1、機械設計課程設計任務書學生姓名專業年級農業機械化及其自動化2011級設計題目： 設計帶式輸送機傳動裝置設計條件：1、 輸送帶工作拉力：F = 1500N；2、 輸送帶工作速度：v = 1.1m/s（允許輸送帶速度誤差為±5%）；3、 滾筒直徑：D = 220mm；4、 工作情況：兩班制，連續單向運轉，載荷較平穩；室內，灰塵較大，環境最高溫度35°；5、 使用折舊期： 8年；6、 檢修間隔期： 四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；7、 動力來源： 電力，三相交流，電壓380/220V；8、 運輸帶速度允許誤差：9、 制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產。設計工

2、作量：1、 減速器裝配圖1張（A1）；2、 零件工作圖2張；3、 設計說明書1份。指導教師簽名： 2014年1月 日說明：1.此表由指導教師完成，用計算機打?。ˋ4紙）。2.請將機械設計課程設計任務書裝訂在機械設計課程設計(論文)的第一頁。2 電動機選擇2.1電動機類型的選擇 電動機選擇全封閉的Y系列三相鼠籠式異步電動機，具有防止 灰塵、鐵屑、或其它雜物侵入電動機內部的特點，B級絕緣，工作環境溫度不超過+40，相對濕度不超過95%，海拔高度不超過1000m，額定電壓380V，頻率50Hz。2.2電動機功率的計算 工作機所需功率Pw 設計方案的總效率 =0.99（兩對聯軸器的效率相等） =0.9

3、9，=0.98，=0.99 =0.97（兩對齒輪的效率取相等） 則：=0.886 電動機所需工作功率 2.3電動機轉速的選擇 由v=1.1m/s 求卷筒轉速nw V =1.1 nw=95.54 r/min 電動機可選轉速范圍 在該系統中只有減速器中存在二級傳動比i1,i2，由圓柱齒輪傳動比范圍為35。 所以nd =(i1*i2) nw=9，25* nw nd的范圍是（859.86，2388.5）r/min，初選為同步轉速為1430r/min的電動機2.4電動機型號的確定 電動機型號為Y100L1-4,其額定功率為2.2kW，滿載轉速1430r/min?；痉项}目所需的要求。電動機型號額定功率

4、/KW滿載轉速r/min堵轉轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩質量/KgY100L1-42.214302.22.334Pw=1.65 KW=0.886=1.86 KWnw=95.54 r/minnm=1430 r/min3 計算傳動裝置的運動和動力參數傳動裝置的總傳動比及其分配3.1計算總傳動比由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為：nm/nw nw95.54r/min nm=1430r/min i14.973.2合理分配各級傳動比由于減速箱是展開式布置，所以i1（1.3-1.5）i2。估測選取 i1=4.5 i2=3.3傳動比誤差為0.801%，所以可行。3.3

5、 各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩計算 計算各軸轉速 電動機轉軸速度 n0=nm=1430r/min 高速軸1 n1=nm=1430 r/min 中間軸2 n2=317.78 r/min 低速軸3 n3= =96.30 r/min 卷筒軸 n4=96.30 r/min。 計算各軸功率高速軸1 P1=Pd*=1.86*0.99=1.84 Kw 中間軸2 P2=P1*n齒*n軸承1=1.8414*0.97*0.99=1.77 Kw 低速軸3 P3=P2*=1.7683*0.97*0.98=1.68 Kw 卷筒軸 P4=P3*=1.6809*0.99*0.99=1.65 Kw 計算各軸轉矩 電動機輸出轉

6、矩 i14.97i1=4.5i2=3.3各軸轉速n0=1430r/minn1=1430r/minn2=317.78 r/minn3=96.30 r/minn4=96.30 r/min各軸功率P1= 1.84 KwP2=1.77 Kw P3=1.68 Kw P4=1.65 Kw高速軸1 中間軸2 低速軸III 卷筒軸 項 目電動機軸高速軸I中間軸II低速軸III卷筒轉速（r/min7896.3096.30功率（kW）1.861.841.771.681.65轉矩（N·m）12.412.353.2167.0164.0傳動比114.53.314 齒輪設計計算4.1

