1、cxi 寸 66 ocncnoo 寸 llllcxicmcxicxicxi1. 題目分析運動簡圖根據任務書的要求，我們得知本設計為降速傳動，同時將電動機的輸出的轉矩升高。又由上運動簡圖可知，本設計中的機械為二級傳動機械，其中第一級為 帶傳動（存在一定誤差），第二級為齒輪傳動（精度較高，可調整誤差）。故在選 定電動機并計算出總傳動比后要將傳動比進行合理分配，以達到最佳傳動效果。2. 原始數據：運輸帶的有效拉力： f=3100n運輸帶的有效速度：v=2.1m/s滾筒直徑：d=300mm二.電動機的選擇1. 選擇電動機類型：根據任務書要求可知：本次設計的機械屬于恒功率負載特性機械，且其負載較小，故采

2、用y型三相異步電動機（全封閉結構）即可達到所需要求。另外，根據此處工況，采用臥式安裝。2. 選擇電動機的功率：fv =工作機功率：p° 一 6.51kw1000工作機所需電動機輸岀功率:為傳動總機械效率）由任務書中的運動簡圖分析可知:1v帶傳動效率;4 聯軸器的效率;2 齒輪傳動的軸承效率;n3 齒輪傳動的效率；5 滾筒軸承的效率;n6 滾筒效率。查2表1-7得： = n = 門 0.96“0.99、n =一0.97（初選齒輪為八級精度）則有:0.98、 n .n 擷24 560.96 0.990.97 0.97 0.98 0.96 0.83 （減速器內部有 2對軸菸細麻效窣相同，均

3、為p 6.51p7.84rw0.8爐一3.確定電動機轉速：滾筒轉速為：n 601000v133.69 r./ mind取v帶傳動的傳動比范圍為：取單級齒輪傳動的傳動比范圍為:疔（工程經驗）則可得合理總傳動比的范圍為:i2 6 20故電動機轉速可選的范圍為:02.14 2673.8 / min _ _ q一 do970 r/min、1460 r/min。為了 使得電動 1460 r/min 的轉速。查【2】表12-1,得滿足要求的可選用電動機轉速為： 機與傳動裝置的性能均要求不是過高，故擇中選用n 14601dn13n3.69綜上，可選定電動杠'型號為：y160m-4 o其相應參數列于表

4、1：表所選用電動機的相關參數。電動機型號額定功率同步轉速滿載轉速總傳動比y160m-411kw1500 r/min（4 級）1460 r/min10.92三.總傳動比和分配傳動比1.總傳動比：由上一步算得知 i "0.922.分配傳動比：由工程經驗知頂分配傳動比除了滿足i <i o故取：v帶傳動比為ii 279,齒輪傳動比為1 2一 、丨一 夕卜，還應滿足12423 52= = 3.914 oi1四.運動與動力參數的計算1.各軸轉速：i軸:=n- =1460 =drii523.3r / mini 2.79=-o- = 523.3 =iu 軸：riu133.7r / min。1

5、3.91422.各軸功率a ni 軸：r=p n =.84 0.96=7.5264kw；1 ii軸：b=pi =7.526 0.99 0.97=7.228kw。x=3.各軸轉矩:i軸:7.5264x9550137.35n mn523.3ii軸:9550r516.29n mn133.7表z彳u步計算傳動參數7.228oti軸7.5264523.3137.35iprrii軸7.228帶輪傳動比133.7齒輪傳動比516.292.793.914五.帶傳動的設計a. 帶型號、長度、根數；01 一b. 中心距、帶輪直徑、寬度；c. 安裝初拉力、對軸作用力。1.求計算功率帶輪i （小）輸入功率： p 7.

