1、原動機 傳動裝置 2 原 始技 術數 據 聯軸器 卷揚機 重物 繩牽引力 W/KN 繩牽引力速度 v/(m/s) 卷筒直徑 D/mm 1.6 1.3 420 第一部分 傳動裝置總體設計 1.1 傳動方案 1.1.1 組成： 傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。 1.1.2 特點： 齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻， 要求軸有較大的剛度。 1.1.3 確定傳動方案： 考慮到電機轉速高， 傳動功率大，將 V帶設置在高速級 其傳動方案如下： 5 2方案論證 本設計中原動機為電動機， 工作機為皮帶輸送機。 傳動方案采用了兩級傳動， 第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為單級直齒圓柱齒輪減速器

2、。 帶傳動承載能力較低， 在傳遞相同轉矩時， 結構尺寸較其他形式大， 但有過 載保護的優點， 還可緩和沖擊和振動， 故布置在傳動的高速級， 以降低傳遞的轉 矩，減小帶傳動的結構尺寸。 齒輪傳動的傳動效率高， 適用的功率和速度范圍廣， 使用壽命較長， 是現代機器中應用 最為廣泛的機構之一。本設計采用的是展開式兩級直齒輪傳動 。 總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠， 此外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。 第二部分 電動機的選擇及傳動比分配 2.1 電動機的選擇 2.1.1 傳動裝置的總效率 1 24 32 4 5 按表 2-5 查得各部分效率為：聯軸器傳動效率

3、為 1 0.99 ，滾動軸承效率（一 對） 2 0.99 ，閉式齒輪傳動效率為 3 0.97 ，聯軸器效率為 4 0.99 ，傳動 滾筒效率為 5 0.96 ，代入得 =0.99 0.994 0.97 2 0.99 0.96 0.8504 2.1.2 工作機所需的輸入功率 Pd 其中 PW (kw) FV 1000 所以 Pd 1.6 103 1.3 0.8504 1000 2.45kw 使電動機的額定功率 Ped （ 1 1.3 ）Pd ，由查表得電動機的額定功率 P 33KW 。 2.1.3 確定電動機轉速 計算滾筒工作轉速 nw 60 1000 1.3 D 60 1000 1.3 420

4、 59.14r /nin ： 由推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱齒輪減速器的傳動比一般范圍： 925，則總傳動比的范圍為， i 9 25, 故電機的可選轉速為： nd inw (925) 59.14 532 1479r /min 2.1.4 確定電動機型號 根據以上計算在這個范圍內電動機的同步轉速有 750r/min ，1000r/min ， 1500r/min ，3000r/min ，綜合考慮電動機和傳動裝置的情況， 同時也要降低電動 機的重量和成本，最終可確定同步轉速為 1000r/min ，根據所需的額定功率及 同步轉速確定電動機的型號為 Y132S - 6 ，滿載轉速 960r/min

5、。 其主要性能：額定功率： 3KW，滿載轉速 960r/min ，額定轉矩 2.0 。 2.2 計算總傳動比及分配各級的傳動比 2.2.1 總傳動比： i a =960/59.14=16.23 2.2.2 分配各級傳動比 根據指導書，減速器的傳動比 i 為 15.90 ia47.71 i= i01 3 取兩級援助齒輪減速器高速級的傳動比 i12 1.4i 1.4 15.90 4.718 則低速級的傳動比為 i23 i i12 15.90 4.71 3.376 2.3 運動參數及動力參數計算 2.3.1 電動機軸P0 Pd 2.45KW n0 nm 970r /min T0 9550 6.06

6、N m 59.67N m 0 970 2.3.2 軸（高速軸） P1 P0 1 6.06 0.96 5.81KW n0 970 n1323r /min i013 P15.81 T1 9550 1 9550 171.78N m n1323 2.3.3 軸（中間軸） P2 P1 2 3 5.81 0.99 0.97 5.58KW n1 323 n268.4r /min i12 4.718 P25.58 T2 9550 2 9550 77.9N m n268.4 2.3.4 軸（低速軸） P3 P2 2 3 5.58 0.99 0.97 5.36KW n2 68.48 n32 20.08r /min

