1、一、傳動方案的確定11.1傳動簡圖如下：11.2工作條件21.3原始數據21.4設計工作量2二、電動機的選擇及傳動裝置的運動及動力參數計算22.1電動機的選擇22.2各級傳動比的確定42.3計算傳動裝置的運動和動力參數4三、傳動零件的設計計算53.1蝸輪蝸桿傳動的設計計算53.2.開式齒輪的設計計算7四、軸的計算94.1高速軸的設計94.2低速軸的設計12五、鍵連接的選擇及計算165.1.高速軸外伸端處的鍵選擇和校核165.2.低速軸蝸輪連接處的鍵選擇和校核165.3.低速軸外伸端的鍵選擇和校核16六、滾動軸承的選擇及計算176.1高速軸滾動軸承校核176.2低速軸滾動軸承校核18七、聯軸器的

2、選擇197.1高速軸聯軸器的選擇197.2低速軸聯軸器的選擇19八、設計小結20設計題目：鏈式運輸機傳動裝置一、 傳動方案的確定本傳動裝置為鏈式運輸機傳動裝置，選用閉式蝸輪蝸桿減速器和鏈式傳動系統。此裝置載荷變化不大，其各部分零件的標準化程度高，設計與維護及維修成本比較低，結構較為簡單，傳動效率比較高，適應工作能力強，可靠性高，能滿足設計任務書中要求的設計條件及環境。1.1傳動簡圖如下：1.2工作條件運輸機兩班（16小時）連續工作制，負荷基本平穩，設計壽命為5年，每年工作280天。1.3原始數據鏈式運輸機索引力 F(KN)2.9鏈輪圓周速度(允差±5%)V(m/s)0.25鼓輪直徑

3、D(mm)3001.4設計工作量減速器裝配圖一張；零件圖4張；設計說明書一份。二、電動機的選擇及傳動裝置的運動及動力參數計算2.1電動機的選擇（1）選擇電動機類型 按工作要求和條件，選用三相鼠籠異步電動機，封閉式結構，電壓380V，Y型； （2）選擇電動機的容量電動機所需工作功率為Pd=PwakW即Pd=Fv1000akW由電動機至運輸帶的傳動效率為a=13243456由參考文獻3表1得，式中：效率名稱大小1彈性聯軸器0.9932滾動軸承0.993剛性聯軸器0.984齒輪 0.955蝸輪蝸桿0.786鏈傳動0.92則a=0.9933×0.994×0.98×0.95

4、×0.78×0.92=0.637所以Pd=Fv1000akW=2500×0.61000×0.7435=2.03kW（3）確定電動機轉速工作轉速為nw=v×60×1000D=0.25×60×10003.14×300=15.9 r/min按推薦的傳動范圍，蝸輪蝸桿傳動的傳動比i1=1040，圓柱齒輪減速器傳動比i2=37，則總傳動比的合理范圍為ia=30280，故電動機轉速的可選范圍為nd=ian=30280×15.9=4474452rmin符合這一范圍的同步轉速有750、1000、1500、300

5、0r/min方案電動機型號額定功率PedkW電動機轉速rmin電動機重量Kg參考比價(相對）同步轉速滿載轉速1Y90S-21.530002840221.302Y90L-41.51500140027 1.353Y100L-61.51000940331.784Y132S-82.2750710633.09 根據容量和轉速，由有關手冊查出四種適合的電動機型號，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器、鏈傳動的傳動比，選定電動機型號為Y90L-4，其主要性能如下表：電動機型號額定功率/kW同步轉速/（r/min）滿載轉速/（r/min）最大轉矩質量/kg額定轉矩Y90L-41.5150

6、014002.3272.2各級傳動比的確定（1）總傳動比：ia=nmn=140015.9=88.05（2）分配傳動裝置傳動比：由式ia=i0i1i2式中i0、i1、i2、i3分別柔性聯軸器連接、減速器、齒輪傳動和剛性聯軸器的傳動比。因此i0=1，初步取i2=4，則減速器的傳動比為i1=ini2=49.914=22.0125（3）分配減速器的各級傳動比 綜合比較傳動比范圍，則齒輪的傳動比i1=4，i2=22。2.3計算傳動裝置的運動和動力參數（1） 各級轉速軸 n1=nmi0=14001=1400rmin 軸 n2=n1i1=140022=63.6rmin 軸 n3=n2i2=473.54.18

