机械毕业设计

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)1-01JL1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/mm320380320360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

2、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）零件工作图两张（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/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、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：-IPX1二、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

3、、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、成本低传动效率高结果计算与说明三、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 w =0.96（见课设P9）i48 R.?minV0.8n D 3.14 0.32

4、传动装置总效率：（见课设式2-4）a0.990.990.990.97, 0.990.971234560.990.95（见课设表 12-8）780.99 0.99 0.99 0.97 0.99 0.97 0.99 0.950.85a电动机的输出功率：Pd（见课设式2-1）Pd H 085 423KW取 Pd 55Kwa选择电动机为Y132M1-6 型 （见课设表19-1）技术数据：额定功率（Kw）4满载转矩（rmin ）960额定转矩（N m）2.0最大转矩（N m ）2.0Y132M1-6 电动机的外型尺寸（mm ）:（见课设表19-3）A: 216 B: 178 C： 89 D : 38 E

5、： 80 F： 10 G:33 H : 132 K: 12 AB : 280 AC : 270 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总传动比：i a（见课设式2-6 ）a nm 960 20a n 482、各级传动比分配：（见课设式2-7） i a i 1 i 2 i3ja 20 2.62 3.07 2.5初定 i1 2.62j23.07i32.5第二部分V带设计外传动带选为 普通V带传动确定计算功率：Pca1 ）、由表5-9查得工作情况系数 KA 1.12）、由式 5-23 （机设）Pca KA P 1.1 5.5 5.

6、65kw2、选择V带型号查图5-12a（机设）选A型V带。3. 确定带轮直径da1 da2（1 ）、参考图5-12a （机设）及表5-3 （机设）选取小带轮 直径 da1 112mmda1 H2（电机中心高符合要求）（2、按式（5-24机设）求带的计算基础准长度L0L。(ddi dd2)22a。2(ddi dd2) di d2(222700(112 280)(280 112) )mm24 7001960mm查图.5-7（机设）取带的基准长度Ld=2000mm、按式（5-25机设）计算中心距:a（2）、验算带速由式5-7 （机设）15.63 m sni dai 960 ii260 1000 60

7、 1000(3)、从动带轮直径da2da2 i dai （1、按式（5-23机设）初选中心距0.7 dai da2 a。2 dai da2 74.4 a787 取 a0700mm-61 112 293-24mm查表5-4 (机设)取da2 280mm（4）、传动比ii 血 280i dai 兄（5、从动轮转速ni 960m380 R mina。Ld L02000 19604.确定中心距a和带长Ld、按式（5-26机设）确定中心距调整范围amax 90.03Ld(720 0.03 2000)mm 780mm9mina 0.015Ld (720 0.015 2000)mm 690mm5. 验算小带

8、轮包角a 1由式（5-11机设）180 dd2 dd1 60 166 120 a6. 确定V带根数Z（1）、由表（5-7 机设）查得 dd1=112n1=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。118 1 00P0（1.00（960 800）Kw1.16KwP0980 800（2）、由表（5-10 机设）查得P0=0.11Kw（3）、由表查得（5-12机设）查得包角系数k 0.96（4）、由表（5-13机设）查得长度系数KL=1.03（5）、计算V带根数Z,由式（5-28机设

9、）Z（P。PeaP0)K Kl5.56(1.160.11) 0.96 1.034.49取Z=5根7 .计算单根V带初拉力F0，由式（5-29 ）机设。F 0 500 常嘗 1） qJ 160Nq由表5-5机设查得8 .计算对轴的压力FQ,由式(5-30机设)得1 160Fq 2Z F0si(2 5 160 sin )N 1588N9 .确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图小带轮基准直径ddi=112mm 采用实心式结构。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一、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

10、功率不大，转速 不高，材料按表7-1选取，都采用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8级，轮齿表面精糙度为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Z仁34则Z2=Z1i=34 X2.62=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 )d1t 3ZHZZZE2Kt1a U 1Hd uT1=9.55 X 106 X P/n=9.55 X 106 X 5.42/384=134794N mm由图(7-6 )选取材料的接触疲劳，极限应力为&H