7、 3 i23 3.376 P35.36 T3 9550 3 9550 2549.20 m n320.08 2.3.5 軸（滾筒軸） P4 P3 2 3 5.36 0.99 0.99 5.25KW n4 n3 20.08r /min P45.25 T4 9550 4 9550 2496.9N m n420.08 各軸運動和動力參數如下表 軸名 功率 p/kw 轉矩 T/N.M, 轉速 n/（r/min） 傳動比 i 效率 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機軸 6.06 23.4 970 1軸 5.81 5.75 171.78 171.6561 323 3 0.96 2軸 5.58 5.52 779

8、777.15 68.4 4.718 0.96 3軸 5.36 5.30 2549.2 2523.708 20.08 3.376 0.96 滾筒軸 5.25 5.20 2496.9 2471.931 20.08 1 0.98 三、 V 帶設計 3.1 確定皮帶輪 3.1.1 確定計算功率 Pca 。由表 8-7 查得工作情況系數 KA 1.2; 故 PcaK AP 1.2 6.06 7.27KW 3.1.2 選取 v帶帶型。根據Pca、n1由圖 8-11選用 A型。確定帶輪的基本直徑 dd1 并驗算帶速 v。 3.1.3 初選小帶輪的基準直徑 dd1。由表 8-6 和表 8-8 ，取小帶輪的基準

9、直 徑 d d1 180mm ；驗算帶速 v；按式 8-13 驗算帶的速度 dd1n1 60 1000 3.14 180 970 9.14m/s； 60 1000 因為 5m/sv30m/s, 故帶速合適；計 算帶輪的基準直徑；根據式 8-15a ，計算大帶輪的基準直徑 dd2 idd1 3 180 540 mm ；根據表 8-8 取 540mm. 3.2 確定 v 帶的中心距和基準長度 Ld 根據式 8-20 0.7 da1 da2 a0 2 da1 da2 504 a0 1440 取 a0 700mm，初定中心距 a0 700mm 。由式 8-22 計算帶所需的基準長度 22 dd 2 d

10、d1 2 700 3.14 180 540 540 180 2546.78mm 4a02 4 700 由表 8-2 選帶的基準長度 2500mm。 L02a02(dd1 dd2) 按式 8-23 計算實際中心距 a 。 a a0 Ld Ld0 700 2546 2500 720mm；由式 8-24 22 amax a 0.03Ld (720 0.03 2500)mm 795mm amin a 0.015 Ld (720 0.015 2500)mm 683mm得中心距的 變化范圍為 683-795mm。 3.3 驗算小帶輪上的包角 0 1 1800 dd 2 dd1 57.3 1800 540

11、180 57.3 a 500 3.4 計算帶的根數 z 0 138.80 900 。 計算單個 v 帶的額定功率 Pr 。由 dd1 180mm和n1 970r / min ，查表 8-4a 得 P0 2.30KW 。 根據 n1 970r /min, i 3和A型帶，查表 8 4b得 P0 0.12KW 查表 8-5 得K0.89 ，表 8-2 得KL 1.09 ，于是 Pr (P0 P) K K L 2.30 0.12 0.89 1.09 2.35KW 計算 v 帶的根數 z z Pca 7.27 3.09 ，圓整為 4。 Pr 2.35 3.5 計算單根 v 帶初拉力的最小值 F0 mi

12、n 由表 8-3 得 A型帶的單位長度質量 q=0.1Kg/m, 所以 F0 min 700 2.5 K Pca K zv qv2 700 2.5 0.89 7.27 0.89 4 9.14 2 0.1 9.142 259.3N 應使帶的初拉力 F0 （F0） min 138.8 2 1941N 3.6 計算壓軸力 Fp 壓軸力的最小值為 1 (Fp)min 2z( F0) min sin 2 2 4 259.3 sin 第四部分 齒輪的設計 4.1 高速級齒輪傳動的設計計算 4.1.1 選擇齒輪材料及精度等級 由于速度不高，故選取 7 級精度的齒輪，小齒輪的材料為 40Cr（調質），硬 度為