6、84kw,根據任務書所述要求及所選電動機（三相一步電動機，工作于16小時內（兩班制），載荷變動小（帶式輸送機）查【1】表13&得工況系 數：k =1.2o 故有 pc=pci ka =9.408kw。a幺2. 選v帶型號：由于此處傳動功率適中，考慮到成本，故選用普通v帶。根據r：=9.408kw、na =1460r/min查【1】圖13-15,可得該交點位于 a、b型交界處，且稍偏向 b型，故選 用b型v帶。3. 挑小徑（求大小帶輪基準直徑）：查【1】表13-9可知di "125mm （帶輪直徑不可過小，否則會使帶的彎曲應力過大，降低其壽命）。查【2】表12-4得di 320

7、mm （小輪下端不可超過電動機底座，否則于地面相 干涉，設計不合理）。查【1】表139下方d推薦值，稍比其最小值大即可，故取ch 132mm。1查1表式13-9得d2=亠1d (11n2523.310為燉動率（見【113-9下方帶輪直徑推薦值,取之交原定見小，但實際傳動比=xri1132 (1 0.02)360.9mm211 頁,此取 0.02 )o尋荔最近值得=ck-2355ram。雖 cb 實際x 3552.744 ,其誤差123(10.02)w 11=1-x 1ii1100%x1.65%x5%,故滿足誤差范圍。4.驗算帶速:dirii3.14159 132 14606 =一m s,在v

8、5 25m/ s內，適合。(功率恒10.09 /60 100060 1000定時，速度越大則受力越小豐但根據公式cx2qva以口，速度越大會使帶的安裝初拉力及其對軸拆力增大，故應適中；根據士程糞踐，壽此范ii5.估中定周長及反求實中（求 v帶基長與中心距 n+丞）5至u 25間)a):初步估算中心距:a0 1(di1+5 (f32 355) 730.5mm,為圓整計算，取a0 750mm (滿足 0.7(已 d2)3o2(di d2),工程經驗）。由【1】式13-2得帶長:(dl 2a(d d )d )22344.03mm,查【門表13-2,0 0 1 224a0對于b型帶選用帶長l 2500

9、mmoa a0828mm。6.驗算小輪包角：2由1式 13-1 得：d da =omm vo2t x=°>%合適。1 18057.3164.571207.求v帶根數z：a由1式 13-15 得:po此卜n =rd =mm查【1】表z.(p+ ap)k«kl11460 /min, 1132013-3 得r)=2.82kw ；根據"=2.744 =a =i，查n】表 135 得 p 0.46kw ；由 164.57查【1】表13-7得k " 0.95 ,查【1】表13-2 得k 1.03 o 故z( 2.8 20.4 6&求作用在帶輪軸上的壓力

10、fq :500 pa2.5查【1】表13-1得q0.17kg /mo 由式 13-17 w_二 _f= = 021) qv 270.86 n為其安裝初拉力。作用在軸上的壓力為:1f 2zf sin 1610.45n。+ q °=_ 29.zvv帶輪寬度的確定:寬度中心距帶輪直徑輪寬度828mm安裝初拉力d1=132,d2=355對軸壓力61mm實際傳動比270.86n1610.45no =2.744六. 齒輪傳動的設計計算1. 選擇材料及確定許用應力：小齒輪：初選45鋼，調制處理。查【1】表11-1得知其力學性能如下:硬度197 286hbs ,接觸疲勞極限hlim 550 620m

11、pa （取585計算，試其為線性變6化取均值），彎曲疲勞極限 cfe =410 : 480mpa （取445計算）。大齒輪：初選45鋼，正火處理（當大小齒輪都為軟齒面吋，考慮到校齒輪齒根較薄，彎曲強度較低，且受載次數較多， 故在選擇材料和熱處理時，一般使小齒輪齒面硬度比大齒輪高20-50hbs ）。查【1】表11-1得知其力學性能如下：硬度156 : 217hbs ,接觸疲勞極限 sim =350 : 400mpa （取375計算），彎曲疲勞極限 qfe =280 : 340mpa （取 310 計算）。o由此由表【° 1仁5得：s |im =1.13s, min =1-3 （一般可