11、ILim =5806HILin =560由图7-7选取材料弯曲疲劳极阴应力6HILim =2306HILin =210应力循环次数N由式(7-3 )计算N 1=60n, at=60x(8 X360 X10)=6.64 X109N 2= N1/u=6.64 X109/2.62=2.53X109由图7-8查得接触疲劳寿命系数；Zn1 =1.1 Z N2 = 1.04由图7-9查得弯曲；Yn1 =1 Y N2=1由图7-2查得接触疲劳安全系数：SFmin=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H2F1F2占 ZN1 638M PaSh min迪 Z

12、n2 582M PaH min；nYsTYn1 328K Pa minJ YN2 300M Pamin将有关值代入式(7-9)得d1t 3(Z2込专罰则 V1=( nd1tn1/60 X1000)=1.3m/s(Z1 V1/100)=1.3x(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查得 K p=1.08.取 K a=1.05.贝卩 KH=KAKVK pK a=1.42 ，修正1 42di dit斗百 66-68mmM=d1/Z 仁 1.96mm由表7-6取标准模数：m=2mm(3)计算几何尺寸d仁m z1=2 X34=68

13、mm d2=mz2=2 X89=178mm a=m(z1 + z2)/2=123mm b= ddt=1 X68=68mm取 b2=65mmb仁b2+10=753. 校核齿根弯曲疲劳强度由图 7-18 查得，YFS仁4.1 , YFS2=4.0 取 Y =0.7由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度.2K 2 1.37 1367841 342 23F1F123234.1 0.7 40.53M PdZ1mVFS24 0F2F1严40.53石39.54M Pa f2Y FS14.1二、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7-1选取，都

14、采用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 8级，轮齿表面精糙度为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 Z仁34贝卩 Z2=Z1i=34 X3.7=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 ).3jZHZzZE2Ktla U 1dit 3 H d rT1=9.55 X 106 X P/n=9.55 X 106 X 5.20/148=335540N mm由图(7-6 )选取材料的接触疲劳，极限应力为dHILim =5806HILin

15、 =560由图7-7选取材料弯曲疲劳极阴应力6-IILim =2306HILin =210应力循环次数N由式(7-3 )计算N 1=60n at=60 X148 X(8 X360 X10)=2.55 X109N2= N1/u=2.55X109/3.07=8.33X108由图7-8查得接触疲劳寿命系数；ZN1 = 1.1 Z N2=1.04由图7-9查得弯曲；Yn1 =1 Y N2 =1由图7-2查得接触疲劳安全系数：SFmin =1.4又丫st=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580M PaS2 586M PaF1丫*328K PaminF 2lin

16、丫 ST .F2Yn2300M PaF min将有关值代入式(7-9)得d1t 3(ZuZeZ)22KTu 170.43mmIH2d u则 W=( ndltn1/60 Xl000)=0.55m/s(Z1 V1/100)=0.55x(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 K p=1.08.取 K a=1.05.则 KH=KAKVK pK a=1.377 ,1 37修正d1 dltVT3- 71.8mmM=d1/Z 1= 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 X3

17、4=85mmd2=mz2=2.5 X104=260mma=m(z1 + z2)/2=172.5mmb= ddt=1 X85=85mm取 b2=85mmb仁b2+10=953.校核齿根弯曲疲劳强度由图 7-18 查得，Yfsi=4.1 , Yfs2=4.0 取 YR7由式(7-12)校核大小齿轮的弯曲强度F1F22KZi2mY FS2Y FS12 1.373355401 3422.534.10.7127.9 40 124.8M pa4.1Pa总结：高速级 z仁34z2=89低速级 z仁34z2=104127.9M pam=2F1F2m=2.5D2m in二D3m in二3520 36mm1101

18、48110 3V 485.0052mm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.取c=110则:5 42110 3 27mmD1mi n= 3843. 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：D仁 40mmD2=45mmD3=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