7、5=15.9rmin 卷筒軸 n4=n3i3=113.141=15.9rmin（2） 各軸輸入功率 軸 p1=pd.01=1.1338×0.993=1.13kw 軸 p2=p1.25=p1.2.5=1.13×0.99×0.78=0.873kw 軸 p3=p2.23=p2.2.4=0.873×0.99×0.98=0.796kw 卷筒軸 p4=p3.23=p3.2.3=0.796×0.99×0.98=1.64kw（3） 各軸輸入轉矩Td=9550Pdnm=9550×1.1381400=7.76Nm軸 T1=Tdi0.0

8、1=26.40×1×0.993=7.71Nm軸 T2=T1.i1.25=7.71×22.0125×0.99×0.78=131.03Nm軸 T3=T2.i2.24=131.03×4×0.99×0.95=492.93Nm卷筒軸 T4=T3.i3.23=492.93×1×0.99×0.98=478.24Nm運動和動力參數計算結果整理于下表軸名效率P kw轉矩T Nm轉速nrmin傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電動機軸1.1387.76140010.993軸1.131.11877.717.631

9、40022.050.772軸0.8730.86131.03129.7263.640.941軸0.8210.813492.93488.0015.910.970卷筒軸0.7960.788478.24473.4615.9三、傳動零件的設計計算3.1蝸輪蝸桿傳動的設計計算 由前計算可知，軸的輸出功率為P=1.12kW，蝸桿轉速n1=1450 r/min,傳動比i12=22.05 ,鏈式運輸機，傳動平穩，傳動不會反向，工作載荷較穩定，無較大的沖擊，設計壽命為5年，每年工作280天，兩班（16小時）連續工作制。.選擇蝸桿傳動類型根據GB/T 100851998的推薦，采用漸開線蝸桿(ZI)。.選擇材料考慮

10、蝸桿傳動功率不大，速度只是中等，故蝸桿選用45鋼；因用于傳動，希望效率較高些，耐磨性較好，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為4555HRC。蝸輪選用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造。為了節約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。.按齒面接觸疲勞強度進行設計根據閉式蝸桿傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，在校核齒根彎曲疲勞強度。m2d1KT2480Z2H2 (1).確定作用在齒輪上的轉矩T2按Z1=2，估取效率=0.8，則T2=9.55×106P2n2=9.55×106Pn1/i12=9.55×106×1.12

11、15;0.781400/22.05=131400.36 Nm(2).確定載荷系數K因工作載荷較穩定，故取載荷分布不均系數K=1；由參考文獻2表11-5選取使用系數KA=1.15；由于轉速不高，沖擊不大，可選取動載荷系數KV=1.05;則K=KKAKV=1×1×1.05=1.05(3).確定彈性影響系數ZE因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿配合，故選ZE=160MPa12。(4).確定許用接觸應力H根據蝸輪材料鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面硬度45HRC，可從參考文獻2表11-7查得蝸輪的基本許用應力H=268 MPa。工作時長Lh=YDh=5×

12、;280×16=22400h應力循環次數N=60jn2Lh=60×1×140022×22400=8.55×107壽命系數KHN=81078.55×107=0.7647則 H= KHNH=0.7647×268 MPa=205MPa(5).計算m2d1的值m2d11.05×131400×48044×2182=345.50mm3因，由參考文獻2表11-22取模數m=4，蝸桿分度圓直徑。.蝸桿與蝸輪的主要參數和幾何尺寸(1).中心距中心距不符合5的倍數圓整至 ，則變位系數為(2).蝸桿尺寸分度圓直徑:，

13、所以節圓直徑:齒頂圓直徑:齒根圓直徑:蝸桿齒寬:取80mm(3).蝸輪尺寸分度圓直徑:節圓直徑:齒頂圓直徑:齒根圓直徑:外圓直徑:蝸輪齒寬: 3.2.開式齒輪的設計計算現已知齒輪為開式傳動，安裝在蝸輪減速器的低速軸上，傳遞功率為P=0.864kW，n1=63.6 r/min ，傳動比u=4，工作時長為22400h。齒輪類型的選擇(1).按傳動方案可知，選用圓柱直齒輪傳動。(2).由于運輸機為一般工作機要求的精度不高，故選用7級精度，=20°。(3).由于為開式傳動，應選用鑄鋼為齒輪材料，材料：小齒輪：QT-600-2，大齒輪：QT500-5(4).初選小齒輪齒數Z1=19，大齒輪齒數