7、高速齒輪的計算輸入功率小齒輪轉速齒數比小齒輪轉矩類型1.84Kw1430r/min4.512.3 N·m斜齒 選精度等級、材料及齒數：1） 材料及熱處理選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。2） 精度等級選用8級精度；3） 試選小齒輪齒數z120，大齒輪齒數z290的；4.1.1 按齒面接觸強度設計 因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算。按式（1021）試算，即 1）確定公式內的各計算數值 =T2=T3=T4=8級精度z120 z290（1） 試選Kt1.6（2） 由

8、表107選取齒寬系數d1（3） 由表106查得材料的彈性影響系數ZE189.8Mpa（4） 由圖1030選取區域影響系數=2.433（5） 由圖1026查得=0.755，=0.82， 則=+=1.575（6） 由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極Hlim1600MPa；大齒輪的解除疲勞強度極限Hlim2550MPa；（7） 由式1013計算應力循環次數 （8）由1圖1019查得接觸疲勞壽命系數， 取失效概率為1，安全系數S1，由式（1012）得 0.90×600MPa540MPa 0.95×500MPa522.5MPa 則許用接觸應力為：522.5Mpa 2）

9、計算（1）試算小齒輪分度圓直徑 =28.47mm（2）計算圓周速度 v=2.13m/s（3）計算齒寬b及模數m （4）計算縱向重合度 （5）計算載荷系數K 由表10-2查得使用系數 根據，8級精度，由圖10-8查得動載系數 由表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱 布置時， 查圖10-13得： 由表10-3得， 故載荷系數 （6）按實際載荷系數校正分度圓直徑 由式10-10a得： （7）計算模數m 4.1.2 按齒根彎曲強度設計 由式10-17得：彎曲強度設計公式 （1）計算載荷系數： （2）根據縱向重合度，從圖10-28查得： （3）計算當量齒數： （4）查取齒形系數： 由表1

10、0-5查得 （5）查取應力校正系數： 由表10-5查得 （6）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 （7）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數, （8）計算彎曲疲勞許用應力： 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式（10-12）得 （9）計算大小齒輪的并加以比較： （大齒輪的大）2）計算 對比計算結果,由齒面接觸疲勞強度計算的模數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（即模數與齒數的乘積）有關，取標準值.但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算相應

11、的齒數：取3） 幾何尺寸計算 （1）計算中心距 故圓整后取中心距為 （2）修正螺旋角 螺旋角改變不多，不需要修正相關的參數。 （3）計算齒輪的分度圓直徑 （4）計算齒輪寬度 調整后取 。模數分度圓直徑齒寬齒數小齒輪1.532.584221大齒輪4.5147.4136954.2 低速齒輪的計算輸入功率小齒輪轉速齒數比小齒輪轉矩類型1.77KW317.78r/min3.353.2N·m直齒 選精度等級、材料及齒數1）材料及熱處理；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，二者材料硬度差為40HBS。 2）精度等級選用8級精度；

12、3）試選小齒輪齒數z124，大齒輪齒數z279的；4.2.1按齒面接觸強度設計 由設計公式（10-9a）進行計算，即 1） 確定各計算值 （1）試選載荷系數 （2）計算小齒輪傳遞的轉矩， （3）由表10-7選取齒寬系數 （4）由表10-6查得材料的彈性影響系數 （5）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； （6）由式10-13計算應力循環次數 （7）由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數 ，（8） 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數S=1，由（10-12）得 2） 計算 （1）試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值 =52.95mm （2

13、）計算圓周速度v （3）計算尺寬b （4）計算尺寬與齒高比b/h 模數 齒高 （5）計算載荷系數 根據，8級精度，由圖10-8查得動載系數 直齒輪 由表10-2查得使用系數 由表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對 稱布置時 由，查圖10-13得 故載荷系數： （6）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a） 得 （7）計算模數m 4.2.2 按齒根彎曲強度設計 由式（10-5）得彎曲強度的設計公式為： 1） 確定各計算值 （1）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極， 大齒輪的彎曲強度極限 （2）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數， （3)計算彎曲疲勞許用應力

