1、设计任务书1、 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：数据编号 3 5 7 10运输机工作转矩T/（N.m） 690 630 760 620运输机带速V/（m/s） 0.8 0.9 0.75 0.9卷筒直径 D/mm 320 380 320 360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 。2、 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 ）零件工作图
2、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：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
3、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。计 算 与 说 明 结果三、原动机选择（ Y 系列三相交流异步电动机）工作机所需功率： =0.96 （ 见课设 P9）传动装置总效率： （见课设式2-4 ）（见课设表12-8 ）电动机的输出功率： （见课设式2-1 ）取
4、选择电动机为 Y132M1-6 m 型 （见课设表19-1 ）技术数据：额定功率（ ） 4 满载转矩（ ） 960额定转矩（ ） 2.0 最大转矩（ ） 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 ： 80 F ： 10 G ： 33 H ： 132 K ： 12 AB ： 280 AC ： 270 AD210 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1 、 总传动比： （见课设式2-6 ）2 、 各级传动比分配： （见课设式2-7 ）初定第
5、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：2 ）、由表5-9 查得工作情况系数3 ） 、由式5-23 （机设）4 、选择 V 带型号查图 5-12a（ 机设 ） 选 A 型 V 带。5 . 确定带轮直径1 ）、参考图 5-12a （机设）及表5-3 （机设）选取小带轮直径（电机中心高符合要求）2 ） 、验算带速 由式 5-7 （机设） （ 3 ） 、从动带轮直径查表 5-4 （机设） 取（ 4 ） 、传动比 i（ 5 ） 、从动轮转速6 . 确定中心距和带长（1 ）、按式（5-23 机设）初选中心距取（ 2 ） 、按式 （5-24 机设 ） 求带的计算基础准长度 L0
6、查图 .5-7（ 机设 ） 取带的基准长度 Ld=2000mm3） ） 、按式 （5-25 机设 ）计算中心距:a4） ） 、按式（ 5-26 机设）确定中心距调整范围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=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。（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（4） 、由表 （
7、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）取 Z=5 根7 计算单根 V 带初拉力 F0 ，由式（ 5-29 ）机设。q 由表 5-5 机设查得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
8、、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Z1=34贝ij 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 106 X P/n=9.55 X106 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限应力6 HILim=23
9、06 HILin=210应力循环次数N 由式（ 7-3 ）计算N1=60n, at=60 X （8 X360 X 10）=6.64 X109N2= N1/u=6.64 X 109/2.62=2.53 X109由图 7-8 查得接触疲劳寿命系数； ZN1=1.1 ZN2=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 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) 得贝ij V1=(ti d1tn1/60 X 1000)=1.3m/s(Z1 V1/100)=
10、1.3)(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 K0 =1.08. 取 Ka =1.05.则 KH=KAKVKKa =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=2 x 34=68mmd2=mz2=2 X 89=178mma=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
11、取 Y =0.7（7-12） 校核大小齿轮的弯曲强度.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，失效形式为点蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多些，取Z1=34则 Z2=Z1i=34X 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 106 X P/n=9.55
12、X106 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N1=60n at=60 X 148 X （8 X360 X 10）=2.55 X 109N2= N1/u=2.55 X 109/3.07=8.33X108由图 7-8 查得接触疲劳寿命系数； ZN1=1.1 ZN2=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
13、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) 得贝ij V1=(ti d1tn1/60 X 1000)=0.55m/s(Z1 V1/100)=0.55)(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 K0 =1.08. 取 Ka =1.05.则 KH=KAKVKKa =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.
