第第#頁共39頁目錄1.題目及總體分析TOC\o"1-5"\h\z各主要部件選擇2選擇電動機3分配傳動比4傳動系統的運動和動力參數計算4設計V帶傳動5設計高速級齒輪6設計低速級圓柱斜齒傳動11斜齒圓柱齒輪上作用力的計算1510.減速器軸及軸承裝置、鍵的設計10.減速器軸及軸承裝置、鍵的設計16II軸（高速軸）及其軸承裝置、鍵的設計18W軸（低速軸）及其軸承裝置、鍵的設計23皿軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設計293411.潤滑與密封34TOC\o"1-5"\h\z箱體結構尺寸34主要附件作用及形式35設計總結373915.參考文獻

39、題目及總體分析題目：設計一帶式輸送機傳動裝置工作條件：連續單向運轉，工作時有輕微振動，使用期10年(每年300個工作日)，小批量生產，兩班制工作，輸送機工作軸轉速允許誤差為±5%。帶式輸送機的傳動效率為0.96.帶式輸送機傳動簡圖如下：圖示：1為電動機，2皮帶輪，3為減速器，4為高速級齒輪傳動，5為低速級齒輪傳動，6為聯軸器，7為輸送機滾筒。輔助件有:觀察孔蓋，油標和油尺，放油螺塞,通氣孔，吊環螺釘，吊耳和吊鉤,定位銷，啟蓋螺釘,軸承套，密封圈等.。設計參數：題號6—C輸送帶的牽引力F/kN5.4輸送帶的速度v/(m/s)0.8輸送帶滾筒的直徑D/mm420二、各主要部件選擇目的過程分析結論動力源考慮到經濟成本和方便維修電動機

齒輪斜齒傳動平穩斜齒輪傳動軸承此減速器軸承同時受軸向和徑向力圓錐滾子軸承聯軸器考慮到彈性柱銷聯軸器裝拆方便，成本較低彈性聯軸器三選擇電動機目的過程分析結論類型根據般帶式輸送機選用的電動機選擇選用Y系列（IP44）封閉式三相異步電動機功率工作機所需有效功率為P=FXV=5.2x0.85=4.42kwwV帶傳動效率為n0=0.96圓柱齒輪傳動（7級精度）效率（兩對）為n1=0.972圓錐滾子軸承傳動效率（四對）為n2=0.994彈性聯軸器傳動效率（一個）取n3=0.993輸送機滾筒效率為n4=0.96電動機輸出有效功率為p4.22p=w=d耳0.96x0.972x0.994x0.993x0.96要求電動機輸出功率為P=5.34kWd型號查得型號額定功率滿載轉速滿載時效滿載時輸電動機的■Y1320S-4封閉式三相異步電動機*kW=5.5[\r/min=1440【率\%=85.5j出功率為P=Pxq=5.5xreJ外形示意圖：1L1幾參數如下0.855=4.7KW選用型號Y1320S-4封閉式三相異步電動機M—J■—._1

電動機的安裝尺寸表（單位：mm）電機型號Y1320S型號尺寸HABCDEFXGDGADACHDL13221614089388010X833210135315475四?分配傳動比目的過程分析結論ni=3傳動系統的總傳動比i二F其中i是傳動系統的總傳動比，多級串聯傳動系統的vnwi=3.44總傳動等于各級傳動比的連乘積；n是電動機的滿載轉速，r/min；n為工作機輸入軸的轉速，r/min。計算如下n=1440r/minm分1000X60v1000X60X0.85n===40.58r/min配w兀D兀x400傳n動i==35.49比總傳動比：tnw取帶傳動比：iv=3取每對齒輪傳動比：2=3.44五、傳動系統的運動和動力參數計算目的過程分析結論