14、 取彎曲疲勞安全系數S=1.4，由式（10-12）得： （4)計算載荷系數K （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 大齒輪的大一些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（即模數與齒數的乘積）有關，可取標準值，但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑算出小齒輪齒數： ，取 大齒輪齒數 ,取這樣設計出的齒輪傳動,即滿足了齒面接觸疲勞強度,又滿足齒根彎

15、曲疲勞強度,并做到結構緊湊,避免浪費。3） 幾何尺寸計算 （1）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 (3）計算齒輪寬度 所以取模數分度圓直徑壓力角齒寬小齒輪25820°64大齒輪219220°585 軸系結構設計計算5.1軸的尺寸計算5.1.1高速軸尺寸計算 根據結構及使用要求,把高速軸設計成階梯軸且為齒輪軸,共分六段,其中第5段為齒輪,如圖所示:由于結構及工作需要將該軸定為齒輪軸,因此其材料須與齒輪材料相同,均為40Cr,熱處理為調質處理, 材料系數C為112。所以,該軸的最小軸徑為: ， 由主教材表19.3查得載荷系數K=1.5： ， 選用梅花形彈性聯軸器,與軸相連的軸孔

16、直徑為16mm，軸孔長度為42mm，與電動機軸連接的軸孔直徑為28mm，軸孔長度為62mm。則： 為了滿足半聯軸器的軸向定位要求第二軸段左端要求制出一軸肩; 取2段的直徑d2=20mm;左端用氈圈密封，按軸端直徑取氈圈圈直徑D=20mm。第三段的長度，經過畫圖確定L2=69.2mm ，經過第二次放大，查取軸承 7005AC，所以d3=25m，L3=28mm。由于第四段軸應比小齒輪的齒根圓要低，所以取L，4=73mm 。 第五段是齒輪軸段長度為42mm，L5=42mm。第六段：d6=25mm，L6=28mm。5.1.2中間軸尺寸計算 中間軸的結構示意圖由于結構及工作需要將該軸定為齒輪軸,因此其材

17、料須與齒輪材料相同,均為40Cr,熱處理為調質處理, 材料系數C為112。所以,有該軸的最小軸徑為: 為了保證減速器美觀，中速軸選擇的軸承為30205從而d1=25mm，L1=32.25mm, 第二段為齒輪軸段L2=64mm；第三段為了滿足齒輪的軸向定位，所以d3=36mm，L3=12mm；第四段和大齒輪配合所以，其直徑盡量取標準值d4=30mm，其長度為一級大齒輪寬度B2-2=36-2=34mm，L4=34mm；第五段要與軸承配合，所以d5=25mm，L5=37.25mm。d1=16mmL1=40mm；d2=20mm L2=69.2mm；d3=25mmL3=28mm；d4=28mmL4=73

18、mm； L5=42mm；d6=25mmL6=28mm；d1=25mmL1=32.25mmL2=64mmd3=36mmL3=12mmd4=30mmL4=34mmd5=25mmL5=37.25m5.1.3低速軸尺寸計算低速軸的結構示意圖 低速軸的材料為45，材料系數C為100。最小軸徑為： 由主教材表19.3查得載荷系數K=1.5： 第七段軸端要與聯軸器相連，選取的聯軸器為滾子鏈聯軸器，所以d7=30mm，軸段的長度為聯軸器長度減去2mm，L7=60-2=58mm； 第六段為了滿足聯軸器的軸向定位，此處采用氈圈密封，軸段的長度為L6=50mm，d6=46.2；第五段軸段，經過二次放大，且應該滿足所