19、，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,故该段直径为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=36mm 的毛毡圈，故取 6 段 36mm。 7段装大带轮，取为 32mmdmin 。（2）各轴段长度的确定轴段

20、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I2=73mm。3段的长度按轴肩宽度公式计算 I3=1.4h ;去 I3=6mm , 4 段：l4=109mm。15和轴承6008同宽取I5=15mm。I6=55mm，7段同大带轮同宽，取I7=90mm 。其中I4，I6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L仁52.5mm ，L2=159mm， 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/r6。与 轴承内圈配合轴劲选

21、用k6，齿轮与大带轮均采用A型普通平键 联接，分别为 16*63GB1096-1979 及 键 10*80GB1096-1979。（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。2 128.653784NFt=2T1/d 仁68Fr=Fttg20 。=3784.3639 1377NFQ=1588N在水平面上FrbFrih=I2 l3378452.515352.5966NFr

22、2h =Fr-FR1H=1377-966=411N在垂直面上Fib 1377 525352NFR1V= I2 13153 52.5Fr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N(3)画弯矩图在水平面上，a-a剖面左侧52.5=50.715N mM Ah=FR1H13=966a-a剖面右侧M h=FR2H12=411153=62.88 N m在垂直面上MAv=M V=FR1Vl2=352X 153=53.856合成弯矩，a-a剖面左侧Ma mAh M Av50.7152 53.8562 73.97 N ma-a剖面右侧Ma2 aH2M aV2 262.88 53.85682.79N m

23、画转矩图转矩 T Ft d/2 3784 X(68/2 ) =128.7N6. 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60MPalOOMPa6%00bW 0.1d 3=0.1X443=8.5184m3M2 (aT)o.6 128.7?= 14.578.5184MPa(2) b-b截面

24、左侧W 0.1d 3=0.1 X423=7.41m3b-b截面处合成弯矩Mb:1242.5Mb Mal3153 42.582.7952 552.5=174 N m M2(aT)2e2 2174.6 128.7=277.41MPa8.轴的安全系数校核10-1 查得B 650MPa,1 300MPa,1155MPa,02,0.1(1)在 a-a0.6(1)a-a剖面左侧截面左侧WT=0.2d3=0.2X443=17036.8mm3由附表10-1查得K 11K 1.63,由附表10-4查得绝对尺寸系数0.81,0.76；轴经磨削加工，由附表10-5查得质量系数1.0.则弯曲应力73.978.68MP

25、a8.5184应力幅8.68MPa平均应力切应力T 7.572 23.79MPa安全系数3001 288.68 0.2 01.0 0.81155-16318.223.79 0.1 3.79m 1.0 0.7628 18.22215.2728 18.22查表10-6得许用安全系数S =1.31.5,显然S S，故a-a剖面安全.(2)b-b截面右侧抗弯截面系数 W 1d 3=0.1 X533=14.887m3抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2X533=29.775 m3又Mb=174 N m,故弯曲应力b 晋蟲 11.7MPab 11.7Mpa切应力Wt黑 4MPam 2.16MPam 2由

26、附表10-1查得过盈配合引起的有效应力集中系数26K1.89,0.81,0.76,1.0,0.2,1300匕611.70.2 0am 1.0 0.8111550.137.74a189 2.16 0.1 2.16m 1.0 0.7627.7437.74 27.74/ 2 237.74 27.7422.36显然S S，故b-b截面右侧安全。(3)b-b截面左侧WT=0.2d3=0.2X423=14.82 m3b-b截面左右侧的弯矩、扭矩相同。弯曲应力17423.48MPa7.4123.48MPaO切应力8.68MPa14.824.34MPa(D-d ) /r=1r/d=0.05,由附表10-2查得

27、圆角引起的有效应力集中系数K 1.48,K 1.36。由附表10-4查得绝十、-0 830 78 1.0,0.2,0.1“对尺寸系数83,。又。则30014823.48 0.2 01.0 0.837.161551364.34 0.1 4.3491.0 0.7819.387.16 19.387.162 19.382显然S，故b-b截面左侧安全。第五部分校核 高速轴轴承FR1H 虫 378士 966N |2 la 153 52.5FR2H二Fr-FR1H=1377-966=411NFR1VFt?|31377 52.5153 52.5352NFr2v =Ft- F r1v = 1377-352=10

