1、第一節 設計任務書北京交通大學海濱學院課程設計任務書課程名稱：機械設計設計題目：帶式輸送機的傳動裝置設計 1 。傳動系統示意圖方案3：電機圓錐圓柱齒輪(斜齒)減速器開式一級齒輪減速工作機1電動機；2、4聯軸器；3圓錐-圓柱斜齒輪減速器；5輸送帶；6滾筒2 原始數據設計帶式輸送機傳動裝置中的二級圓柱齒輪減速器，原始數據如表1.1所示： 表1.1 原始數據3皮帶的有效拉力f n3000輸送帶工作速度v m/s 1.20輸送帶滾筒直徑d mm4003 設計條件 1.工作條件：機械裝配車間；兩班制，每班工作四小時；空載起動、連續、單向運轉，載荷平穩； 2.使用期限及檢修間隔：工作期限為8年，每年工作2

2、50日；檢修期定為三年；3.生產批量及生產條件：生產數千臺，有鑄造設備；4.設備要求：固定；5.生產廠：減速機廠。4 工作量 1.減速器裝配圖零號圖1張； 2.零件圖2張（箱體或箱蓋，1號圖；中間軸或大齒輪，1號或2號圖）；3.設計說明書一份約60008000字。第二節 電動機的選擇和傳動裝置的運動、動力參數計算計算過程與說明結果1、 選擇電動機1. 選擇電動機類型按工作要求和工作條件選用y系列三相鼠籠型異步電動機，其結構為全封閉自扇冷式結構，電壓為380v。2. 選擇電動機的容量工作機的有效功率為從電動機到工作機輸送帶間的總效率為式中，、分別為圓錐齒輪傳動、圓柱斜齒輪傳動、開式齒輪傳動、聯軸

3、器、軸承和卷筒的傳動效率。分別查表為=0.97，=0.98，=0.93，=0.99，=0.99，=0.96，則所以電動機所需工作效率為3. 確定電動機轉速 按推薦的傳動比合理范圍，圓錐圓柱二級減速器的傳動比為825，開式圓柱齒輪傳動比為26，而工作機卷筒軸的轉速為 所以電動機轉速的可選范圍為（825）（26）57.3r/min=（916.88595）r/min符合這一范圍的同步轉速為1000r/min、1500r/min和3000r/min三種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質量及價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為1500r/min的電動機。根據電動機的類型、容量和轉速，由

4、電機產品目錄或有關手冊選定電動機型號為y132s-4，其主要性能如表1.1所示，電動機的主要外形和安裝尺寸如表1.2所示。表2.1 y132-4型電動機的主要性能電動機型號額定功率/kw滿載轉速/()y132-45.514402.22.2表2.2 y132s-4型電動機的外形和安裝尺寸 mm型號habcdefgdgkbhaabbhay132s-4132216140893880108331228021013531560200184752、 計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比1. 總傳動比2.分配傳動比考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，取，故3、 計算傳動裝置各軸的運動和動力參數1. 各軸的轉

5、速軸 軸 軸 軸 滾筒軸 2. 各軸的輸入功率軸 軸 軸 軸 滾筒軸 3. 各軸的輸入轉矩電動機軸的輸出轉矩為故軸 軸 軸 軸 滾筒軸 將上述計算結果匯總于表2.3軸名功率p/kw轉矩t/(nmm)轉速n/()傳動比 i效率電機軸4.553.02104144010.99軸4.512.9910414402.090.964.336.011046884.10.974.202.391051682.930.923.862.9310557.310.98卷筒軸3.796.3110557.3第三節 傳動零件的設計計算計算過程與說明結果一、圓錐齒輪傳動1. 選定精度等級、材料及齒數1) 運輸機為一般工作機器，速

6、度不高，故選用7級精度（gb 10095-88）。2) 材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40cr（調質），硬度為280hbs，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240hbs，二者材料硬度差40hbs。3) 選小齒輪齒數，大齒輪齒數，取。2. 按齒面接觸強度設計由設計計算公式（10-26）即（1） 確定公式內的各計算數值1) 試選載荷系數2) 選擇齒寬系數3) 由表10-6查得材料的彈性影響系數。4) 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。5) 由式10-13計算應力循環次數。6) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數 7) 計算接觸疲勞需用應力。取

