1、1 緒論通過查閱一些文獻我們可以了解到帶式傳動裝置的設計情況，為我所要做的課題確定研究的方向和設計的內容。1.1 帶傳動帶傳動是機械設備中應用較多的傳動裝置之一，主要有主動輪、從動輪和傳動帶組成。工作時靠帶與帶輪間的摩擦或嚙合實現主、從動輪間運動和動力的傳遞。帶傳動具有結構簡單、傳動平穩、價格低廉、緩沖吸振及過載打滑以保護其他零件的優點。1.2圓錐-圓柱齒輪傳動減速器YK系列圓錐-圓柱齒輪傳動減速器適用的工作條件：環境溫度為-4040度；輸入軸轉速不得大于1500r/min,齒輪嚙合線速度不大于25m/s，電機啟動轉矩為減速器額定轉矩的兩倍。YK系列的特點：采用一級圓弧錐齒輪和一、二、三級圓柱

2、齒輪組合，把錐齒輪作為高速級（四級減速器時作為第二級），以減小錐齒輪的尺寸；齒輪均采用優質合金鋼滲碳淬火、精加工而成，圓柱齒輪精度達到GB/T10095中的6級，圓錐齒輪精度達到GB/T11365中的7級；中心距、公稱傳動比等主要參數均采用R20優先數系；結構上采用模塊式設計方法，主要零件可以互換；除底座式實心輸出軸的基本型外，還派生出輸出軸為空心軸的有底座懸掛結構；有多中潤滑、冷卻、裝配型式。所以有較大的覆蓋面，可以滿足較多工業部門的使用要求。減速器的選用原則：（1）按機械強度確定減速器的規格。減速器的額定功率P1N 是按載荷平穩、每天工作小于等于10h、每小時啟動5次、允許啟動轉矩為工作轉

3、矩的兩倍、單向運轉、單對齒輪的接觸強度安全系數為1、失效概率小于等于1%等條件算確定.當載荷性質不同，每天工作小時數不同時，應根據工作機載荷分類按各種系數進行修正.減速器雙向運轉時，需視情況將P1N乘上0.71.0的系數，當反向載荷大、換向頻繁、選用的可靠度KR較低時取小值，反之取大值。功率按下式計算：P2m=P2*KA*KS*KR ，其中P2 為工作功率； KA 為使用系數； KS 為啟動系數； KR 為可靠系數。（2）熱功率效核.減速器的許用熱功率PG適用于環境溫度20，每小時100%連續運轉和功率利用律（指P2/P1N×100%）為100%的情況，不符合上述情況時，應進行修正。

4、（3）校核軸伸部位承受的徑向載荷。2結構設計2.1V帶傳動帶傳動設計時，應檢查帶輪的尺寸與其相關零部件尺寸是否協調。例如對于安裝在減速器或電動機軸上的帶輪外徑應與減速器、電動機中心高相協調，避免與機座或其它零、部件發生碰撞。2.2減速器內部的傳動零件減速器外部傳動件設計完成后，可進行減速器內部傳動零件的設計計算。1） 齒輪材料的選擇應與齒坯尺寸及齒坯的制造方法協調。如齒坯直徑較大需用鑄造毛坯時，應選鑄剛或鑄鐵材料。各級大、小齒輪應該可能減少材料品種。2） 蝸輪材料的選者與相對滑動速度有關。因此，設計時可按初估的滑速度選擇材料。在傳動尺寸確定后，校核起滑動速度是否在初估值的范圍內，檢查所選材料是

5、否合適。3） 傳動件的尺寸和參數取值要正確、合理。齒輪和蝸輪的模數必須符合標準。圓柱齒輪和蝸桿傳動的中心距應盡量圓整。對斜齒輪圓柱齒輪傳動還可通過改變螺旋角的大小來進行調整。根據設計計算結果，將傳動零件的有關數據和尺寸整理列表，并畫出其結構簡圖，以備在裝配圖設計和軸、軸承、鍵聯結等校核計算時應用。聯軸器的選擇減速器的類型應該根據工作要求選定。聯接電動機軸與減速器，由于軸的轉速高，一般應選用具有緩沖、吸振作用的彈性聯軸器，例如彈性套柱銷聯軸器、彈性柱銷聯軸器。減速器低速軸（輸出軸）與工作機軸聯接用的連周期，由于軸的轉速較低，傳遞的轉距較大，又因為減速器軸與工作機軸之間往往有較大的軸線偏移，因此常

6、選用剛性可以移動聯軸器，例如滾子鏈聯軸器、齒式聯軸器。對于中、小型減速器，其輸出與工作機軸的軸線便宜不很大時，也可以選用彈性柱銷聯軸器這類彈性可移式聯軸器。聯軸器型號按計算轉距進行選擇。所選定的聯軸器，起軸孔直徑的范圍應與被聯接兩軸的直徑相適應。應注意減速器高速軸外伸段軸徑與電動機的軸徑不得相差很大，否則難以選擇合適的聯軸器。3 設計計算過程及說明3.1選擇電動機3.1.1電動機類型和結構型式選擇Y系列籠型三相異步電動機,臥式閉型電電動機。3.1.2選擇電動機容量工作機所需功率=7.98kw =80.7r/min電動機的輸出功率=10.4kw=*.* =0.82*0.98*0.95*0.98*