13、 250HBS,大齒輪材料為 45 鋼（調質），硬度為 240HBS，二者材料硬度差為 40HBS。選取高速級中的小齒輪齒數為 23，則大齒輪的齒數為 23 4.71 108.33 ， 圓整為 108。 4.1.2 按齒面接觸強度設計 由（ 10-9a ）： d1t 2.32 3 KT1 d u1 u 4.1.2.1 試選載荷系數 Kt 1.3 4.1.2.2 計算小齒輪轉矩 5 95.5 105 P1 n1 95.5 105 5.81 323 5 1.718 105 N m 4.1.2.3 由表 10-7 選取齒寬系數 d 1 1 4.1.2.4 由表 10-6 查的材料的彈性影響系數 ZE

14、 189.8MPa 2 4.1.2.5 由圖 10-21d 按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強度極限 HLim1 600MPa ；大齒輪的接觸疲勞強度極限 HLim2 550MPa 4.1.2.6 由 10-13 計算應力循環次數 N1 60n1 jLh 60 323 1 (2 8 300 10) 9.216 108 ； N2 6.912 108 3.376 2.047 108 4.1.2.7 由圖 10-19 取接觸疲勞壽命系數 KHN1 0.90； KHN2 0.95 4.1.2.8 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為 1%，安全系數 S=1，由式 10-12 得 H 1 K HN1 lim

15、1 0.9 600 540MPa H 1S H 2 K HN 2 lim 2 0.95 550 522.5MPa H 2S 4.1.3 計算 試算小齒輪分度圓直徑 dt1 ，代入 H 中的較小的值 5 1.3 1.7184 105 1 2 5.718 189.8 2 4.718 522.5 76.64mm 4.1.3.1 計算圓周速度 v vdt1n13.14 76.64 323 1.28m/s 60 1000 60 1000 4.1.3.2 計算齒寬 b b d d1t 1 76.64 76.64mm 4.1.3.3 計算齒寬與齒高之比 b h 模數： mt z123 3.33mm ；齒高：

16、 h 2.25mt 2.25 3.33 7.493mm ； b 76.64 10.228 h 7.493 4.1.3.4 計算載荷系數 查得動載系數 K v 1.2 ；直齒輪， 根據 v 13.55m/s，7 級精度，由圖 10-8 K HK F 1 ；由表 10-2 查得使用系數 K A 1 ；由表 10-4 用插值法查得 7 級 精度、小齒輪相對支承非對稱布置時， K H 1.421；由 b 10.228, K H 1.421查圖10 13得KF 1.48; 故載荷系數 KKAKVKH K H 1 1.2 1 1.421 1.705 4.1.3.5 按實際的載荷系數校正所算得得分度圓直徑

17、由式 10-10a 得d1 d1t 3 K 76.64 3 1.705 83.89mm K t 1.3 4.1.3.6 計算模數 d1 76.64 m z1 3.33mm， 23 4.1.4 按齒根彎曲強度設計 4.1.4.1 由式(10 17) 3 2KTY YFaYSa 2 d z1 4.1.4.2 確定計算參數 K FN 2 FF 2 0.88 380238.86MPa 1.4 由圖 10-20C查的小齒輪的彎曲疲勞強度是 FE1 500 MPa ; 大齒輪的彎曲強度 極限是 FE 2 380MPa; 4.1.4.3 計算彎曲疲勞許應力 由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數 KFNA 0

18、.85,K FN2 0.88 取彎曲疲勞安全系數 S=1.4，由式 10-12 得 1.4 K FN1 FE1 0.85 500 303.57MPa 4.1.4.4 計算載荷系數 KK K K K d） 查取齒型系數 =11.2 11.35 1.62 由表 105 查得 YFa1 2.65;YFa2 2.226 e）查取應力校正系數 由表 105查得 YSs1 1.58 ；YSa2 1.798 f ）計算大、小齒輪的 YFaYSa 并加以比較 YFa1YSa1 =2.65 1.58 F 1303.57 YFa 2 YSa2 = 2.2262 1.764 =0.01644 F 2 238.86

19、大齒輪的數值大。 4.1.5. 設計計算 4.1.5.1 計算齒數 由m 3 2 1.62 1.718 105 1 232 0.01644mm 2.59 所以取模數 m=3所以 Z1 m 3 25.56, 取26 Z2 4.718 26 122.7,取123 分度圓直徑： d1 mz1 3 26 78mm ；中心距： d2 mz2 3 123 369mm d1 d2 a 4.1.5.2 幾何尺寸計算 70 369 219.5mm； 22 齒輪寬度： b d d1 1 78 78mm ；取 B1 83mm, B2 78mm 4.2 低速級齒輪傳動的設計計算 4.2.1 材料 低速級小齒輪選用 4

