=35 2 X15 3 =53. 8 5 6 Nm 合成弯矩,a-a剖面左侧 M广 爲+ Ml, = j50715+53856 = 73.97 n m a- a剖面右侧 Ma = JM爲+M爲=j62.88+53856 = Q9N m 画转矩图 T 一 d

12、/ 2 - 转矩 V _37 84X (68/2) =12& 7N m 6. 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，旷a,bb截面右侧均有 应力集中，且b-b截面处应力集中更严垂，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 査得匕卜 b_il = MM bo = 100MM fl = = % = 0.6 (1 )aa剖面左側 W = 0.1 3=o. i x443=8. 5184m3

13、8.5184 = 14. 570 (2)b-b截面左侧 W=OAd 3=0,1X42 3=7. 41m3 b-b截面处合成弯矩Mb: ./ -42.5153-42 5 75飞不二 = 174 Nm _M +(aT7 ,174+(06x128.7) VV 7.41 6VV7.41=27 MPa (同 轴的安全系数校核 6 = 650MR9 = 3OOMP亿厂=1屮广?匕=】在丁 a截面左侧 WT 二0. 2d3=0.2X 443=170 3 6 8 mm 3 由附表10T査得T，T63,由附表MY査得绝对尺寸系数& = *81 & = 削加工，由附表10-5査得质量系数0 = 1则 弯曲应力 M

14、 73 97 6广 TTiJ面68M% 应力幅 平均应力 切应力 T = = 1285 = F MPa L1 W, 17.0368 T =r =D = 1L = 3 加 MPa a in 22 安全系数 c b - 5 (T R 疋6 + 0Q,” 300 亠皿3严 1.0 x0.81 S广 W= 1 &22 x 3.79 + 0.1x3.79 1.0 x0.76 SaSr 28x18.22 S = ( = = 15.27 Js；+s； J282+18222 査表10-6得许用安全系数LL 1.31. 5,显然S$1,故a-a剖面安全. (2) b -b截面右侧 抗弯截面系数 W =二0. 1

15、 X 5 3 3 = 14. 887m3 抗扭截面系数 WT=0. 2d3=0 2 X 5 3 3= 2 9. 775 m3 又Mb=174 N-m,故弯曲应力 宀174 6W 14.887 = .7MPa 切应力 = = 128,7 = 4.32MP Ct29.775 号 2.16MM 由附表 10 1査得过盈配合引起的有效应力集中系数 Ka = 26 K广 1 89, & = 081, & = 076,0 = 1.0,0 广 02 妙.=0.1 C =QLzl O a R 话6 + 0Q” 飞5型=74 -xll.7 + 0.2x0 1.0 x0.81 155 =27 74 1 89 :x

16、 2.16 + 0 x216 1.0 x0.76 C = U 二 =亠， = ” Js；+s； J37.74 +27.74 SoSr 37.74 x 27.74 故bb截面右侧安全。 (3) bb截面左侧 WT=0 2 d3=0. 2X423=1 4 . 8 2 m3 b-b截面左右侧的弯矩、扭矩相同。 弯曲应力 =23-48 6 = 切应力 Ta = Tm = = Pa (D-d ) / r = 1 r/d=O. 05 ,由附表10-2査得圆角引起的有效应力集中系数 K戶48Ki36。由附表10-4査得绝对尺寸系数& = 袒& = 兀。又 0 = 10几2% = 01。则 C =QLzl O

17、 a K 话6 + 0Q” 300 T4S= 76 :x 23.48+ 0.2x0 1.0 x0.83 155 1 36=19 38 _2x 4.34 + 0.1x 4.349 1.0 x0.78 SaSr 7.16x19.38 S =严 oQ(=一、= 72 Js；+s； J7.1S + 19.38 显然S s,故bb截面左侧安全。 第五部分校核 髙速轴轴承 FRIH = EAJ784x525 人 + 厶 153 + 52.5 = 966N F R2H=Fr-FRlH=1377-966= 4 1 1 N FR1V = IM 1377x52.5 153 + 52.5 = 352 Frtv=Ft

18、- Fmv=13 77-352=1 0 25N 轴承的型号为60 0 8, Cr=l 6.2 kN 1) F A/C0r=0 2) 计算当量动载荷 P产九任几+ 丫斤) 査表得fP=1.2径向载荷系数X和轴向载荷系数Y为X=l, Y=0 P-/p(xFr + YFa)=i 2 X (1X352) =4 22.4 N 3）验算6008的寿命 Lh_ 384 竺162 = 2448486 28800 422.4 7 验算右边轴承 _ 16667 Lh_ 384 28800 键的校核 键 110X 8L=80GB1096-7 9 则强度条件为 2772x12&65/0.032 “ 一“ rr = 3