14、5 X 104=260mm a=m(z1 z2)/2=172.5mm b=(|)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，YFS1=4.1, YFS2=4.0 取 Y =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=10
15、6 至 117, 考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用 . 取c=110 则 :D1min=D2min=D3min=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=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 , 轴的结构形状如图所示.（1） . 各轴直径的确定初估轴径后, 即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
16、 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 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
17、l2=73mm。 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=90mm 。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=107.5mm。（3 ） .轴上零件的周向固定H7/r6k6 ，齿轮与为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合大带轮均采用 A 型普通平键联接， 分别为 16*63 GB1096-1979 及键 10*80 GB1096-19
18、79。（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 。 =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 ） 画弯矩图在水平面上， a-a 剖面左侧MAh=FR1Hl3=966 52
19、.5=50.715N?ma-a 剖面右侧M Ah=FR2Hl2=411 153=62.88 N?m在垂直面上MAv=M AV=FR1Vl2=352 X 153=53.856 N?m合成弯矩， a-a 剖面左侧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
20、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 X 443=8.5184m3=14.57（ 2 ） b-b 截面左侧3=0.1 X423=7.41m3b-b 截面处合成弯矩Mb:=174 N?m=278. 轴的安全系数校核: 由表 10-1 查得 (1) 在 a-a 截面左侧WT=0.2d3=0.2 义 443=17036.8mm3由附表 10-1 查得 由附表 10-4 查得绝对尺寸系数; 轴经磨削加工, 由附表数 .则弯曲应力应力幅平均应力切应力安全系数查表10-6得许用安全系数=1.31.5,显然S ,故a-a剖面安全(2)b-b 截面右
21、侧抗弯截面系数3=0.1 X 533=14.887m3抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2X533=29.775 m3又 Mb=174 N?m, 故弯曲应力切应力由附表 10-1 查得过盈配合引起的有效应力集中系数 。 则显然 S , 故 b-b 截面右侧安全。( 3 ) b-b 截面左侧WT=0.2d3=0.2 义 423=14.82 m3 b-b 截面左右侧的弯矩、扭矩相同。弯曲应力切应力(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10-5 查得质量系10-4 查得绝对尺寸系数 。又 。则显然 S , 故 b-b 截面左侧安全。第五部分 校
22、核高速轴轴承FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411NFr2V=Ft- FR1V=1377-352=1025N轴承的型号为 6008 ， Cr=16.2 kN1 ) FA/COr=02 ) 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=0=1.2 X (1 X352 ) =422.4 N3 ) 验算 6008 的寿命验算右边轴承键的校核键 1 10X8 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
23、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2=2.5mmda=d2 + 2ha=178+ 2 x 2=182df=d1 -2hf=178- 2 X2,5=173p= 7t m=6.28mms= 7t m/2=3.14X 2/2=3.14mme= 7t m/2=3.14x 2/2=3.14mmc=c*m=0.25 x 2=0.5mmDTD3 弋 1.6D4=1.6 X 49=78.4D0 da-10mn=182-10 x 2=162D2 y 0.25(D0 -D3)=0.25(162-78.4)=20R=5 c=0.2b=0.2 X 65=13齿轮3尺
24、寸由轴可得，d=49 d3=85 z3=34 m=2.5 b=95 ha =ha*m=1 x 2,5=2,5 h=ha+hf=2.5+3.125=5,625hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)X 2.5=3.125da=d3+2ha=85+2x 2.5=90df=d1-2hf=85-2X3.125=78.75p= 7t m=3.14 X 2,5=7,85 s= 7t m/2=3.14 X 2.5/2=3,925 e=s c=c*m=0.25x 2,5=0,625齿轮4寸d=64 d4=260 z4=104 m=2.5 b=85ha =ha*m=1 x 2.5=2.5h=ha+hf=2.5
25、+3.25=5.625hf=(ha*+c*)m=(1+0.25)X 0.25=3.125da=d4+2ha=260+2义 2.5=265df=d1-2hf=260-2X3.125=253.75p= Tt m=3.14 X 2.5=7.85s=e= Tt m/2=3.14 X 2.5/2=3.925c=c*m=0.25 X 2.5=0.625D0y da-10m=260-10 义 2.5=235D3 弋 1.6 义 64=102.4D2=0.25(D0-D3)=0.25 义(235-102.4)=33.15r=5 c=0.2b=0.2X85=17，、 y 、. f f-参考文献：机械设计徐锦康主
26、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。 。 。