設：從電動機到輸送機滾筒軸分別為0軸、1軸、2軸、3軸、4軸；對應于各軸的轉速分別為呦、?、、、叫.9對應于0軸的輸出功率和其余各軸傳廠I動的輸入功率分別為嶺、尸1、耳、、'；對應于0軸的輸出轉矩和其余名系統軸的輸入轉矩分別為°、、、、4；相鄰兩軸間的傳動比分別為51、的運312臨、、調；相鄰兩軸間的傳動效率分別為冊1、衍2、、心4O動電機軸軸I軸II軸III軸W和功率P/KW5.345.285.084.874.77動力轉矩36.47105.13347.631147.111122.6力T/(Nm)參數轉速1440480139.540.5640.562_Ln/(r/min)計算傳動比i33.443.441效率n0.960.99X0.970.99X0.970.99X0.9930.96六、設計V帶傳動目的過程分析結論確定計算功率P:由工作情況知K=1.2,caA故P=KP=1.2X5.5=6.6KWcaAr選擇V帶的帶型：根據P、n由圖8-11可確定選取A型帶ca0確定帶輪的基準直徑并演算帶速，由表8-6和表8-8,取d=118mm,則帶速dl兀Dn兀X118X1440v=dtt-1—==8.90m/s60X100060X1000,5〈v〈30,故帶速合適。d=id=355mm,圓整為d=400mmd2vdld2確定v帶中心距a和基準長度Ldr兀/t,、(d—d)2彳彳La2a+(d+d)+D2=1771mm、、d002d1d24a初定a=500mm,24a。L—L””aa2a+~~dD0=514.5mm由表8-2選帶的基準長度L-1800mm,02d演算小帶輪上的包角a157.3oaa180o一(d一d)=153.6o>90o12d1a計算帶的根數z由d-118mm和n-1440r/min,查表8-4a得P-1.72KW

△P=0.17KW,k=0.934,K=1.01,P=(P+△P)kK=1.89KW,所以0aLr00aLp6.6z=ca==3.7Pr1.89，所以取4根計算單根V帶的最小初拉力由表8-3得A型帶的單位長度質量q-0.1kg/m,所以(2.5—K)P(F)=500ca+qv2=163NKazv，應使帶的實際初拉力F〉(F)00min計算壓軸力Fpa(F)=2z(F)sinr=1270N最小壓軸力為Pmin0min2七、設計高速級齒輪目的過程分析結論選1）選用斜齒圓柱齒輪傳動精度2）選用7級精度等級3）材料選擇。小齒輪材料為45鋼（調質），硬度為236HBS，大齒輪材料、材為45鋼（調質），硬度為190HBS,一者材料硬度差為46HBS。料和選小齒輪齒數Z]—23，大齒輪齒數Z2—i?Z]—3.44X23=79.12，取Z2=79。齒數選取螺旋角。初選螺旋角0=14目的過程分析結論按齒面接按式（10—21）試算，即12kTu+1ZZd>31—r-(HE)21tWeuQ]1dalh」1)確定公式內的各計算數值

觸強(1)試選K=1.6t度設(2)由圖10—30,選取區域系數Z-2.433H計(3)由圖10—26查得8-0.788-0.88aia28=8aa1+8一1.66a2（4）計算小齒輪傳遞的轉矩T=105i.13N-m一105130N-mm(5)由表10—7選取齒寬系數①-1d(6)由表10—6查得材料的彈性影響系數Z=189.8MPa1/2E(7)由圖10—21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hliml=600MPa，大齒輪的接觸疲勞強度極限-Hlim2=(8)由式10—13計算應力循環次數N=60njL1=60x480x1x(2x8x300x10)=1.38x109hN=1.238x109/3.44=4.02x108(9）由圖10—19查得接觸疲勞強度壽命系數K=0.90HN1K=0.94HN2(10）計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為1%,安全系數為S=1，由式10—12得Kr_.1O[O」=H1~~hlim1=0.9x600MPa=540MPaSK「r1OECTTr?c-CC匚、，匚匚AAADo匚CCOA/TDc[O」一H2HN211lim2=0.95x554Mia=520.8MiaS[Q]=H([O」+[H1o])/2一(540+520?8)/2MPa一530?4MPaH2目的過程分析結論2）計算（1）試算小齒輪分度圓直徑d]t，由計算公式得