12、靠度，取值稍偏高用于安全計算） 得：hc hlim=58 mpa1廣=332 mpa ；of1巧lim=342 mpa1sa h limy： = 238。sf minsf min2. 按齒面接觸強度設計:iv根據前般j io.92, i1532.07 /min2.744可得齒輪傳動所需傳動比為i軸實際轉設齒輪按8級精度制造，查【算。查【23.984>1】表得k 1.21.6（電動機，中等沖擊）,1表11-6#齒寬索數為0.8 1.4（軟齒面，對稱分布）齒輪上轉矩為:p6iiy.5 1u_ 1 $9.55 10此取1.3計計算。則小7.5266532.071.351 10 nmmxxx+x

13、4t表w9t8zhfimin1.3d2x1.3515103.981 189.82.53323.9896.46mm上公式中所代h 是為了安全計算，使得兩齒輪均適用。2齒數取z1 31（軟齒面zi 2 44,0硬齒面1 72 ）0, 則有z2 乙 i2齒數互質）。31 3.98123.38,取整得乙依（滿足傳動比的前提下，盡可能使兩故實際傳動比i2123=3.96831z1ffftl其誤差為w = l22100%x20.3%5% ；a<故滿足誤差范圍。初佔模數為j1dmin3.11 mm =z = x1zi m3 13,查【4】表4/得標準模數為 m 3mm,故實際分度圓9 bi m2,d

14、2 z m 1 2 33。3也飭距初估齒寬為:2護mm obdmin96.46mm,圓整取b 100,bi105 （保證嚙合，故取小齒輪5至【j 10毫米）。比大齒輪寬3.驗算齒輪彎曲強度:查u】圖11-8,可得齒形系數=a =【1】式1fay2.56,a2.122=2kty y1 fa1sa1齒根修正系數y1say1.62,21.82sa54.12mpa 2bm z <1342mpaf1ysa21 1習速度：c ar7 匸?z.bblt/s ,對w l 1 】衣 11-2犬iv bnl/s即可，故選取8級保!安全。238mpa可達到要50.35mpa ff1 yf4.齒輪的圓d n1

15、1求。60 1000表4齒輪傳動設計的基本參數小齒輪材料45鋼熱處理調制齒數31分度圓直徑93齒寬1056 =大齒輪=45鋼1?火=12s3691006 =+=模數x實廂傳勃比中空距33.97231七 減速器箱體基本尺寸設計根據【2表中11-1中的箱體基本尺寸經驗公式可算出如下數據:1.箱體壁厚：箱座： 0.025a 10.025 154 14.85mm 8mm （取 8mm）；箱蓋：10.02a 10.02 154 14.08mm 8mm （取 8mm）o2.凸緣:箱jii凸緣厚度 b =6 = mm,箱座凸緣厚度b =1.56 = 12mm ,箱座底凸緣厚度11.5 112= 6 =b2

16、2.520mm。3. 螺釘及螺栓：=+=務=w地腳螺釘直徑d 0.036a 12 20.316mm m 20；地腳螺釘數目：n 4(a 250)；f=c軸承旁連接螺栓直徑di 0.75df15.237mm m 16 ；蓋與座連接螺栓直徑=:=急=<<ddmm m ；連接螺栓 d 的間距 i 120mm(150 i 200)；2(0.5 0.6) f 10.158 =：102、軸承錨蓋螺釘直徑d3 = (0.405rf.126mm m 8視?l蓋螺釘直徑eke (0.3 0.4)df 6.095mm m 6 ；定位銷直徑 d (0.7 0.8)d2 7.111mm (取整得8 ) o

17、4. 螺釘螺栓到箱體外避距離:查【2】表得：df、di、ch至箱體咎壁距離為：cif26mm, qu 22mm, ci,2 16mm；d、©、d淫ij凸緣邊緣距電： f 1224mm, c2120mm, c2,214mm；軸承旁凸臺半徑:rt ctr 2hmm, ri,2= c2,t 14mrn箱體外壁至軸承端面距離mm011,12,1(510)22 20 & 50 a >65,箱體內部尺寸：a 、 乂= n b大齒輪齒頂圓與箱體內壁% o =210 mm (2距離 110mm( 16 =)(增力ri散1.2 )；齒輪端面到箱體內壁的距離蓋、箱座肋厚nrh 0.85 1