28、25N轴承的型号为6008 , Cr=16.2 kN1) FA/COr=02) 计算当量动载荷Pr f p XFR YFa查表得fP=1.2径向载荷系数X和轴向载荷系数丫为X=1 ,Y=0pXFr 丫Fa =1.2 X(1 X352 ) =422.4 N3)验算6008的寿命3Lh24484862880016667 16200384 422.43验算右边轴承Lh16667384316200399177288001.2 1025键的校核键 1 10 X8L=80GB1096-79则强度条件为2T/dp IT33.5MPa2 128.65/0.0320.08 0.003查表许用挤压应力110MPa

29、所以键的强度足够键 2 12 X8L=63GB1096-79则强度条件为2T/dp IT30.95MPa2 128.65/0.0440.063 0.003查表许用挤压应力所以键的强度足够110MPa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10mm箱盖壁厚1 8mm箱座凸缘厚度b=15mm箱盖凸缘厚度b仁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d仁M12联接螺栓d2的间距l=150mm轴承端盖螺钉直径d3

30、=M8定位销直径d=6mmdf、di、d2至外箱壁的距离 6=18mm13 mmdf、d2至凸缘边缘的距离 C2=16mm 、11轴承旁凸台半径R仁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 L仁40mm大齿轮顶圆与内箱壁距离仁10mm齿轮端面与内箱壁距离厶2=10mm箱盖，箱座肋厚m仁m=7mm轴承端盖外径D2 :凸缘式端盖：D+ (5 -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=2.62i2=3.07修正后：i1=2.5i2=2.62各轴新的转速为 ：n仁960/2.5=3.84n2=384/2.6 仁 147n3=147/3.07=48

31、各轴的输入功率、18 mm、mm5.5) d3i3=2.5i3=3.07P1=pd 叶8 n7 =5.5 X0.95 X0.99=5.42P2=p1 叶6 叶5=5.42P3=p2 n4 叶3=5.20P4=p3 叶2 n1=5.00X0.97 X0.99=5.20X0.97 X0.99=5.00X0.99 X0.99=4.90各轴的输入转矩T1=9550Pdi1t8 n7/nm=9550X5.5 X2.5 X0.95 x0.99=128.65T2= T1i2 n 6 n 5=128.65x 2.62 x 0.97 x0.99=323.68T3=T2 i3 n 4 n 3=323.68x 3.

32、07 x 0.97 x0.99=954.25T4= T3 i2 n1=954.23 x0.99 x0.99=935.26轴号功率p转矩T转速n传动比i效率n电机5.52.09611轴015.42128.6382.50.945425.20323.6142.620.968835.00954.2483.070.965工作机轴4.90935.24810.986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=34di二 68m=2d=44b=75d仁68ha=ha*m=1X2=2mmhf=( ha*+c*)m=(1+0.25)X2=2.5mmh=ha+hf=2+2.5=4.5mm

33、da=d1 + 2ha=68+2 X2=72mmdf=d1 2hf=68 2 X2.5=63p= nm=6.28mms= nm/2=3.14 X2/2=3.14mme= nm/2=3.14 x2/2=3.14mmc=c*m=0.25 X2=0.5mmb=65齿轮z2的尺寸由轴可 得 d2=178z2=89m=2d4=49ha=ha*m=1X2=2mmh=ha+hf=2+2.5=4.5mmhf=(1 + 0.5) X2=2.5mmda=d2 + 2ha=178 + 2 X2=182df=di 2hf=178 2 X2.5=173p= nm=6.28mms= nm/2=3.14 X2/2=3.14mme= nm/2=3.14 x2/2=3.14mmc=c*m=0.25x2=0.5mmD0 D378.416203 120DT 22D3 1.6