d1t、2x1.6x1.05x1051x1.664.44xx3.44(2.433x189.8)530.4d1t、2x1.6x1.05x1051x1.664.44xx3.44(2.433x189.8)530.457.71mm計算圓周速度兀x57.71x480=1.45m/60x100060x1000計算齒寬b及模數mnt按齒面接觸強度設計ntdcos卩—rt—Z1h=2.25m=2.25ntb/h=57.71/5.4857.71=57.71mm57.71xcos14。2.43mm23x2.43=5.48mm=10.53）計算縱向重合度￡￡=0.318①ZtanB=0.318x1x23xtan14。=1.824Pd1(5)計算載荷系數K已知使用系數KA=1根據v=1.45m/s,7級精度，由圖10—8查得動載荷系數KV=1.14由表10—4查得K。=1.12+0.18(1+0.6①2)①2+0.23x10-3bHpdd=1.12+0.18(1+0.6x12)x12+0.23x10-3x48.94=1.42由圖10—13查得K=1.35邛KF假定一A—匚<100N/mm，由表10—3查得KHa=KFa=1.4d1K=KKKK=1x1.14x1.4x1.42=2.27故載荷糸數AVHaHP(6)按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式10—10a得目的過程分析結論按齒面[Kb?27d=dJ—=57.71x3=64.85mm1113KV1.6td=71.25mm1m=3mmn

接觸(7)計算模數mn強度設dcosB64.85xcosl42.74m=i=nZ23imm計m(z+z)a=n12取m=3,中心距02cos0n3x2(23+79)—157.68xcos140圓整為a=158mmc.m(z+z)d—1zm23x371.25mm0=arccosni2=14.4502a1cos,n——3'cos14.450zm79x3mmd=2n==244.742cos0'cos14.450b—0d—71.25mmd1圓整后取B=75mm,B=80mm2kT0—YYfbmdfn11)確定計算參數YYSE<0[0]FK,T,m,d同前，b=B=75mm,,1n12K—KKKK—AVFaF01x1.1x1.4x1.35—2.08(2)根據縱向重合度80—1.824,從圖10—28查得螺旋角影響系數按Y0—0.88iH齒/c、、1kr>rz口.rH*件根彎(3)計算當量齒數z,r\(Tc曲z—1—25.33v1cos30'強度z87校z—2—87v2cos30'核(4)查取齒形系數由表10—5查得Y—2.Fa62YFa：—2.2(5)查取應力校正系數由表10—5查得Y—1.Sa1596YSa2—1.783(6)由圖10—20c查得，小齒輪的彎曲疲勞強度極限o—215MPaFE1大齒輪的彎曲疲勞強度極限oFE；170MPa

(7)由圖10—18查得彎曲疲勞強度壽命系數Kfn1=°-85KFN2=°.88目的過程分析結論(8)計算彎曲疲勞許用應力齒數取彎曲疲勞安全系數S-1.25，由式10—12得Z=231「rKG0.85X215Z=79[o]=—FN!_FE1==146MPa2F1S1.4Ko0.88x170[o]=—FN^―FE^==120MPaF2S1.4(9)校核大小齒輪的彎曲強度按齒2kT2x2.27x10513°o=1YYYY=2.62x1.59x0.71x0.88=77.4MP<[oJ根F1bmdF1S1e375x3x71.25F1彎n1曲o=of2s2=76.76MP<[o]F2F1YYF2強F1S1度強度足夠校核中心距幾m(z+z)3x(23+79)a=n12==157.68何中心距°2cos32xcosl4o,圓整為a=158mma=158mm尺cm(z+z)螺旋角寸3'=arccosn12=14.450計2a3=14.450算因3值改變不多，故參數￡、K3、ZH等不必修正。目的分析過程結論2)計算大、小齒輪的分度圓直徑分度圓直徑zm23x3d=1—==71.25mmd=53.7mm11cos3'cos14.450d=194.3mm2幾何尺zm79x3齒根圓直徑d=2n==244.74mm2cos3'cos14.450d=48.7mmf1寸計3)計算大、小齒輪的齒根圓直徑d=189.3mmf2

