设-计-任-务-书

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1、设-计-任-务-书设计任务书一、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。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（A1 ）。2 ）零件工作图两

2、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 ）夕卜传动为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，大幅降低了成本。减速器部分两

3、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。原动机部分为丫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（丫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 ）电动机的输岀功率：（见课设式2-1 ）取选择电动机为 丫132M1-6 m型 （见课设表19-1 ）技

4、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 AC270 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：（见课设式2-6 ）2、 各级传动比分配：（见课设式2-7 ）初定第二部分V带设计外传动带选为普通V带传动1、确定计算功率：1 ）、由表5-9查得工作情况系数2 ）、

5、由式5-23（机设）2、选择V带型号查图5-12a（ 机设）选A型V带3、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4. 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（4）、按式（5-26 机设）确定中心距调整范围5. 验算小带轮包角al由式（5-11

6、 机设）时，单根V 时的额定功率6. 确定V带根数Z、由表（5-7 机设）查得 dd1=112n 1=800r/min及 n1=980r/min带的额定功率分呷为1.00Kw 和1.18KW，用线性插值法求 n 1=980r/mi nP0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、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） 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

7、制带轮工作图小带轮基准直径 dd1=112mm板式结构，基准图见零件工作图采用实心式结构。大带轮基准直径dd2=280mm，采用孔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）选取，都采用8级，轮齿数宜取多些，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7-145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，取 Z1=34 则 Z2=Z1i=34X 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 ）

8、按齿面接触疲劳强度设计，由式（7-9 ）T1=9.55 X 106 X P/n=9.55X 106 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=2306 HILin=210应力循环次数 N由式（7-3 ）计算N1=60n, at=60X （8 X360 X 10）=6.64 X 109N2= N1/u=6.64 X 109/2.62=2.53 X 109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

9、=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)得则 V1=(n d1tn 1/60 X 1000)=1.3m/s(Z1 V1/100)=1.3X (34/100)m/s=0.44m/sKB =1.08. 取查图 7-10 得 Kv=1.05 由表 7-3 查和得 K A=1.25. 由表 7-4 查得Ka =1.05.贝U KH=KAKVK B Ka =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 X34=6

10、8mmd2=mz2=2 X89=178mma=m(z1 + z2)/2=123mmb= $ ddt=1 X 68=68mm取 b2=65mm b1=b2+10=75选取，都采用8级，轮齿数宜取多些，KB =1.08. 取3. 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.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7-145号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面。齿轮精度用齿表面精糙度为 Ra1.6 ，软齿面闭式传动，失效形

11、式为点蚀，考虑传动平稳性，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=9.55X 106 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 X 360 X 10)=2.55

12、 X 109N2= N1/u=2.55 X 109/3.07=8.33 X 108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 则 V1=(n d1tn1/60 X 1000)=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Ka =1.

13、05.贝U KH=KAKVK B Ka =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=2.5X34=85mmd2=mz2=2.5X104=260mma=m(z1 + z2)/2=172.5mmb= $ ddt=1 X 85=85mm取 b2=85mm b仁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

14、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：D1mi n=D2mi n=D3mi n=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

15、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

16、离加上2mm ， l1=32mm。2段应比齿轮宽略小 2mm ，为l2=73mm。3段的长度按轴肩宽度公式计算I3=1.4h ;去I3=6mm ， 4 段：I4=109mm。15 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用k6，齿轮与大带轮均采用 A型普通平键联接，分别为16*63GB1096-

17、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。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=FR1HI3=96

18、6 52.5=50.715N?ma-a剖面右侧M Ah=FR2Hl 2=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 侧又均有可能是疲劳破坏危险截

19、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 X 423=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 X 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10-5 查得质量系数.贝9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截面右侧抗弯截面系数 3=0

20、.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 X 423=14.82 m3b-b截面左右侧的弯矩、扭矩相同。 弯曲应力切应力显然S ,故b-b截面左侧安全第五部分校核高速轴轴承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