7、失效概率為1%，安全系數s=1.由公式（10-12）得（2） 計算1) 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。2) 平均分度圓直徑3) 計算齒寬中點處的圓周速度4) 計算載荷系數。根據，7級精度，由圖10-8查得動載系數；由表10-2查得使用系數；圓錐齒輪齒間載荷分配系數；由表10-9查得軸承系數；齒向載荷分配系數；5) 按實際載荷系數算。6) 計算大端模數。取7) 計算分度圓直徑8) 計算錐距9) 計算齒寬取3. 按齒根彎曲強度設計由式10-23得彎曲強度的設計公式為（1）確定公式內的各計算數值1) 計算載荷系數。2) 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限；3)

8、 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數；4) 計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數,由式（10-12）得：5) 查取齒形系數。由表10-5查得。6) 查取應力校正系數。由表10-5查得。7) 計算大小齒輪的并加以比較。（2） 設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲強度算得的模數2.29并就近圓整為標準值，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數大齒輪齒數。這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度

9、，并做到結構緊湊，避免浪費。由以上計算列出圓錐齒輪參數如表3.1名稱代號計算結果小齒輪大齒輪分錐角25.84464.156齒頂高2.5齒根高3.125分度圓直徑d77.5160齒頂圓直徑82.00162.18齒根圓直徑71.88157.28錐距r88.89齒根角2.01頂錐角27.8666.17根錐角23.8362.15頂隙c0.625分度圓齒厚s3.93當量齒數34.45146.82齒寬b30計算過程與說明結果二、圓柱斜齒輪傳動1.選定精度等級、材料及齒數1) 與圓錐齒輪相同選用7級精度。2) 材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40cr（調質），硬度為280hbs，大齒輪材料為45鋼（調

10、質），硬度為240hbs，二者材料硬度差40hbs。3) 選小齒輪齒數，大齒輪齒數，取。螺旋角為2.按齒面接觸強度設計由設計計算公式（10-26）即（1）確定公式內的各計算數值1）試選載荷系數2）選擇齒寬系數4) 由圖10-30選取區域系數5) 由圖10-26查得則6) 由表10-6查得材料的彈性影響系數。7) 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。8) 由式10-13計算應力循環次數。9) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數 10) 計算接觸疲勞需用應力。取失效概率為1%，安全系數s=1.由公式（10-12）得（2）計算1) 試算小齒輪分度圓直徑，代

11、入中較小的值。2) 計算圓周速度3) 計算齒寬b及模數4) 計算縱向重合度5) 計算載荷系數k。根據，7級精度，由圖10-8查得動載系數；由表10-2查得使用系數；由表10-3查得；由表10-4查得；由圖10-13查得6) 按實際載荷系數算。7) 計算模數。3.按齒根彎曲強度設計由式10-17得彎曲強度的設計公式為（1）確定公式內的各計算數值1) 計算載荷系數。2) 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限；3) 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數；4) 計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數,由式（10-12）得：5) 查取齒形系數。由表10-5查得。6) 查取應力

12、校正系數。由表10-5查得。7) 計算大小齒輪的并加以比較。（3） 設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲強度算得的模數1.55并就近圓整為標準值，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數取大齒輪齒數。這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。4. 計算幾何尺寸1) 計算中心距取2) 按圓整后的中心距修正螺旋角由以上計算列出圓柱斜齒輪參數如表3.2名稱符號計算結果螺旋角

13、14.418法面模數2端面模數2.07法面壓力角端面壓力角法面齒距6.28端面齒距6.48法面基圓齒距6.68法面齒頂高系數1法面頂隙系數0.25分度圓直徑d49.56204.44基圓直徑46.57192.11端面變位系數0齒頂高2齒根高2.5齒頂圓直徑53.56208.44齒根圓直徑44.56199.44法面齒厚3.14端面齒厚3.25當量齒數26.42 108.98計算過程與說明計算結果三、開式圓柱直齒輪傳動1.選定精度等級、材料及齒數1) 與圓錐齒輪相同選用7級精度。2) 材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為zg340-640（調質），硬度為260hbs，大齒輪材料為zg340-460