7、0.97*0.98*0.98*0.97*0.98*0.98*0.99*0.96=0.77確定電動機的額定功率Ped>=Pd3.1.3選擇電動機的轉速同步轉速 1500r/min。3.1.4確定電動機型號選擇 Y160M-4 額定功率 11kw 轉速 1460r/min3.2傳動裝置的總傳動比及其分配i=18.1 帶傳動 i=2 圓錐 i= 2.5 圓柱 i= 43.3計算傳動裝置的運動和動力裝置參數各軸轉速: 電動機軸 =1460r/min 減速箱輸入軸=486.7 r/min高速軸=235.1 r/min低速軸=58.8 r/min各軸輸入功率: =11kw=*0.95=10.45kw

8、=*0.98*0.97*0.98=9.73KW=*0.98*0.97*0.98=9.07KW各軸轉矩:T0=9550*/=72.0N*m T1=9550*/=205.0 N*m T2=9550*/=395.2 N*m T3=9550*/=1493.1 N*m3.4帶傳動設計3.4.1定v帶型號和帶輪直徑工作情況系數=1.1計算功率=1.1*11=12.1kw選帶型號 A型小帶輪直徑=100mm大帶輪直徑=(1-0.01)*100*3=297mm大帶輪轉速 = =481.8r/min計算帶長求= (+)/2 =198.5mm求=(-)/2=98.5mm2(+)>=a>=0.7*(+)

9、初取中心距 a=600mm帶長 L=Dm+2*a+=1839.5基準長度=2000mm求中心距和包角中心距 a= + =344.18+337.06=681.24<700mm小輪包角1=180°-(D2-D1)*60°=180°-(297-100)*60°/681.24 =162.6>120°數求帶根 v=3.14*/(60*1000)=7.64m/s傳動比 i=/=2帶根數=1.32kw =0.95=1.03 P=0.17kw z=/(+)*)=12.1/(1.32+0.17)*0.95*1.03)=8.3 取9根求軸上載荷張緊力

10、=500*/v*z(2.5-)/+qv*v=500*12.1/(7.64*9)*(2.5-0.95)/0.95+0.10*=149.3N軸上載荷=2*sin(/2)=2*9*149.3*sin(162.6°/2)=2656.5N3.5齒輪傳動設計直齒錐齒: 軸交角=90°傳遞功率P=10.45kw小齒輪轉速=486.7r/m 傳動比i=2.07載荷平穩,直齒為刨齒,小齒輪40Cr,調質處理,241HB286HB平均260HB,大齒輪用45號鋼,217HB255HB 平均230HB齒面接觸疲勞強度計算齒數和精度等級取=24 =i*=48選八級精度使用系數=1.0 動載荷系數=

11、1.15齒間載荷分配系數 估計*Ft/b<100N/mm cos=u/=2/=0.89 cos=1/=1/=0.44=/ cos=24/0.89=26.97=/ cos=48/0.44=109.1v=(1.88-3.2(1/(2*)+1/(2*)cos=1.85=0.85=1.4齒向載荷分布函數=1.9載荷系數 =1*1.5*1.4*1.9=3.99轉矩=9.55*=9.55*10.45/486.7=20505N.mm彈性系數=189.8節點區域系數=2.5接觸疲勞強度 =710Mpa=680Mpa接觸最小安全系數=1.5接觸壽命系數=1.0許用接觸應力 = */=710*/1.05=6

12、76Mpa = */=680*/1.05=648Mpa小輪大端分度圓直徑=0.3=70mm驗算圓周速度及Ka*Ft/b=(1-0.5R)=(1-0.5R)70=59.5mm=3.1459.5*486.7/60000=1.5m/s= b=*R=*d/(2*sin)=*/(2*=20.4mm*/b=1.0*689.2/20.4=33.8N/mm<100N/mm確定傳動尺寸大端模數 m=/=70/24=2.9mm實際大端分度圓直徑d =m=3*24=84=m=3*48=144b=*R=0.3*80.5=24.15mm齒根彎曲疲勞強度計算齒面系數=2.72 =2.38應力修正系數 =1.66 =

13、1.78重合度系數 =0.25+0.75/ =0.25+0.75/0.85=0.66齒間載荷分配系數 */b<100N/mm=1/=1/0.66=1.56載荷系數=1*1.15*1.56*1.9=3.4彎曲疲勞極限=600MPa=570MPa彎曲最小安全系數=1.25彎曲壽命系數=1.0尺寸系數=1.0許用彎曲應力 = lim/=600*1.0*1.0/1.25=480MPa =570*1.0*1.0/1.25=456MPa驗算=152<=152*2.38*1.78/(2.72*1.66)=142.6MPa標準斜齒圓柱齒輪小齒輪用40Cr調質處理,硬度241HB286HB 平均26