14、Z2=76按齒面彎曲強度設計：由(1).試選用(2).計算小齒輪傳遞扭矩：T1=9.55××P/n1=9.55××0.864/63.6=129736 N·mm(3).由參考文獻2表10-7選取齒寬系數=0.5(4).由參考文獻2表10-17 =2.86(5).由參考文獻2表10-18 =1.53(6).計算彎曲疲勞重合度系數a1=cos-1z1cosz1+2ha*=cos-119cos20°19+2×1=31.767°a2=cos-1z2cosz2+2ha*=cos-176cos2076+2×1=23.7

15、09°=z1tana1-tan+z2tana2-tan2=19tan31.767°-tan20°+76tan23.709°-tan20°2=16.81Y=0.25+0.75=0.25+0.751.681=0.696(7).計算YFaYsaF由參考文獻2圖10-17查得齒形系數YFa1=2.86 ，YFa2=2.27，圖10-18查得應力修正系數Ysa1=1.53，Ysa2=1.72，圖10-24（c）查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為：Flim1=350MPa，Flim2=300Mpa10-22查得彎曲疲勞壽命系數：先求應力循環次數N1

16、=60jn1Lh=60×1×63.6×22400=855×107；N2=60jn2Lh=60×1×15.9×22400=855×107得 KFN1=0.98 KFN2=0.99取彎曲疲勞安全系數為S=1.4，由參考文獻2公式10-14得：F1=KFN1Flim1S=0.983501.4=245MPaF2=KFN2Flim2S=0.943801.4=212.14MPaYFa1Ysa1F1=2.83×1.53245=0.0179YFa2Ysa2F2=2.27×1.72212.14=0.0184取兩者

17、中的最大值（大齒輪）得YFaYsaF=YFa1Ysa1F1，YFa2Ysa2F2max=0.0184試算模數mt32KFtT1Ydz12YFaYsaF=32×1.3×129736×0.6960.5×192×0.0184=2.881mm由彎曲疲勞強度進行設計，應將模數增大1020，由GB/T 1357-2008選取模數為3。參數計算（1）計算分度圓直徑d1=z1×m=19×3=57mmd2=z2×m=76×3=228mm（2）計算中心距a=(d1+d2)/2=(57+228)/2=142.5mm（3）計算齒

18、輪寬度 b=dd1=0.5×57=28.5mm為了保證齒寬b和節省材料，將齒輪加寬510mm，b1=35mm,小齒輪選用：QT-600-2，大齒輪選用：QT500-5；四、軸的計算4.1高速軸的設計：（1）選擇軸的材料：選取45號鋼，調質， HBS2=230(GB699-1988)（2）初步估算軸的最小直徑根據參考文獻2P115表16-2，取A=110，dA3Pn=110×31.131400=11.17mm（3）按彎扭合成應力校核軸的強度 軸的計算簡圖（見圖）計算作用在軸上的力蝸輪受力分析圓周力：Ft1=2Tdm1=2×7.6329×100040=381

19、.645N徑向力：Fr1=Ft1tann/sin=381.645×tan20°×sin11.31=708.29N軸向力：Fa1=Ft1/tan=381.645/tan11.31=1908.21N計算支反力:水平面：因為FNH1和FNH2左右關于C點對稱，受力相互對稱，所以FNH1=FNH2=Ft2=381.6452=190.82垂直面：由Ma=FaD2=19081.21×40×10-3/2=38.16Nm,MD=0,FNV1l2×2-MA+Ft1l3=0，得：FNV1×91×10-3×2-728.29&#

20、215;91×10-3=0，故 FNV1=563.81N由Fy=0,FNV1+FNV2-Ft=0，得：487.6+FNV2-381.645=0，故FNV2=1199.23N作彎矩圖水平面彎矩：MDy=FNH1l2=190.82×91×10-3=17.36Nm垂直面矩：MDz=FNV1l2=563.81×91×10-3=51.31Nm合成彎矩：MD=MDy2+MDz2=(17.36)2+(56.31)2=54.17Nm作轉矩圖T=7.6329Nm按彎扭合成應力校核軸的強度.軸的材料是45號鋼，調質處理，其拉伸強度極限b=650MPa，對稱循環變應

21、力時的許用應力-1b=60MPa由附圖零件圖1可知蝸輪軸各處軸徑相近但C截面處軸彎矩明顯大于其它軸段故截面C處為危險截面。渦輪軸是單向旋轉軸，所以轉矩切應力視為脈動循環變應力，取折合系數0.6，危險截面C的當量彎矩為：McaA=MD2+T12=54.172+0.6×7.632=54.36Nm則截面a-a處的計算應力為：caA=McaAWAMcaA0.1dA3=29.02×1030.1×403=4.53MPa<-1b=60MPa滿足強度要求。4.2低速軸的設計：（1）選擇軸的材料：選取45號鋼，調質， HBS2=230(GB699-1988)（2）初步估算軸的