19、選取的軸承的內徑值。所用的軸承是深溝球軸承型號為6008，所以d5=40mm，L5=31mm；第四段的直徑經過放大一次d4=46mm，L4=46mm；第三段軸段是軸肩，需要對第二級大齒輪進行軸向定位，所以其長度應該滿足,所以L3=8mm； 第二段與二級大齒輪有配合關系所以取標準直徑d2=45mm，此段的長度為L2=B4-2=58-2=56mm；第一段軸也要與上述的軸承配合所以d1=40mm，L1=36mm。d7=30mmL7=58mmd6=35mm L6=46.2mmd5=40mmL5=31mmd4=46mmL4=46mmd3=52mmL3=8mmd2=45mmL2=56mmd1=40mmL1

20、=36mm5.2軸的受力分析及核算5.2.1高速軸受力分析 計算齒輪1上的受力：圓周力 徑向力 軸向力 5.2.2中間軸受力分析及核算 中間軸的受力情況如圖=755.06N=284.29N=199.92N（1）計算齒輪的嚙合力 大斜齒輪的圓周力： 徑向力： 軸向力： 小直齒輪的圓周力： 徑向力： （2）求垂直面支反力 得=1177.04N，=1412.5N（3）求垂直面彎矩 （4）求水平面支反力 得=222.08N，=161.33N（5）求水平面的彎矩 （6）求合成彎矩 =1412.5N=222.08N=161.33N （7）求危險截面的當量彎矩 查表15-1，40Cr鋼對稱循環應力時軸的許用

21、彎曲應力為 ，又由于軸受的載荷為脈動的，所以。 （8）彎扭合成強度校核 按最壞的情況校核，取dmin=25mm 所以該軸是安全的.5.2.3低速軸受力分析及核算受力分析如圖所示（1）計算齒輪的嚙合力 大直齒輪的圓周力： 徑向力：（2）求垂直面支反力 得=628.48N，=1206N（3）求垂直面彎矩 （4）求水平面的支反力 得=228.75N，=438.95N（5）求水平面的彎矩 （6）求合成彎矩 （7）求危險截面的當量彎矩查表15-1，45鋼對稱循環應力時軸的許用彎曲應力為 ，又由于軸受的載荷為脈動的，所以。 （8）彎扭合成強度校核 按最壞的情況校核，取dmin=30mm所以該軸是安全的.=

22、628.48N，=1206N=228.75N，=438.95N 5.3軸承壽命驗算5.3.1高速軸軸承軸承為7005AC,查手冊得C=11.2KN。軸承工作時間為：2×8×8×36546720。兩軸承為面對面正安裝。（1）求兩軸承的徑向載荷和 （2） 求兩軸承的軸向力和 對于70000AC型軸承，查表13-7，得軸承派生軸向力： 因為 所以軸承1被放松，軸承2被壓緊，所以： ， =Fd1-Fa1=205.46N（3）求當量動載荷P1和P2 查表13-5，對軸承1：X1=1，Y1=0 對軸承2：X2=0.41，Y2=0.87因工作載荷較穩定，軸承運轉中無沖擊或有輕微

23、沖擊，按表13-6，取載荷系數fp=1.1 (4)驗證軸承壽命 因為p1>p2,所以按軸承1的壽命進行核算: 所以高速軸軸承選擇滿足壽命要求。5.3.2中間軸軸承 軸承為30205,查取手冊得C=32.2KN 軸承工作時間為：2×8×8×36546720。兩軸承為面對面正安裝。（1）求兩軸承的徑向載荷和 （2） 求兩軸承的軸向力和 對于30000型軸承，查表13-7，得軸承派生軸向力：，查手冊表6-7得Y=1.6，e=0.37 ，因為所以軸承3被放松，軸承4被壓緊 所以 （3）求當量動載荷P5和P6 查表13-5，對軸承3：X3=1，Y3=0 對軸承4：X4