18、6.8mm, m 0.856.8mm。6.視孔蓋=由于單級減速器中心距為 231mm,故查【2】表11-2得：視孔蓋長h 120mm,橫向螺栓=4>分布距離l2 105mm,視孔蓋寬bi 90mm,縱向螺栓分布距離 b2 75rnrn,螺栓孔直徑 d 7 ,孔數4個。*：6= x=e7.其中吊耳和吊鉤吊耳環的結構設計：根據【2】表11-3中的推薦設計公式知：吊耳肋厚度為b (1.8 2.5)2.520mm ,吊耳環孔徑為d b1 r2 m吊鉤內圓半徑7m. 吊鉤厚度b （ 1 . ：80 右）x 2 =5n rs八.軸的設計a.高速軸：1.選擇軸的材料、熱處理方式：由于無特殊要求，選擇最

19、常用材料45鋼，調制處理。查【1】表14-1得知：硬度：217 : 255hbs ；強度極限：ob =650mpa ；屈服極限：os =360mpa ；彎曲疲o 1 =300mpa o勞極限： 一60mpa。查【1】表 14-2 得 c = 107 ： 118i3in1 + d（取“8計算）。故min7.52611828.54mm ,由于開了一個鍵槽3532.07dm in d m（il 5 % ）29. 914rrsrroll整）。根據高速軸上所需安裝的零件，可將其分為7 段，以 d、d、d、d、d、d、d7表示各1 23456段的直徑，以x、x、x、r、xx、x表示各段的長度。（d處安裝大

20、帶輪，d處安裝123456712: =皺承端蓋，d處安裝一號軸承與套筒，a e ：&=vd4處安裝小齒輪，d7處安裝二號軸承）3.軸的結構設計:8 徑向尺寸尸=根據常輛結dmin30mm ；查【2】1-27知倒角倒圓推薦值為：r （1 : 1.2）d =1.2x20 = r24,吊耳環空心到箱體外壁距離為e （0.8 ：1）d =20mm o吊鉤的結構設計：吊鉤長k=cic2=1614 =30mm,吊鉤高 h 0.8k =24mm ,吊18 30,r c 1mm30 50, r c 1.6mm故 30孔（大帶輪）倒角推薦值為1mm ,故取50 80, r c 2mmd2 d1 (1 0

21、.5) 2 33mm,由于查2】表7/2得知氈圈系列中要求的軸徑均為510圓整數，故此修正為 d2 =35mm；此先選軸承為6208型號軸承（無軸向力，故選深溝球軸承，直徑系列選 2號輕系列；為便于安裝及軸上尺寸基準，選 08號內徑），查【3】表16-1知所選軸承內徑為 40mm,且軸承寬度 b =18mm,故取d3 =40mm；為方便加工測量，取cl =45mm （此也為小齒輪內孔直徑）；查【3】表16/得安裝直徑47mms das 52.8mm,故查【4】表 仔3選取“套筒40x50x25gb/t2509-1981*,故d 50mm；對齒輪ax內孔倒角1.6mm,故取ck ch （1.6

22、1.5） 251.2mm （取52mm）;由于對稱分布故6 a 502） 軸向尺寸：一由【1】圖13-17得：根據大帶輪的內孔寬 l （1.52)ds:=x=(1.5 2)d1.5 20=145mm（取1.5計算）,為防止由于加工誤差造成的帶輪晃動，取x142mm；確定軸承潤滑方式：= =x=:x vd nmm r5mm r335 532.07 18622.45/min(1.52) 10/min軸承故選取i= + + =脂潤滑方式；為防止箱體內部潤滑油漸到軸承上沖走潤滑脂，將軸承與箱體內壁距離取大 于8mm （由于所選套筒長度故軸承斷面到箱體內壁的住匡離取15mm）,為適宜齒輪傳迦寸散熱，取齒