算d=d—2.5m=71.25—2.5x3=63.75mmf11nd=d—2.5m=244.74—2.5x3=237.24mmf22n4)計算齒輪寬度b=Qd=71.25mmd1圓整后取B=75mm,B=80mm齒輪寬度B=60mm1B=55mm2八、設計低速級圓柱斜齒傳動目的設計過程結論選定齒輪精度等級、材料及齒數1）選用7級精度2）由表10—1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為263HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為236HBS。3）選小齒輪齒數Z=23,3人齒輪齒數Z=iZ=3.44x23=79.12，取Z=794234按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算公式10—9a進行試算，即112kTu+1ZZd>\—-(~~)23t斗①￡U[G]daH1)確定公式各計算數值試選載荷系數Kt=1.6，P=14°,ZH=2.433,i=3.44計算小齒輪傳遞的轉矩T=95.5x105P/n=347630N?mm333由表10—7選取齒寬系數?d=1.2，￡a=1?71，￡廠2.19Z=0.775，Z=0.99￡P由表10—6查得材料的彈性影響系數Z=189.8MPa1/2E由圖10—21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Q口=680MPaHlim3

大齒輪的接觸疲勞強度極限Q=580MPaHlim4由式10—13計算應力循環次數N=60njL=60x139.5x1x(2x8x300x10)=4.02x11hN=4.02x108/3.44=1.17x1084由圖10—19查得接觸疲勞強度壽命系數Kt=1.07Kt=1.145HN3HN4計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為1%,安全系數為S=1，由式1012得KQ[g]=hn-3hlim3=1.07x680MPa=728MPaH3SKg[g]=hlim4=1.145x580MPa=664MPaH4S[g]=696MPaF2)計算(1)試算小齒輪分度圓直徑d]t，代入[gh]中的較小值〔2x1.6x3476304.44189.8x2.433d>3xx()2=67.6831F1.71x1.23.446960目的過程分析結論(2)計算圓周速度v分度圓直徑兀dn兀x69.84x139.5v=-==0.49m/sd=71.25mm60x100060x10001按(3)計算齒寬b模數齒m=3b=①d=1.2x67.84=84.18mm面d1t接(4)計算載荷系數K觸根據v=1.19m/s,7級精度，由圖10—8查得動載荷系數疲K=1.03勞V強度假設KaFt/b<100N/mm，由表10—3查得設K口=K廠=1.2計HaFa

由表10—2查得使用系數KA=1由表10—4查得K。二1.12+0.18(1+0.6①2)①2+0.23x10-3bHpdd=1.12+0.18(1+0.6x12)X12+0.23x10-3X84.18=1.427由圖10—23查得KFp=1.35故載荷系數K=KKKK=1x1.03x1.2x1.427=1.82AVHaHp按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式10—10a得d=dJ=70.46mm3313Kt計算模數mdcosPm==2.97nz3m(z+z)15768a=n34=157.68mm22cosP圓整為a2=158mmP=M45O無需修正gr.jd=71.25mmd=244.74mmb=①d=85.5mm圓整后取B=88mm,B=95mm按齒根彎曲強度校核由式10—5得彎曲強度的校核公式為2kT「qo—YYYY<LaJFbmdFS*pfn1確定計算參數K,T,m,d同前，b=B=75mm,,1n12K—KKKK—1x1.1x1.4x1.35—2.08AVFaFP根據縱向重合度*p—1.824，從圖10—28查得螺旋角影響系數Yp—0.88計算當里齒數zz———1——25.33v1cos3P'

z=2=87v2COS3B'查取齒形系數由表10—5查得Y=2.62Y=2.2FaFa2查取應力校正系數由表10—5查得Y=1.596Y=1.783Sa1Sa2由圖10—20c查得，小齒輪的彎曲疲勞強度