1 帶式運輸機傳動裝置設計書 一 . 課程設計書 設計課題 : 設計一帶式運輸機傳動裝置 工作是有輕微的振動 ,減速器小批量生產 ,使用期限 10 年 ,單班制工作 ,運輸容許速度誤差為5% 。 表一 二 . 設計要求 輪零件圖各一張 (繪制箱體零件圖（ 三 . 設計步驟 1） . 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。 2） . 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻， 要求軸有較大的剛度。 3） . 確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將 數據編號 運輸機的工作轉 矩（ 運輸帶工作速度 （ m/s） 卷筒直徑（ 3 690 20 2 電動機的選擇 (1) 電動機類型和結構形式的選擇 2 Y 系列三相交流異步電動機 (2) 確定電動機容量： 工作機阻力 254 3 2 1103 2 0 6 9 022 3- 帶式運輸機效率 1w 工作機所需功率 0 0 0 . 84 3 2 1 . 51 0 0 0 V 帶傳動的效率 軸承效率 （球軸承 西游潤滑） 齒輪傳動的效率 （ 齒輪為 8級精度，稀油潤滑） 彈性聯軸器效率 傳動裝置的總效率 a 34321a 23 （ 3）電動機的選擇 選擇 Y 系列三相異步交流電動機 型號為 其參數如下表 3 傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配 總傳動比 . 7 71 4 4 0傳動比分配 初取 電動機型號 額定功率載轉速 額定轉矩 同步轉速440 500 3 4 傳動裝置運動和運動參數計算 （ 1） 各軸轉速 ； m i n/ ； （ 2） 各軸輸入功率 ； p ； ； 3423321 。 (3)各軸輸入轉矩： 11 ； 2 ； ； 4 將以上結果列入下表，供以后計算使用 軸號 輸入功率 P/入轉矩 T/() 轉速 n/(r/傳動比 i 效率 電動機軸 440 1 軸 軸 軸 作機軸 V 帶的設計計算 。 計算與說明 主要結論 一 . 課程設計書 設計課題 : 設計一帶式運輸機傳動裝置 工作是有輕微的振動 ,減速器小批量生產 ,使用期限 10 年 ,單班制工作 ,運輸容許速度誤差為5% 。 表一 二 . 設計要求 輪零件圖各一張 (繪制箱體零件圖（ 三 . 設計步驟 1） . 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。 數據編號 運輸機的工作轉 矩（ 運輸帶工作速度 （ m/s） 卷筒直徑（ 3 690 20 K c d V=s 在允許范圍內 1600L a=5325 2） . 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻， 要求軸有較大的剛度。 3） . 確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將 2 電動機的選擇 (1) 電動機類型和結構形式的選擇 Y 系列三相交流異步電動機 (2) 確定電動機容量： 工作機阻力 254 3 2 1103 2 0 6 9 022 3- 帶式運輸機效率 1w 工作機所需功率 0 0 0 . 84 3 2 1 . 51 0 0 0 V 帶傳動的效率 軸承效率 （球軸承 西游潤滑） 齒輪傳動的效率 （ 齒輪為 8級精度，稀油潤滑） 彈性聯軸器效率 傳動裝置的總效率 a 34321a 23 （ 3）電動機的選擇 選擇 Y 系列三相異步交流電動機 型號為 其參數如下表 電動機型號 額定功率載轉速 額定轉矩 同步轉速01 4Z 26q 6 3 傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配 總傳動比 . 7 71 4 4 0傳動比分配 初取 4 傳動裝置運動和運動參數計算 （ 1） 各軸轉速 ； m i n/ ； （ 2） 各軸輸入功率 ； p ； ； 440 500 7 3423321 。 (3)各軸輸入轉矩： 11 ； 2 ； ； 將以上結果列入下表，供以后計算使用 軸號 輸入功率 P/入轉矩 T/() 轉速 n/(r/傳動比 i 效率 電動機軸 440 1 軸 軸 軸 作機軸 1 確定 工作情況系數 帶式運輸機工作載荷變化較小 由表 7 由圖 7取 2 確定 小帶輪基準直徑 由圖 7取 大帶輪基準直徑 表 7 ，取 d 8 驗算帶速 3 確定中心距及 初定中心距 由 2 ）（ 得 初選 計算 帶基準長度 由表 7取 1600L 實際中心距 L取 a=532 驗算小帶 輪包角 0 確定 單根 由表 7-6 單根 由表 7 小帶輪包角修正系數 由表 7 帶長修正系數 由表 7 p c 4Z 5計算初拉力 由表 7-1 單 根 取 380 6 作用在軸上的載荷 262 0q 五 9 六 高速齒輪傳動的設計 計算與說明 主要結果 1 選擇齒輪材料及確定初步參數 （ 1） 選擇齒輪材料及熱處理 由表 8小齒輪 40制處理 ，齒面硬度 260齒輪 45鋼 調制處理 ，齒面硬度 230 2） 初選齒數 取小齒輪 221Z 則大齒輪 7 9 取 992Z 9（ 3）選選擇齒寬系數 選擇齒寬系數 d 和傳動精度等級： 初估小齒輪直徑 估 螺 旋角 015 照表 8齒寬系數 d =1 則 d 估估 齒輪圓周速度 1 估參照 8齒輪精度選為 8 級 （ 4） 計算需用接觸應力 1）循環應力次數 小齒輪 1 大齒輪 88 2 壽命系數 由圖 8 123) 接觸疲勞 極限 由圖 8可得 1=7202=580） 安全系數 參照表 8S =1 5） 許用接觸應力 H 01 17 201l i S 5802l i S 2 按齒面接觸疲勞強度設計齒輪的主要參數 （ 1） 確定各相關的參數值 1) 小齒輪轉矩 小齒輪 40制 大齒輪 45鋼 調制 221Z 912Z 估 初選 015 d =1 估 齒輪精度選為 8 級 H H 0 2） 確定載荷系數 K 使用系數 由表 8取 1 動載系數 查圖 8 取 間載荷分配系數 K A 100N 以由表 8 取 K =圖 8取 K 所以 V 3) 彈性系數 由表 8 Z E 4） 節點區域系數 由圖 8 Z 5) 重合度系數 端面重合度 o o 縱向重合度 a n. 1 43 221t a n 01d 1 所以 7 8 (2) 求所需小齒輪直徑 1d . 9 3 1 m 1 314 . 1 與初估 （ 3） 確定中心距 a 模數 1）模數 5c o s. 9 3 144zc o 1 取標準模數 m=2 2）中心距 615c o 1222c o 1 3） 螺旋角 301154 1 1222a r c c r c c 1 a ）分度圓直徑 K=Z E Z Z Z m=2 a=11730115 11 n 30115c o s 222c o s 11 30115c o s 912c o s 22 5）確定齒寬 b d 大齒輪齒寬 取整 62 小齒輪齒寬 48465 3 按齒根彎曲疲勞強度校核 1)計算許用彎曲應力 1）壽命系數 1 查機械設計 圖 8 121 Y 2） 機械設計 圖 8 ， 2 3） Y 查圖 8 121 Y 4） S 查表 8 S F M P 130022 111l i M P 122022 222l i 2)計算齒根彎曲應力 1） 當量齒數 30115c o s 22c o s 3311 zZ 130115c o s 91c o s 3322 zZ 2） 2 查圖 8 3）重合度系數 Y 端面壓力角 41 62 751 752 Y Y 12 30115c o a na r c t a nc o st a na r c t a n 基圓螺旋角 o s30115a r c t a n ( t a n)c o sa r c t a n ( t a n 當量齒輪端面重合度 o s o s 22 4） Y 查圖 8 Y 5）齒根彎曲應力 M P M P a Y S 結論： 齒根彎曲疲勞強度足夠。 41001 七 低速級齒輪傳動 計算與說明 主要結論 1 選擇齒輪材料及確定初步參數 （ 1） 選擇齒輪材料及熱處理 由表 8小齒輪 40制處理 ，齒面硬度 260齒輪 45鋼 調制處理 ，齒面硬度 230 2） 初選齒數 取小齒輪 301Z 則大齒輪 95301 7 取 Z=95 （ 3）選選 擇齒寬系數 選擇齒寬系數 d 和傳動精度等級： 初估小齒輪直徑 估 螺旋角 015 照表 8齒寬系數 d =則 d 估估 小齒輪 40制 大齒輪 45鋼 調制 301Z 5 估 13 齒輪圓周速度 1 估參照 8齒輪精度選為 8 級 （ 5） 計算需用接觸應力 1）循環應力次數 小齒輪 1 大齒輪 88 2 壽命系數 由圖 8 123) 接觸疲勞極限 由圖 8可得 1=7202=580） 安全系數 參照表 8S =1 5） 許用接觸應力 H 01 17 201l i S 5802l i S 2 按齒面接觸疲勞強度設計齒輪的主要參數 （ 1） 確定各相關的參數值 1) 小齒輪轉矩 2） 確定載荷系數 K 使用系數 由表 8取 1 動載系數 查圖 8 取 間載荷分配系數 K A 100N 以由表 8 取 K =圖 8取 K 所以 V 3) 彈性系數 由表 8 Z E 4） 節點區域系數 由圖 8 Z 5) 重合度系數 端面重合度 o o 縱向重合度 