23、輪距箱體內壁為 8 10mm （此取10mm）,故有x3 10 15 b 43mm； 套筒檔単輪吐，為保呼精度取x4 b （2 3mm） 105 2103mm,故同時將怡修正為xs 45mm；軸環取5 8mm，故取怡 5mm；由于安裝吐齒輪箱體軸承均對稱分布,取xe10 15 嚴 20mm, x7mm （包括越程槽尺寸）:軸承到置蓋內壁的距15 b 25mm,前所選軸承端蓋螺釘 d3 m 8知：由【2】"0中公式得軸啊隼厚尊e1.2d9.6mm,查【2】表匕9可申彳級m8非牟螺線40mm的螺栓*8 此時取端蓋到大帶輪的扳手空間為(3 5) 48kmm mm,此時取 2we x 9.6

24、48253mm o11圖1.高速軸結構設計示意圖4.對高速軸進行彎扭強度校核:2t據【1】式可求得：圓周力 = =，徑向力ff= tan ct 14）78.92n （標f2964.3 nr <a* d1準安裝7敝壓力角= 対 勿°）；根據前軸的結構設計可得：帶輪中心到一號軸承中的距離blk = +x2 +9- 83 22.5115mm ； 一號軸承到齒輪中=心的距離b1l2 10 152有兩軸承中心距為22li l2 86.5mm；故b= +=186.5mm ；齒輪中心到二號軸承中心的距離2iil li l2 t73mmo =1）序垂尊的冬承反力：根據受力分析，可列方程：flv

25、 f2v fr , f 1v fa （齒輪在兩軸承中心）。故可求得:f=f=fi f2539.46 n。vv22）求水平支撐反力：fxf1 f21482.15nhh3)帶輪對軸的作用力 fq在指點產生的反力:f k1610.45qf1,f'115；fq 270.53 訕 0.45 2680.9n81070.53n173（外力f作用方向與帶傳動的布置有關，在具體布置尚未確定前，可按最不利情況考慮）4）繪制垂直面的彎矩圖（如圖 b）：im f2 46.66 n m。avv25）繪制水平面的彎矩圖（如圖 c）：= = 1lahh2m fi 128.205 n m。=x =6）fq力產生的彎矩

26、圖（如圖 d）：m2f fqk 1610.45 115 185.2n7）求合成彎矩圖（如圖 e）：考慮最不利情況，直接由公式得2mav2229.182mn m (其中ahm02.75 - f + a =n m )o20.6 ,af<lo)<c>o圖2.高速軸彎扭強度校核圖9) 計算危險截面處軸的許用直徑：由(圖1 )知軸上安裝小齒輪的截面為危險截面，故由【1】式14-6可得:_ i m _(243 6481(/ _<vxd ' 一 3mm mm。由此可知，此軸安全。34.372453min0.1 0.1 601bb.低速軸：45鋼，調制處理。14-1得知:1.選

27、擇軸的材料、熱處理方式： 由于無特殊要船選擇最常用材料硬度：217255hbs ；強度極限:b 650mpa ；屈服極限: a =360mpa ；彎曲疲由【1】式14-2得：69.55= to- = pn,查【1】表14-2得c118107min0.2取 118知=計算)。+由前計ifni133.686 r / min7.522dmin11844.62mm133.686dmn% )r63.軸的結構設計:根據低速軸上所需安裝的零件，可將箕分為7段，以d、1d表示各7段的直徑，以x、x、x、x、x、x、123= 456x表不各段的長度。7(di處安裝聯軸器,cb處安裝軸承端蓋，d處安裝三號軸承與套

28、筒,3d4處安裝大齒輪,d?處安裝四號軸承)2表8-2可選用凸緣聯軸器，型號n ,可得其軸孔直徑為50 ,深20031) 徑向尺寸：聯軸器的初步選擇：根據低速軸的計算轉矩與轉速查【.“y50112為 g 型凸緣聯軸器gb tys6/ 5843j 50 841孔長度為l 112mmo根據上所選聯軸器，取 di 50mm；根據密封氈圈的標準，取 d2 55mm；根據此處尺寸 選擇6212型號軸承（查【3】表16/知所選軸承內徑為 60mm,外徑為110mm,且軸承寬 度b 22mm）,故取d3 60mm；為方便測量取d4 65mm；查3表16-1得安裝直徑69mm g 6mm,a故查【4】表選取“

