带式运输机传动装置

机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式运输机传动装置_专业 班设计者：指导老师：2010年 12月 28 日广东石油化工学院设计任务书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45710运输机工作 转 矩T/（N.m）670630760620运输机带速 V/（m/s）0.850.90.750.9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（A0）。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）670运输机带速V/（m/s）0.85。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。计 算 及 说 明主要结果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：v 22.6r min0.763.2KW4.21 KW广、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，皆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 X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 U，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 乍条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率 Bo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=0.96 ( w见课设P9）0.85D 3.14TnPw 9550w0.32i51r?min670 513739550 0.96传动装置总效率:（见课设式2-4）i i 2 3.491 0.990.990.990.974coc选用方案（二）0.996 0.9770.990.95（见课设表12-8)0.99 0.99 0.99 a0.970.99 0.97 0.99 0.950.85电动机的输出功率： Pd（见课设式2-1 ）PPW 373 4.38KwPd0.85取 Pd 5.5Kw选择电动机为Y132M1-6型（见课设表19-1）技术数据：额定功率（kw） 额定转矩（Nm）2.0满载转速（r/in ） 960 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 : 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1、总传动比：ia （见课设式2-6）, nm 960 19ia n 512、各级传动比分配：（见课设式2-7）i a |1 |2 |3ia 19 2.48 3.07 2.5初定 i12.4853.1220Nmm|23.07T2176.0220N mmi32.5600.8483N mm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：PcaT4567.039C3N mm1）、由表2-10查得工作情况系数KA 1.1T51691.7633Nmm2）、由式 2-21 （机设）Pca Ka P 1.1 5.5 5.65kw计 算 及 说 明主要结果2、选择V带型号查图2-17(机设)选A型V带。3.确定带轮直径da1 da2(1)、参考表2-4 (机设)选取小带轮直径 da1 112mmd1 H2(电机中心高符合要求)(2)、验算带速 由式5-7 (机设)8级精度n1da1 9601121V15.63 m sV 160 100060 1000ms材料为40Cr(3)、从动带轮直径da245钢da2 i da1 2.48 112 277.76mm查表2-4 (机设)取da2 280mm乙二22(4)、传动比iZ2=77i m 280 2.520da1 112(5)、从动轮转速n_ 960 1n2i 2 5 380 Rmin.Kt 1.34.确定中心距a和带长Ld(1)、按式(2.23机设)初选中心距0.7 da1 da2 a。 2da1 d a2工 53.1221(3N?m274.4 a0 787 取 a 700mmd 1.0计 算 及 说 明主要结果（2）、按式（2.1 机设）求带的计算基础准长度 L0L。2a。29d1 dd2)2(dd dd2)ZE 189.8MPa1/2(2 700 2 (112 280)4a0(280 112)2、)mm4 7001960mm查图.由表2-2（机设）取带的基准长度Ld=2000mm、按式（2-24机设）计算中心距：aLd L02000 1960a a0(700 )mm 7.20mm、按式（2-25 , 2-26机设）确定中心距调整范围amax a 0.03 Ld (720 0.03 2000)mm 780mm5.amina 0.015Ld (720 0.015 2000)mm 690mm验算小带轮包角a 1由式(2-2机设)dd2 dd 11 18021 60166120a6.