14、（常化），硬度為220hbs，二者材料硬度差40hbs。3) 選小齒輪齒數，大齒輪齒數，取。2.按齒根彎曲強度設計由式10-17得彎曲強度的設計公式為（1）確定公式內的各計算數值1）計算載荷系數。2）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限；3）由式10-13計算應力循環次數。4) 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數；5) 計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數,由式（10-12）得：6) 查取齒形系數。由表10-5查得。7) 查取應力校正系數。由表10-5查得。8) 計算大小齒輪的并加以比較。（4） 設計計算由此計算結果，將模數增大15%得：取m=3由以上計算列出開

15、始圓柱齒輪參數如表3.3m=3名稱符號標準齒輪傳動小齒輪大齒輪變位系數x00節圓直徑d69204嚙合角20齒頂高3齒根高3.75齒頂圓直徑75210齒根圓直徑61.5106.5中心距a273中心距變動系數y0齒頂高降低系數0第4節 軸的校核計算計算過程與說明結果1、 中間軸的校核計算1. 已知中間軸上的功率、轉速、；和轉矩、。；2. 求作用在齒輪上的力已知高速級大圓錐齒輪平均分度圓直徑為而已知低速級大圓柱斜齒輪分度圓直徑為而圓周力徑向力及軸向力的方向如圖4.1所示。3. 初步確定軸的最小直徑先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表15-3，取，于是得4.

16、求軸上的載荷首先根據軸的結構圖做出州的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于7208c型軸承，由手冊差得a=17mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面齒輪軸的齒輪溝槽處事危險截面。現將計算出的截面溝槽處的、及的值列于下表載荷水平面h垂直面v支反力f彎矩m總彎矩扭矩t5. 按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據式（15-5）及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力，取，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表15-1查

17、得。因此，故安全。6. 精確校核軸的疲勞強度（1） 判斷危險截面危險截面為齒輪的溝槽處（2） 截面左側抗彎截面系數抗扭截面系數截面左側上的彎矩截面上的轉矩截面上彎曲應力截面上的扭轉切應力因彎曲應力為對成循環變應力，故其應力幅和平均應力分別為因扭轉切應力為脈動循環變應力，故其應力幅和平均應力分別為（3） 材料的極限應力查表得由碳鋼的材料常數為取（4） 截面的綜合影響系數。1） 有效應力集中系數2） 絕對尺寸系數；3） 表面狀態系數由，插值得。4） 計算截面的綜合影響系數（5） 計算安全系數取s=1.5，由式（6） 截面右側（7） 求截面上的應力抗彎截面系數抗扭截面系數截面左側上的彎矩截面上的轉矩

18、截面上彎曲應力截面上的扭轉切應力因彎曲應力為對成循環變應力，故其應力幅和平均應力分別為因扭轉切應力為脈動循環變應力，故其應力幅和平均應力分別為（8） 材料的極限應力查表得由碳鋼的材料常數為取（9） 截面的綜合影響系數。5） 有效應力集中系數6） 絕對尺寸系數；7） 表面狀態系數由，插值得。8） 計算截面的綜合影響系數（10） 計算安全系數取s=1.5，由式（11）故該軸在截面的強度是足夠的。本軸因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環不對稱，故可略去靜強度校核。第5節 滾動軸承和鍵連接的強度計算計算過程與說明結果1. 軸承計算（1） 試選用7208c角接觸滾動軸承（2） 計算1） 求比值2） 相對軸向

19、載荷3） 計算當量動載荷p，根據式（13-8a）按照表13-6，取按照表13-5，則4） 根據式（13-6）求軸承應有的基本額定動載荷值5） 要求工作時間t為所以此軸承可用2. 鍵的校核1） 根據軸直徑和長選取鍵14x452） 由取3） 鍵的工作長度4） 鍵槽的接觸高度5） 由式（6-1）得：第6節 聯軸器的選擇計算過程與說明結果1. 高速軸的聯軸器選擇1） 電動機伸出軸直徑為d=38mm；2） 高速軸選擇有彈性元件的撓性聯軸器；3） 由電動機伸出軸的直徑可選lx型彈性柱銷聯軸器（gb/t 5014-2003）型號為lx3；4） lx3聯軸器的公稱轉矩，許用轉速，分別大于高速軸的數值；5） 由電動機伸出軸的長度選擇型連接電動機，y型連接高速軸。2. 輸出軸的聯軸器選擇1） 輸出軸為低速軸選擇剛性聯軸器，凸緣聯軸器（gb/t 5843-2003）2） 軸的伸出