22、最小直徑根據參考文獻2P115表16-2，取A=120，dA3Pn=120×30.87363.6=28.73mm（3）按彎扭合成應力校核軸的強度 軸的計算簡圖（見圖）計算作用在軸上的力蝸輪受力分析圓周力：Ft1=2Tdm1=2×131.03×1000176=372.24N徑向力：Fr=Fttann/cos=372.24×tan20°×cos11.31=138.17N軸向力：Fa2=Ft2tan=381.645×tan11.31=74.45N計算支反力:水平面：因為FNH1和FNH2左右關于C點對稱，受力相互對稱，所以FNH1

23、=FNH2=Ft2=372.242=186.12垂直面：由Ma=FaD2=74.45×176×10-32=6.55Nm,MD=0,FNV1l2×2+MA-Ft1l3=0，得：FNV1×68×10-3×2-6.55+138.17×68×10-3=0，故 FNV1=20.92N由Fy=0,FNV1+FNV2-Ft=0，得：20.92+FNV2-138.17=0，故FNV2=117.25N作彎矩圖水平面彎矩：MDy=FNH1l2=186.12×68×10-3=12.66Nm垂直面矩：MDz=FNV1l

24、2+MA=563.81×91×10-3+6.55=7.97Nm合成彎矩：MD=MDy2+MDz2=(12.66)2+(7.96)2=14.96Nm作轉矩圖T=7.6329Nm按彎扭合成應力校核軸的強度.軸的材料是45號鋼，調質處理，其拉伸強度極限b=650MPa，對稱循環變應力時的許用應力-1b=60MPa由附圖零件圖1可知蝸輪軸各處軸徑相近但C截面處軸彎矩明顯大于其它軸段故截面C處為危險截面。渦輪軸是單向旋轉軸，所以轉矩切應力視為脈動循環變應力，取折合系數0.6，危險截面C的當量彎矩為：McaA=MD2+T12=14.962+0.6×131.032=80.03N

25、m則截面a-a處的計算應力為：caA=McaAWAMcaA0.1dA3=80.03×1030.1×503=6.40MPa<-1b=60MPa滿足強度要求。五、鍵連接的選擇及計算5.1.高速軸外伸端處的鍵選擇和校核(1)選擇鍵連接的種類和尺寸。主動軸外伸端d=23mm，長52mm，考慮到鍵在軸的中部安裝，根據工況，只需傳遞扭矩，無偏心，且無相對滑動所以選取鍵為普通平鍵（A型）即可，結合參考文獻5表7-1選取鍵的尺寸為8×7×45（B×H×L）。(2)校核鍵連接的強度,查參考文獻1表6-2鍵的許用擠壓應力為120MP。，鍵的強度合格

26、。5.2.低速軸蝸輪連接處的鍵選擇和校核(1)選擇鍵連接的種類和尺寸。主動軸外伸端d=50mm，長57mm，考慮到鍵在軸的中部安裝，根據工況，只需傳遞扭矩，無偏心，且無相對滑動所以選取鍵為普通平鍵（A型）即可，結合參考文獻5表7-1選取鍵的尺寸為14×9×50（B×H×L）。(2)校核鍵連接的強度,查參考文獻2表6-2鍵的許用擠壓應力為135MP。，鍵的強度合格。5.3.低速軸外伸端的鍵選擇和校核(1)選擇鍵連接的種類和尺寸。主動軸外伸端d=36mm，長55mm，考慮到鍵在軸的中部安裝，根據工況，只需傳遞扭矩，無偏心，且無相對滑動所以選取鍵為普通平鍵（A

27、型）即可，結合參考文獻5表7-1選取鍵的尺寸為10×8×50（B×H×L）。(2)校核鍵連接的強度,查參考文獻2表6-2鍵的許用擠壓應力為120MP。，鍵的強度合格。六、滾動軸承的選擇及計算根據減速器的工況初定在軸的兩端正裝兩個圓錐滾子軸承，由軸系設計確定裝軸承的軸徑（高速軸，低速軸）初定高速軸軸承型號為30206，低速軸軸承型號為30209。6.1高速軸滾動軸承校核 初步選取的軸承：選取30206，查參考文獻5表9-4可知滾動軸承圓錐滾子軸承30206的基本額定動載荷C=43.2kN，基本額定靜載荷kN，計算系數e=0.37,X=0.4,Y=1.6，現