确定V带根数Z(1)、由表(2-4 机设)查得 dd1=112 n1=800r/minn1=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(2)Po、由表n1=980r/min时的额定功率 P0值。1.18 1.00(1.00(960 800)Kw 1.16Kw980 800(2-7 机设)查得 P0=0.11KwHim1 700MPaH lim2490MPaN1 4.15 107N2 1.17 107KHN 1KhN 20.950.98665MPa,480.2MPa、由表查得（2-9机设）查得包角系数k 0.96、由表（2-2机设）查得长度系数KL=1.03、计算V带根数Z,由式（2-27机设）Peaca51.07mm(PoP0)K Kl5.65（1.16 0.11） 0.96 1.034.49 取Z=5根7 .计算单根V带初拉力F0,由式（2.28）机设。F 500Pca (竺vZKa21) qv 160N51.07mmFQ 2Z F0sin 21 (2 5 160 sin166)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dd1=112mn用实心式结构。大带轮基准mt2.32直径dd2=280mm采用孔板式结构，基准图见零件工作图5.22第三部分各齿轮的设计计算9.78由表2-1机设查得8 .计算对轴的压力FQ由式（2-29机设）得一、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4-2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KF1.2面精髓度为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 则Z2=Z1i=34X 2.48=85Ka=1.502 .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 &劳强度校核。（2）按齿面接触疲劳强度设计，由式（7-9）,3 ZHZZZE2Kt1a U 1d1t ； H d uT1=9.55 X 106 X P/n=9.55 X106 X 5.42/387=133749 N - mm由图(4.19-3 )选取材料的接触疲劳，极限应力为6 HILim1=5806 HILim2=560由图4.21-3选取材料弯曲疲劳极阴应力 6 HILin1 =2306 HILin2=210应力循环次数N由式(4.15)计算一一_ _ ，一 一 一9N1=60n,at=60X 380X (8X 360X 10)=6.57X1。N2= N1/u=6.57 X 109/2.48=2.64 X 宿由图4.20查得接触疲劳寿命系数；Zni=1.1 Z N2=1.04由图4.23查得弯曲；Yni=1 Yn2=1由图4.10查得接触疲劳安全系数：Snmin=1.1 S Fmin=1.25又Yst=2.0 试选 Kt=1.3由式(4.13)求许用接触应力和许用弯曲应力H limSHminZni580M PaS：ZN2 529MpF1：nYsTYN1368K PaF minF2F2linYsTYN2 336M Pa Sf min将有关值代入式（4-9）得(ZuZeZ)22KTu 1 65.10贝U V1=(Ttd1Xn1/60 x 1000)=1.3m/sKh 1.408Kf1.35K 1.825d162.69m 2.849(Z1 V1/100)=1.3 x(34/100)m/s=0.44m/s查图4.9得Kv=1.05由表4-4查和得K A=1.25.由图4.12查得K B =1.08.取 Ka =1.05.贝 U KH=KAKV恪 K a =1.42 ，修 正di66.68mmM=d1/Z1=1.96mm由表7-6取标准模数：m=2mm(3)计算几何尺寸d1=mz1=2dmin。(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Kt 1 .3Zz189.8 MPH lim1H lim 2N3N41/ 2700 M560 M1.17 1083.3110 7PaPaK NH 30.93K NH 40.95略小2mm为l2=73mmi 3段的长度按轴肩宽度公式计算l3=1.4h ; 去 l3=6mrn 4 段：l4=109mm 15 和轴承 6008 同宽取 l5=15mni 16=55mm 7段同大带轮同宽，取17=90mm其中14 , 16是在确定 “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=159mmL3=107.5mm(3) .轴上零件的周向固定520.8 MPa665 MPa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) 的受力分析(1) 画轴的受力简图。(2) 计算支座反力。2 128.65Ft=2T1/d1=683784NFr=Fttg20 o =3784 0.3639 1377Nv 1.12 mSFQ=1588N 在水平面上FR1=Ek 3Z25 966N l2 l3 153 52.5b 78.95 mmFR2=Fr-FR1H=1377-966=411N 在垂直面上j 空72 352NFR1V=l2 l3 153 52.5Fr2V=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 52.5=50.715N - ma-a剖面右侧M Ah=FR2Hl2=411 153=62.88 N - m在垂直面上MAv=M 合成弯矩,AV=FR1Vl2=352S ,故a-a剖1 .4面安全.