29、套筒 60 >70 40gb/t2509故d vomm；查【2】a1-27知倒角倒圓推薦值為:a一 18 30,rc1mm<p一 30 50,rc1.6mm,a一 50 80,r_c 一 2mm故°60孔（大齒輪）倒角推薦值為= +2mm,故取 d5 d4 (25)k =272mm；為對稱分布，故取d6 da 70mm,d7 d3 60mm。2） 軸向尺寸： 確定軸承潤滑方式:= x=v d3 35 532.0718622.45 mm r / min軸承：x 5(1.52) 10 mm r / min故選取脂潤滑方式。根據上定箱體兩內壁間的寬度可算得大齒輪到箱體內壁的距離

30、為 潤滑油漸到軸承上沖走潤道脂，將軸承與箍體內擘距離取大于12.5mm,為防止箱體內部8mm （為套筒尺寸此取27.5mm ),故有 x3 1 2. 52 7. bm6rre 套筒檔齒輪時，為保證精度取x4 b2 (2 3mm) 100 298mm,故同時將 xs 修正為 x364mm；軸環取 5 8mm,= + =故取& 5mm；由于安裝時齒輪箱體軸承均對稱分布，取xx mm,6 12.5 27.5535x7= b+總2mm _（包括越程槽尺寸）承到端蓋內壁的距離27.5 b 8.5mm,=由于軸承外徑為110mm故，選端蓋螺釘為ivm0,由【2】1110中公式得軸承端蓋厚度e 1.

31、2d312 mm,查【2】表3-9可取a級m8非全螺線i誨0市m的螺:栓（即毛b/ t5782m 1 0 =4）0妣吋取端蓋至巾大帶輪拎扳手空間為（3x i k上選聯軸器可知5 =)=mm50mm,故此取8.5125070x l 112mmo附圖3.低速軸結構設計示意圖4.對高速軸進行彎扭強度校核(略)九.聯軸器的選擇根據前選出的聯軸器設計的低速軸校核得知，軸滿足要求，故聯軸器定為:y 50x112gys6 型凸緣聯軸器x gb/t 5843 "2003 oj 50 84十對軸承的校核a.對軸承6208的壽命計算：將任務書中的使用期限換算為小時得其使用壽命必須大于 1查【1】附表1可

32、知其48000小時。根據【1】式16-2知其壽命計算為l 10°h()=何n p3,由上軸的校核計算得知其當徑向基本額定動載荷為 g 29.5kn ,而球軸承取量動載荷為一p-1伍78kn , 掄帶入公式得：其壽命為x61029.53l()204656.26h 48000h,滿足要求。h£60 532.07 1.578b.對軸承6212的壽命計算：將任務書中的使用期限換算為小時得其使用壽命必須大于 彳八6，查【1】附表1可知其48000小時。根據【1】式16-2知其壽命計算為 l 10°h()60n p16徑向基本額定動載荷為 c = 47.8kn ,而球軸承取&

33、#163; =3,由上軸的校核計算得知其當r量動載荷為 p=3 . 5k8 n 故帶入公式得：其壽命為6=-to 778"='3l()297221.4 h 48000 h,滿足要求。h160 133.7 3.578十一.普通平鍵的選擇及校核根據工程經驗，此處無特殊要求，故均選用a型平鍵連接。=:1.帶輪處鍵連接：_由于此處軸徑為 30mm,查【1】表10-9得：選用b 8mm,h 7mm , l 18 90mm , x由于此處轉矩不大，選取鑄鐵為材料，故由表下的l系列選取l 36mm ,即36gb /t 1096對平鍵進行強度校核：查【200xo = = =< q1表10-10 w其許用擠壓應力為xp 50 60mpa (輕微沖擊)，根據11式10-26 w：4tipdh(l 2b)4 137