19、3.5MP 5 Ik (1.2x1025), 0.08x0.003 Irr =W0MPa 査表许用挤压应力Q “ 所以键的强度足够 键 212X8L=63GB109 6 -79 则强度条件为 2772x128.65/0.044 rr = 3095MP “ 5 Ik 0.063x0.003 l/y |=110MPg 査表许用挤压应力 所以键的强度足够 联轴器的选择 联轴器选择为T L 8型弹性联轴器 GB4 3 23-84 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（

20、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V21. 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=10劝 箱盖壁厚SlWn 箱座凸缘厚度b二15mm 箱盖凸缘厚度bl=l 5 mm 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d 1=M12 联接螺栓d 2的间距1 = 15 Omm 轴承端盖螺钉直径d 38 定位销宜径d=6mm df x d 1、d2 至外箱壁的距离 Cl = 18mm、18 mm、1 3 mm df. d2至凸缘边缘的距离C2=16mm

21、. 11 mm 轴承旁凸台半径Rl=l 1 mm 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Ll=40mm 大齿轮顶圆与内箱壁距离二1 Omm 齿轮端面与内箱壁距离厶2二10 mm 箱盖，箱座肋厚ml =m=7mm 轴承端盖外径D2 :凸缘式端盖：D+（5飞.5）d3 以上尺寸参考机械设计课程设计P1 7P 2 1 传动比 i3=2. 5 i 3=3. 0 7 原始分配传动比为：i 1 =2. 62 i 2=3. 0 7 修正后：i 1=2.512=2. 62 各轴新的转速为 :n 1 =960/2. 5=3.84 n2=384 /2. 6 1 =147 n3=14 7 /3.

22、07=48 各轴的输入功率 Pl=p d n 8 n 7 =55X 0 . 95X 0.99=5. 4 2 P2=pln6n 5=5.42 X0 97X0. 99=5. 20 P3=p2n 4 n 3=5. 20X0. 97 X 0.99=5. 00 P4=p3 n 2 n 1=5. 00 X0 9 9 X0. 99=4. 90 各轴的输入转矩 T l=9550Pd i 1 n8n 7/nm=9 550X 5.5X2 5 X0. 9 5X0.9 9 =12& 65 T2 = T 1 i2n6n 5 =128. 65X2. 62X0.9 7 X0. 9 9=323. 6 8 T3= T2 i3

23、3=32 3.6 8 X3. 07X0. 97X 0 99 = 9 5 4. 25 T4= T3 n2n 1=954. 23X0. 99X0. 99=935. 26 轴号 功率P 转矩T 转速n 传动比i 效率n 电机轴 5.5 2.0 960 1 1 1 5. 42 128. 65 384 2.5 0. 94 2 5. 20 323. 68 118 2.62 0. 96 3 5. 00 954.25 18 3.07 0. 96 工作机轴 4.90 935. 26 48 1 0. 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(11=6 8 m=2

24、d=44 b=7 5 dl=6 8 ha=h a *m= 1 X2= 2 mm h f=( ha*+c*)m= (1+0. 2 5) X2=2. 5mm h=ha+ h f=2+ 2 5=4. 5mm da=dl+2ha=68 + 2 X2=72mm df=dl-2hf=68-2X2. 5=6 3 p= n m=6.2 8 mm s 二兀 ni/2=3 1 4X 2/2= 3.14 mm e=兀 m/2=3.1 4 X 2/2= 3 14mm c=c*m= 0.25X2=0. 5 mm 齿轮z2的尺寸 由轴可 得 d2= 178z2=8 9m=2b=65d4=4 9 ha=ha*m= 1X2

25、=2mm h= h a+hf=2 + 2 . 5 =4. 5mm hf=(l+0.5) X2=2. 5 mm da=d2+2ha=17 8 +2X2=182 d f =dl-2hf=178 -2X2. 5= 1 73 p= n m= 6 . 2 8mm s= n m/2=3. 14X2/2=3. 1 4mm e= m/ 2 =3 14 X 2/ 2 =3. 14mm c=c*m=0. 25X2=0. 5mm 0 +_ 78.4 + 162 _12Q DTq 22 D 31 6D 4 =1.6X4 9 =7& 4 D0 d a - 1 0 mn= 182-10X2=16 2 D20.25(DO-

26、D3)=0. 25(162-78.4) =2 0 R=5c=0 2b=0. 2X65=13 齿轮3尺寸 由轴可得，d=4 9 d 3=85 z 3=34 m=2. 5 b =95 ha =ha*m=l X 2 5=2.5 h=ha+hf = 2.5+3.125=5. 62 5 hf= (ha*+c*)m= (1+0. 25) X2.5=X 1 2 5 da二d3+ 2ha =85+2X 2.5=9 0 df=dl-2h f =85-2X3.125=78. 7 5 p = nm=3. 14X2. 5= 7.85 s=nm/2=3. 14X2. 5/2 = 3.925 e=sc=c*m=0. 25X2. 5=0. 625 齿轮4寸