(2)b-b截面右侧抗弯截面系数 W 0.1d 3=0.1 X533=14.887m3抗扭截面系数 WT=0.2d3=0.2X 533=29.775 m3 又Mb=174 Nm,故弯曲应力328.57MIPa17414.88711.7MPa263.29 FMPa切应力11.7MPa1.846WT128.74.32MPa29.775m 12.16MPam 2由附表10-1查得过盈配合引起的有效应力集中系数YFa 12.72, YSa22.21551.633.79 0.1 3.791.0 0.7626 K1.89,0.81,0.76,1.0,0.2,0.12.61.0 0.8130011.7 0.2 01551.892.16 0.1 2.161.0 0.7637.74 27.74” “72222.36，37.74 27.74显然S S，故b-b截面右侧安全。(3) b-b截面左侧WT=0.2d3=0.2X 423=14.82 m337.7427.74YFa1YSa10.01299YFa2YSa20.01492b-b截面左右侧的弯矩、扭矩相同。 弯曲应力17423.48MPa7.4123.48MPam 2.56 mm切应力128.7Wt8.68MPa14.82m T 4.34MPam 2(D-d) /r=1 r/d=0.05,由附表10-2查得圆角引起的有效应力集中系数K 1.48,K 1.36 0由附表10-4查得绝对尺寸系数0830.78。又 1.0,0.2,0.1。则S S SS 22S S3001.481.0 0.8323.480.2 07.16Z131Z21071551.361.0 0.7819.384.34 0.1 4.3497.16 19.38 f6.7222716 19.38d1 93mmd2 321mm显然S S，故b-b截面左侧安全。a 207 mmB 93mmB2 85mmfe 51000 MPaFE 6670 MPa计 算 及 说 明主要结果aaT轴1计 算 及 说 明主要结果b6 75mmm 2.90 mmm=4d5 80mmd6 276mmb5 80mm计 算 及 说 明主要结果轴3第五部分校 核高速轴轴承Ftl3 3784 52.5FR1HF tl3966Nl2 l3 153 52.5计 算 及 说 明主要结果FR2H=Fr-FR1H=1377-966=411NFR1V 5 1377 52.5 352N |2 |3153 52.5Fr2v=Ft- F ri产1377-352=1025N轴承的型号为6008, Cr=16.2 kN1) FA/COr=02) 计算当量动载荷Pr f PXFR YFa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=0Pr f P X FR YFA =1.2 x ( 1X352) =422.4 N3) 验算6008的寿命3h 16667 1620032448486 28800L 384 422.4验算右边轴承31666716200 399177 28800L 384 1.2 1025键的校核键 1 10 X 8 L=80 GB1096-79 则强度条件为2T/d 2 128.65/0.032 一 33.5MPap lk0.08 0.003*工、-、1110MPa查表许用挤压应力p所以键的强度足够键 2 12 X 8 L=63 GB1096-79 则强度条件为2T/d 2 128.65/0.044 ” 人 30.95MPap lk0.063 0.003d1=d4=40mm 一， d2 =54mmd3=93mmdf3=85.5mm da3=99mm计 算 及 说 明主要结果查表许用挤压应力 所以键的强度足够 联轴器的选择联轴器选择为p 110MPaFt2 1669NFr2 607NTL8型弹性联轴器GB4323-84Ft3 384(NF3 1398JI第六部分主要尺寸及数据RAz25N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，箱体尺寸:箱体壁厚10mm箱盖壁厚1 8mm箱座凸缘厚度b=15mmRbz 766N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、di、d2 至外箱壁的距离 C1=18mm 18 mm 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轴号功率p转矩T转速n传动比i效率刀电机轴5.52.09601115.42127.62 387P 2.48 ().925.20306.381542.50().935.00903.25513.07().9工作机轴4.90885.29 51r 1 1().9T1=9550Pdi1 4 8 4 7/nm=9550X 5.5 乂 2.48 乂 0.95 乂 0.99=127.62T2= T1 i2 4 6 4 5=127.62 义 2.5 义 0.97 义 0.99=306.38T3= T2 i3 4 4 4 3=306.38 乂 3.07 乂 0.97 乂 0.99=903.25T4= T3 4 2 4 