14、0MPa 大齒輪用45號鋼,調質處理,硬度229HB286HB 平均241MPa初步計算轉矩=9.55*9.73/235.1=39524N.mm齒數系數=1.0值取=85初步計算的許用接觸應力H1=0.96Hlim1=0.9*710=619MPa H2=0.9Hlim2=1.9*580=522MPa初步計算的小齒輪直徑=Ad=85*=48.1mm取 d1=50mm初步尺寬b=d*=1*50=50mm校核計算圓周速度 v=0.62m/s精度等級 選九級精度齒數z和模數m 初步齒數=19;=i*19=4*19=76和螺旋角=/=50/19=2.63158=2.5mm=arcos=arccos2.5

15、/2.63158=18.2°使用系數=1.10動載系數=1.5齒間載荷分配系數=2*39524/50=1581N=1.1*1.581/50=34N/mm<100N/mm=1.88-3.21/+1/cos=1.88-3.25*(1/19+1/76)cos18.2° =1.59=2.0=1.59+2.0=3.59= arctan=arctan=20.9°cos =cos18.2°20cos°/20.9cos°=0.95齒向載荷分布系數=A+B1+0.6*+c*b/1000=1.36=* * =1.10*1.05*1.76*1.36=

16、2.76彈性系數=189.8節點區域系數=2.5重合度系數 取螺旋角系數=許用接觸應力驗算=189.8*2.38*0.97=647MPa<690MPa齒根彎曲疲勞強度驗算齒行系數YFa= Y=2.72 Y=2.2應力修正系數=1.56 =1.79重合度系數 =1.61螺旋角系數齒向載荷分配系數 =1.76<齒向載荷分布系數 b/h=50.(2.25*2.5)=8.9=1.27載荷系數 K=*許用彎曲應力驗算3.6軸的設計輸入軸選用45鋼調質取 d=35mm計算齒輪受力=84mm=(1-0.5=689.2N=tan=計算支反力水平面反力=1102.7N=-413.5N垂直面反力=-1

17、235.7N=4115.5N水平面受力圖垂直面受力圖水平面彎矩圖垂直彎矩圖合成彎矩圖轉矩圖許用應力許用應力值應力校正系數當量彎矩圖軸徑高速軸軸材料選用45鋼調質,取 d=40mm計算螺旋角 齒輪直徑小輪=大輪小齒輪受力 轉矩=9.55*圓周力 =2*/=2*39524/50=1581N 徑向力畫小齒輪軸受力圖水平反力 =1358.1N=912.1N垂直反力=594.7N=103.3N水平受力圖垂直受力圖水平彎矩圖垂直彎矩圖合成彎矩圖畫轉矩圖應力校正系數 畫當量彎矩圖=50220N.mm校核軸徑=20.3<40mm低速軸材料同前兩軸畫大齒輪受力圖計算支反力水平反力=1185.8 =395.

18、2N垂直反力 =21.2N =584.6N垂直受力圖水平彎矩圖垂直彎矩圖合成彎矩圖轉矩圖當量彎矩校核軸徑=26<60mm3.7軸承的選擇輸入軸軸承選擇:選用圓錐滾子軸承30208 e=0.37 Y=1.6 Cr=63000N=1177.7N=4297.0N=/(2*Y)=368N=/(2*Y)=1342.8N=1228.4N =1342.8N/=1.0>e /=0.3<e查表 =0.4 =1.6=1 =0當量動載荷 =*(*+*)=1.0*(0.4*1177.7+1.6*1228.4)=2436.5N=*(*+*)= 4297.0N軸承壽命 =同樣,高速軸承和低速軸承分別用選

19、用圓錐滾子軸承30210和30213。3.8鍵的選擇輸入軸 L=20 (mm)高速軸 L=20低速軸 L=30T=3.9減速機箱體的設計名稱 符號 尺寸關系 結果箱座壁厚=0.025*a+38 箱蓋壁厚 =0.02*a+38 a=箱體凸緣厚度 , b=1.5=15;=1.5=15;=2.5=25加強肋厚度, m=0.85=8.5; =0.85=8.5地腳螺栓直徑 14地腳螺栓數目 n 4軸承旁連接螺栓直徑 0.75箱蓋,箱座連接螺栓直徑 ;螺栓間L軸承蓋螺釘直徑數目,n =8 n=4軸承蓋外徑=s(兩連接螺栓間的距離)觀察孔螺釘直徑軸承旁凸臺高度和直徑 h, h由結構決定, =箱體外壁至軸承座端面距離+3.10減速器附件設計3.10.1窺視孔和視孔蓋窺視孔應該在箱蓋頂部,以便觀察,應在凸臺上以便加工。3.10.2通氣器在箱蓋頂部,要適合環境,其尺寸要與減速器大小相合適。3.10.3油面指示器應該設在油面比較穩定的地方,如低速軸附近。用圓形油標,有標尺的位置不能太高和太低,以免溢出油標尺孔座。3.10.4放油孔和螺塞放在油的最低處,平時用螺塞塞住,放油孔不能低于油池面,以免排油不凈。3.10.5起吊裝置吊環可按起重重量選擇,箱蓋安裝吊環