a n. 143 301t a n 01d 齒輪精度選為 8 級 H H 14 因為 1 所以 (2) 求所需小齒輪直徑 1d 9 1 7 與初估 （ 3） 確定中心距 a 模數 1）模數 5c 1 取標準模數 m=2 2）中心距 2915c o 5302c o 1 3） 螺旋角 195302a r c c r c c 1 a 4）分度圓直徑 n 9 2 191814c o s 302c o s 11 0 6191814c o s 952c o s 22 5）確定齒寬 b d 取整 b=62 大齒輪齒寬 22 小齒輪齒寬 08625 3 按齒根彎曲疲勞強度校核 1)計算許用彎曲應力 1）壽命系數 1 查機械設計圖 8 121 Y 2） 機械設計 圖 8 ， 2 3） Y 查圖 8 121 Y Z Z m=2 29 191814 22 751 752 15 4） S 查表 8 S F M P 130022 111l i M P 122022 222l i 2)計算齒根彎曲應力 當量齒數 9 7 191814c o s 24c o s 3311 zZ 4191814c o s 95c o s 3322 zZ 2 查圖 8 Y 端面壓力角 191814c a na r c t a nc a na r c t a n 基圓螺旋角 o s191814a r c t a n ( t a n)c o sa r c t a n ( t a n 當量齒輪端面重合度 o s o s 22 Y 查圖 8 Y 16 M P M P a Y S 結論：齒根彎曲疲勞強度足夠。 4、軸的設計 速軸設計： （ 1）材料：選用 40表 15 =35A=102 （ 2）各軸段直徑的確定 由3 ， P= 因為有鍵連接，所以 所以取03 軸承套也起軸向定位作用，所以取 42=44以取 50 5，7 05=494選軸承 7205其內徑為 25以取 01 ；右起第二段裝齒輪，為了便于安裝，取 42 ，左端用軸端擋圈定位；右端軸肩高（ 1d ，去 4 83 ；第四段裝軸承，所以 04 ； 17 初取 65 ， 06 ； 綜上所述：該軸的長度 L=315間軸設計 ： （ 1）材料：選用 40表 15 =35A=102 （ 2）各軸段直徑的確定： 由3 , p=n= 1d 段要裝配軸承，選用 7306承， 1d =301L =28mm 為齒輪軸過渡段，取 6， 配低速級小齒輪，采用齒輪軸， 0 主要是定位高速級大齒輪，取 50 配高速級大齒輪，取 84mm 要裝配軸承，取 05齒輪距箱體內壁距離為： 10于箱體鑄造誤差，在確定軸承位置時，應距箱體內壁一段距離： 8 故該軸總長為： L=202速軸設計 ： （ 1）材料：選用 40表 15 =35A=102 （ 2）各軸段直徑的確定： 18 由3 , 則 3 , 考慮到該軸段上開有鍵槽，因此取 1d =451L =82 過渡段，取 2。 8mm 軸承，選用 7211取 5， 3 為過渡段，取 04=66mm 定位軸肩，取 05=6mm 配低速級大齒輪 , ,取 ,20mm 配軸承 ,選用 601156L =47以該軸的總長為： L=340 3）校核該軸 42=124作用在齒輪上的切向力為： t 33 徑向力為 6 8 5191814co 4 7co st 0n 軸向力 1 8 2 319187 1 4 7 t a n 1 4t a n 。t 求水平面的支承反力： M= 1786862 01 2 45454r H 得 818 6 71 8 1 82 6 8 5 19 求垂直面的支承反力： 01 7 854t 得 168 0F 得 979 繪制垂直面彎矩圖 7 9 31 繪制水平面彎矩圖 7 31 求合成彎矩圖： 考慮最不利的情況，把 22av 直接相加 222 求危險截面當量彎矩： 從圖可見， 當量彎矩為：（取折合系數 ） (2232 計算危險截面處軸的直徑 因為材料選擇 #45 調質，查得 650B ，查課本 231 頁表 14許用彎曲應力 1 60b M ，則： e 331 因為 1d =65d，所以該軸是安全的。 (4)彎矩及軸的受力分析圖如下： 垂直面受力扭矩垂直彎矩水平彎矩水平面受力 20 速軸設計 ： （ 1）材料：選用 40表 15 =35A=102 （ 2）各軸段直徑的確定： 由3 , 則 3 , 考慮到該軸段上開有鍵槽，因此取 1d =451L =82 2d 裝配軸承，選用 7212承 ,取 2d =52。 