24、=0.4，Y4=1.6因工作載荷較穩定，軸承運轉中無或有輕微沖擊，按表13-6，取載荷系數fp=1.2 （4）驗證軸承壽命 按軸承4的壽命進行核算:所以中速軸軸承選擇滿足壽命要求。5.3.3低速軸軸承 軸承為6008深溝球軸承,查手冊得C=17KN 軸承工作時間為：2×8×8×36546720。（1）求兩軸承的徑向載荷和 （2）由于低速級為圓柱直齒輪傳動，故軸承不受軸向力（3）求當量動載荷P5和P6 取載荷系數fp=1.2，則軸承當量動載荷為： 由于P6>P5,則取P6計算： 所以低速軸軸承選擇滿足壽命要求。6鍵連接的選擇和強度校核6.1高速軸與聯軸器鍵連接

25、 高速軸與聯軸器相連的那一段軸段的直徑為d1=16mm，L1=40mm，查取手冊表4-1選取鍵為。且鍵軸輪轂的材料均為鋼，由機械設計教材表6-2查得：，取平均值為110Mpa。鍵的工作長度，工作高度為，傳遞的力矩為12.3N.m，所以： 所選的鍵滿足強度要求。鍵的標記為：GB/T 1096 鍵5×5×326.2中間軸上的鍵連接 中間軸上的鍵是為了定位一級大齒輪與中間軸，一般8以上的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵聯接。由于齒輪不在軸端，故可選用圓頭普通平鍵（A型）。 根據d=30mm，L=34mm。查取手冊表4-1得鍵的截面尺寸為：寬度b=8mm，高度h=7mm，由輪轂寬度并

26、參照鍵的長度系列，取鍵長L=25mm。鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由機械設計教材表6-2查得許用擠壓應力，取平均值110Mpa。鍵的工作長度，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×7=3.5mm。傳遞的力矩為53.2N.m，所以：所以所選的鍵滿足強度要求。鍵的標記為：GB/T 1096 鍵8×7×25。GB/T 1096 鍵5×5×32GB/T 1096 鍵8×7×256.3低速軸上的鍵連接6.3.1與二級大齒輪配合的鍵連接一般8以上的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵聯接。由于齒輪不在軸端，故可選用圓頭普通平鍵（A型）。

27、與齒輪配合的那一段軸的尺寸為d=45mm，L=56mm. 查取手冊4-1得鍵的截面尺寸為：寬度b=14mm，高度h=9mm，由輪轂寬度并參照鍵的長度系列，取鍵長L=50mm。鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由機械設計教材表6-2查得許用擠壓應力，取平均值為110Mpa。工作長度，工作高度為，傳遞的力矩為T=167N.m所以：所以所選的鍵滿足強度要求。鍵的標記為：GB/T 1096 鍵14×9×50。6.3.2與聯軸器配合的鍵連接 高速軸與聯軸器相連的那一段軸段的直徑為d=30mm，L=58mm，查取手冊表4-1 選取鍵為。且鍵軸輪轂的材料均為鋼，由表6-2查得：取平均值為110M

28、p。工作長度，工作高度為，傳遞的力矩為T=167N.m，所以：所選的鍵滿足強度要求。鍵的標記為：GB/T 1096 鍵8×7×50。7潤滑方式、潤滑油牌號、密封裝置選擇 由于兩對嚙合齒輪中的大齒輪直徑徑相差不大，且它們的速度都不大，所以齒輪傳動可采用浸油潤滑，查表7-1，選用液壓油（GB/T 11118.1-1994），代號為L-HL68。由于滾動軸承的速度較低，所以可用脂潤滑。查表7-2，選用鈣基潤滑脂（GB/T 491-1987），代號為L-XAAMHA1。為避免油池中稀油濺入軸承座，在齒輪與軸承之間放置擋油環。輸入軸與輸出軸處用氈圈密封。GB/T 1096 鍵14×9×50GB/T 1096 鍵8×7×508箱體及其附件的結構設計由機械設計課程設計手冊表11-1計算得箱體各尺寸如下表：名稱符號具體數值箱座壁厚8mm箱蓋壁厚18mm箱蓋凸緣厚度b112mm箱座凸緣厚度b1