21、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 X 352 ） =422.4 N3）验算6008 的寿命验算右边轴承键的校核键 1 10 X 8 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：箱体壁厚箱盖壁厚箱座凸缘厚度 b=15mm箱盖凸缘厚度 b1=15mm箱座底凸缘

22、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 8= 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 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1=10mm齿轮端面与内箱壁距离厶2=10mm箱盖，箱座肋厚 m1=m=7mm轴承端盖外径 D2 :凸缘式端盖： D+ （55.5 ） d3 以上尺寸参考机械设计课程设计P17P21

23、传动比原始分配传动比为： i1=2.62 i2=3.07 i3=2.5修正后：i1=2.5 i2=2.62 i3=3.07各轴新的转速为：n1=960/2.5=3.84n2=384/2.61=147n3=147/3.07=48各轴的输入功率P1=pdn8n7 =5.5X0.95X0.99=5.42P2=p1n6n5=5.42X0.97X0.99=5.20P3=p2n4n3=5.20X0.97X0.99=5.00P4=p3n2n 1=5.00X 0.99X 0.99=4.90各轴的输入转矩T1=9550Pdi1 n 8 n 7/nm=9550 X 5.5 X 2.5 X 0.95 X 0.99=

24、128.65T2= T1 i2n 6 n 5=128.65X 2.62X 0.97 X 0.99=323.68T3= T2 i3n 4 n 3=323.68X 3.07X 0.97 X 0.99=954.25T4= T3n2 n 1=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电机轴 5.5 2.0 960 1 1 1 5.42 128.65 384 2.5 0.94 2 5.20 323.68 148 2.62 0.963 5.00 954.25 48 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

25、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=68ha=ha*m=1 x 2=2mmhf=( ha*+c*)m=(1+0.25)x 2=2.5mmh=ha+hf=2+2.5=4.5mmda=d1 + 2ha=68+2 x 2=72mmdf=d1 2hf=68 2 x 2.5=63p= n m=6.28mms= n m/2=3.14 x 2/2=3.14mme= n 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=178 z2=89 m=2 b=65 d4=49 ha=ha*m=

26、1 x 2=2mm h=ha+hf=2+2.5=4.5mmhf=(1+ 0.5) x2=2.5mmda=d2 + 2ha=178+ 2 x 2=182df=d1 2hf=178 2 x 2.5=173p= n m=6.28mms= n m/2=3.14x 2/2=3.14mme= n m/2=3.14x 2/2=3.14mmc=c*m=0.25 x 2=0.5mmDTD3 1.6D4=1.6 x 49=78.4D0 da -10mn=182-10 x 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=4

27、9 d3=85 z3=34 m=2.5 b=95ha =ha*m=1 x 2.5=2.5hf=(ha*+c*)m=(1+0.25) da=d3+2ha=85+2 x df=d1-2hf=85-2xx 2.5=3.1252.5=903.125=78.75p= n m=3.14 x 2.5=7.85s= n m/2=3.14 x 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=85ha =ha*m=1 X 2.5=2.5h=ha+hf=2.5+3.25=5.625hf=(ha*+c*)m=(1+0.2

28、5)X 0.25=3.125da=d4+2ha=260+2X 2.5=265df=d1-2hf=260-2X 3.125=253.75p= n m=3.14 X 2.5=7.85s=e= n m/2=3.14 X 2.5/2=3.925c=c*m=0.25 X 2.5=0.625D0 da -10m=260-10 X 2.5=235D3 1.6 X 64=102.4D2=0.25(D0-D3)=0.25X (235-102.4)=33.15r=5 c=0.2b=0.2 X 85=17参考文献：机械设计徐锦康 主编机械工业岀版社机械设计课程设计陆玉 何在洲 佟延伟 主编第3版机械工业岀版社机械设

29、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，在设计中难免会岀现这样那样的问题， 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岀了我们的团队精神，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。