8d 靠軸定位 ,取 3d =553L =33 4d =604L =66mm 配低速級大齒輪 , ,取 ,51d 裝配軸承 ,選用 6012取 6d =606L =35齒輪距箱體內壁距離為： 16于箱體鑄造誤差，在確定軸承位置時，應距箱體內壁一段距離： 8 所以該軸的總長為： L=340 3）校核該軸 1l =l = 21 作用在齒輪上的圓周力為： t 5130246 33 徑向力為 6 720t 3 0t 求垂直面的支承反力： lF 55( 32121 7 6 712 求水平面的支承反力： 由 1 1 2 2()l l F l得 32121 1 1 55 1 3 012 N 繪制垂直面彎矩圖 7 9 322 8 311 繪制水平面彎矩圖 1 5 311 1 4 322 求合成彎矩圖： 考慮最不利的情況，把 22av 直接相加 222 繪制當 量彎矩 軸的轉矩可按脈動循環考慮，已知軸的材料的為 40制，由表 11 0 M 所以 從圖可見， 當量彎矩為：（取折合系數 ） 9)7 0 35 8 5 1 222321 22 9)7 0 35 8 22322 計算危險截面處軸的直徑： 3311 計入鍵槽的影響 3312 計入鍵槽的影響 所以該軸是安全的。 (4)彎矩及軸的受力分析圖如下 23 速軸上鍵的設計與校核 與聯軸器聯接的鍵 選用 已知 1d =451T =703 mN 參考教材，取 b h=14 9 L=80度校核 查表 5 p=100鍵的工作長度 加壓應力 07 0 32102 333 M P ak 滿足要求 所以所選鍵為 :b h l=14 9 90 算低速軸的軸承 軸承壽命校核 1)求軸承所受徑向載 荷 1 2對 3 號軸系進行受力分析： 總支反力 8701 182 2)求軸承軸向載荷 1 2由表 12， 7211承的內部軸向力 F ,故 軸承 1， 2 所受的軸向載荷 658 1 82 1823 21 3 0 9 51 2 7 21 8 2 3 所以軸有向右運動的趨勢，軸承 2 被壓緊，軸承 1 被放松。 所以 0 9 412 A 127212 3)計算軸承的當量動載荷 1 2軸承 1 0, 7 01 2 7 2 1111 A 取軸承 2 83 0 9 4 1122 A ，取8 70818 22222 8 7 01Y 11111 24 由于 0 2 8212 故 4)軸承的壽命計算 兩端軸承選擇相同的型號，且 12 F ，故按 2算。 球軸承 3 ；查機械設計 表 12度系數 f ; 查機械設計 表 12荷性質系數 f 2 0 0 0 03 0 2 815 0 5 0 6610 則所選軸承使用壽命大于所需壽命 。 所以可以選用。 減速器的箱體采用鑄造（ 成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量， 大端蓋分機體采用67 1. 機體有足夠的剛度 在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了 軸承座剛度 2. 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。 因其傳動件速度小于 12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離 H 為 40保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗糙度為 3. 機體結構有良好的工藝性 . 鑄件壁厚為 8，圓角半徑為 R=3。機體外型簡單，拔模方便 . 4. 對附件設計 A 視孔蓋和窺視孔 在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區的位置，并有足夠的空間 ，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用B 油螺塞： 25 放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。 C 油標： 油標位在便于觀察減速器油面及油面穩定之處。 油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出 . D 通氣孔： 由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣， 在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡 . E 蓋螺釘： 啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯結凸緣的厚度。 釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋 . F 位銷： 為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度 . G 吊鉤： 在機蓋上