1=954.23 X 0.99 X 0.99=885.29齿轮的结构尺寸两小齿轮米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=68大齿轮顶 圆与内箱壁距离 1=10mm齿轮端面与内箱壁距离4 2=10mm箱盖，箱座肋厚 m1=m=7mm轴承端盖外径D2 :凸缘式端盖：D+ (5-5.5) 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=2.48 i2=3.07 i3=2.5修正后：i1=2.48i2=2.50 i3=3.07各轴新的转速为：n1=960/2.48=387n2=387/2.5=154n3=154/3.07=51RAY2511 N2998N各轴的输入功率P1=pd.84P2=p1r1 64P3=p24 44P4=p3r 24 各轴的输入转矩7 =5.5 X0.955=5.42 义 0.973=5.20X0.971=5.00X0.99X 0.99=5.42X 0.99=5.20X 0.99=5.00X 0.99=4.90T2 178540 N ?mrha=ha*m=1x 2=2mmhf=( ha*+c*)m=(1+0.25) x 2=2.5mmh=ha+hf=2+2.5=4.5mmda=d1 + 2ha=68+2X 2=72mmdf=d1 -2hf=68 2X2.5=63p=冗 m=6.28mms= 兀 m/2=3.14 x 2/2=3.14mme= 兀 m/2=3.14 x 2/2=3.14mmc=c*m=0.25 x 2=0.5mm齿轮z2的尺寸由轴可得 d2=170 z2=85 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=170+ 2X2=174df=d1 2hf=170 2X2.5=165p=冗 m=6.28mms=兀 m/2=3.14 x 2/2=3.14mme=Tt m/2=3.14 x 2/2=3.14mmc=c*m=0.25 x 2=0.5mmDo D378.4 162120D存 22Dg 1.6D4=1.6 X 49=78.4DO da-10mn=182-10X 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=95ha =ha*m=1 x 2.5=2.5h=ha+hf=2.5+3.125=5.625hf=(ha*+c*)m=(1+0.25) 乂 2.5=3.125da=d3+2ha=85+2X 2.5=90df=d1-2hf=85-2 X 3.125=78.750.58T2 103553J?mmb h 12 8圆角r=3p=Tt m=3.14X 2.5=7.85s=兀 m/2=3.14 义 2.5/2=3.925e=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) 乂 0.25=3.125 da=d4+2ha=260+2X 2.5=265 df=d1-2hf=260-2 X 3.125=253.75 p=Tt m=3.14X 2.5=7.85 s=e=兀 m/2=3.14 义 2.5/2=3.925 c=c*m=0.25X 2.5=0.625 DO da-10m=260-10X 2.5=235 Dg 1.6 X 64=102.4DiD D32235 102.42168.7D2=0.25(D0-D3)=0.25 乂 (235-102.4)=33.15r=5 c=0.2b=0.2 X 85=1724MPa 0.18, 0.25参考文献：机械设计吕宏 王慧 主编北京大学出版社机械设计课程设计陆玉主编第4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 2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。一 一 37611.3mm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 向结。3WtC 16557.47侪22.5MPa5.3MPa5.39 MPaK 1, K 1.54计 算 及 说 明主要结果(K)D 1.78Kn 1di=32mm计 算 及 说 明主要结果d2=34mm d3=d7=35mm, d4=d6=44mm d5=62mm,(i=6 6mm,d f5=57mmLo=223mmL=55mmb h 108A0=106d 138 mmd3=d7=45mm计 算 及 说 明主要结果L=56mmd4=52mmLo=229mmL=57mmb h 14 9计算及说明主要结果ni960 %nFrA 1169 NFrB 493.73fp1.5P 1753.5 NCr 40.8KNn271/9Xmin计 算 及 说 明主要结果FrA2995NFrB2395.7N fp 1.5 fp 1.5P 3720.2Nbi hi 10 8mL1 56mmb3 h3 12 8L 3 50mmb， h， 16 10b5 h5 10 8110MPa105613 38mmGB/T 1096-1979计 算 及 说 明主要结果d 2 45mm键 12 50d 3 52mm键：16 70键 C：10 63计 算 及 说 明主要结果Ka 1.9_ 一 一4 -Tb 7.49 10 N ?mmKa 1.9Tca 142.31N ?m