28、預計壽命為22400h。 軸承徑向載荷：設透蓋端的軸承為軸承1，悶蓋端的軸承為軸承2。由“五.軸的計算”可知 因為 所以軸承1被壓緊，所以軸承1：，軸承2：由參考文獻2表13-6選取，=1.2×(0.4×595.23+1.6×1983.55)；=4094.13N，=533.89N 驗算滾動軸承壽命： Lh=10660n(CP1)=100000060×1400(432004094.13)103=30675h>22400h所以選取軸承合格。6.2低速軸滾動軸承校核 初步選取的軸承：選取30209，查參考文獻5表9-4可知滾動軸承圓錐滾子軸承30206的

29、基本額定動載荷C=67.8kN，基本額定靜載荷kN，計算系數e=0.4,X=0.4,Y=0.8，現預計壽命為22400h。 軸承徑向載荷：設悶蓋端的軸承為軸承1，透蓋端的軸承為軸承2。由“五.軸的計算”可知 因為 所以軸承2被壓緊，,所以軸承1：，軸承2：由參考文獻2表13-6選取，=187.29N；1.2×(0.4×219.97 +1.6×143.5)=381.11N 驗算滾動軸承壽命： Lh=10660n(CP1)=100000060×63.6(67800381.11)10322400h所以選取軸承合格。七、聯軸器的選擇7.1高速軸聯軸器的選擇根據高

30、速軸的轉速高，動載荷較大，選取彈性聯軸器初選聯軸器型號為彈性套柱銷聯軸器。根據參考文獻2表14-1確定工作情況系數KA=1.5Tca1=KA×T1=1.5×7.71=11.57Nm,又因為電機軸徑為24，設計軸1聯軸器端的軸徑為24mm，電機轉速為1400r/min根據參考文獻5表10-1綜合考慮選取彈性套柱銷聯軸器型號為LT4聯軸器 GB/T 4323-2002。7.2低速軸聯軸器的選擇根據低速軸的轉速低，但傳遞轉矩較大，選取剛性聯軸器初選軸器型號為滾子鏈聯聯軸器。根據參考文獻2表14-1確定工作情況系數KA=1.5， Tca3=KA×T3=1.5×4

31、92.93=739.40Nm,又因為設計傳輸帶軸徑為45，設計軸3聯軸器端的軸徑為45mm，轉速為15.9r/min根據參考文獻5表10-1綜合考慮選取彈性套柱銷聯軸器型號為GL8聯軸器 GB/T 6069-2002。八、設計小結經過三周的課程設計，我終于完成了自己的設計，在整個設計過程中，共修改了不知道多少次。在修改的過程中學到了很多的關于機械設計的知識，這些都是在平時的理論課中不能學到的。還將過去所學的一些機械方面的知識系統化，使自己在機械設計方面的應用能力得到了很大的加強。除了知識外，也體會到作為設計人員在設計過程中必須嚴肅、認真，并且要有極好的耐心來對待每一個設計的細節。在設計過程中，

32、我們會碰到許多問題，這些都是平時上理論課學習中不會碰到，或是碰到了也因為不用而不去深究的問題，但是在設計中，這些就成了必須解決的問題，如果不問老師或是和同學討論，把它搞清楚，在設計中就會出錯，甚至整個方案都必須全部重新開始。比如軸上各段直徑的確定，以及各個尺寸的確定，以前雖然做過作業，但是畢竟沒有放到非常實際的應用環境中去，畢竟考慮的還不是很多，而且對所學的那些原理性的東西掌握的還不是很透徹。但是經過老師的講解，和自己的更加深入的思考之后，對很多的知識，知其然還知其所以然。剛剛開始時，感覺大腦是一片空白，不知從何處下手，在畫圖的過程中，感覺似乎是每一條線都要有一定的依據，尺寸的確定并不是隨心所欲，不斷地會冒出一些細節問題，都必須通過計算或者查表確定。設計實際上還是比較累的，每天在電腦前畫圖或是計算的確需要很大的毅力。從這里我才真的體會到了做工程的還是非常的不容易的，通過這次課程設計我或許提前體會到了自己以后的職業生活吧。感覺到自己還學到了很多的其他的計算機方面的知識，經過訓練能夠非常熟練的使用Word、caxa和solidworks。并且由于在前期為了選定最終使用的solidworks軟件和cad