20、5 鋼調質，齒面硬度 280HBS ，取小齒齒數 Z1=40 低速級大齒輪選用 45 鋼正火，齒面硬度為 240HBS ，齒數 z2 =3.37640=135.04, 圓整取 z2 =136 4.2.2 齒輪精度 按 GB/T100951998，選擇 7 級，齒根噴丸強化 4.2.3 按齒面接觸強度設計 確定公式內的各計算數值 4.2.3.1 試選 Kt =1.3 4.2.3.2 計算小齒輪轉矩 55 95.5 105 P2 95.5 105 5.58 T12 779N m n268.4 4.2.3.3 由表 10-7 選取齒寬系數 d 0.8 4.2.3.4 查課本由 P198表 10-6

21、查材料的彈性影響系數 ZE =189.8MPa 4.2.3.5 查疲勞強度 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限H lim1 600MPa , 大齒輪的接觸疲 勞強度極限 H lim1 550MPa 4.2.3.6 計算應力循環次數 N1=60n2j Ln=6068.41(283008) =1.562108 0.46 108 N =N1 1.562 108 N2 = i3.376 由課本 P203圖 10-19 查得接觸疲勞壽命系數 KHN 1 =0.94K HN2= 0.97 查課本由 P207 圖 10-21d 取失效概率為 1%,安全系數 S=1, 則接觸疲勞許用應力 K HN1 H

22、lim 1 =0.94 600 1 564 MPa K HN2 H lim 2 =0.98 550/1=517 MPa 4.2.4 計算 4.2.4.1 試算小齒輪分度圓直徑 dt1 代入 H 中的較小的值 2.32 3 5 1.3 7.79 105 4.376 189.8 2 1 3.376 522.5 129.66mm 4.2.4.2 算圓周速度 v dt1n1 60 1000 3.14 129.66 68.4 60 1000 0.46m/ s 4.2.4.3 計算齒寬 b b d d1t 0.8 129.66 103.72mm 4.2.4.4 計算齒寬與齒高之比 b h 模數： mt d

23、1t 129.66 3.24mm ；齒高： h 2.25mt 2.25 3.24 7.28mm ； z140 103.72 7.28 14.24 4.2.4.5 計算載荷系數 根據v 0.46m/ s，7級精度，由圖 10-8 查得動載系數 Kv 1.05 ；直齒輪， K H K F 1 ；由表 10-2 查得使用系數 K A 1 ；由表 10-4 用插值法查得 7 級 精度、小齒輪相對支承非對稱布置時， K H 1.421；由 b 10.221, K H 1.421查圖10 13得KF 1.48; 故載荷系數 h KK AK V K H K H 1 1.05 1 1.421 1.492 4.

24、2.4.6 按實際的載荷系數校正所算得得分度圓直徑 由式 10-10a 得d1 d1t 3 K Kt 1.492 129.66 3 1.14.932 130.75mm 4.2.4.7 計算模數 d1 130.75 3.26mm 40 4.2.4 按齒根彎曲強度設計 由式(10 17) 3 2KTY YFaYSa 4.2.4.1 確定計算參數 由圖 10-20C 查的小齒輪的彎曲疲勞強度是 FE1 500MPa; 大齒輪的彎曲強度極限是 FE 2 380MPa; 4.2.4.2 計算彎曲疲勞許應力 由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數 KFNA 0.85,K FN2 0.88 F 1= K FN

25、1 FE1 0.85 500 FN1 FE1303.57 MPa S 1.4 a F 2= K FN 2 FF 2 0.88 380 FN2 FF 2238.86MPa S 1.4 a 取彎曲疲勞安全系數 S=1.4，由式 10-12 得 4.2.4.3 計算載荷系數 KK K K K =11.1211.35 1.512 d） 查取齒型系數 由表 105 查得 YFa1 2.65;YFa2 2.226 f ）查取應力校正系數 由表 105查得 YSs1 1.58 ；YSa2 1.798 f ）計算大、小齒輪的 =0.01379 YFa 2 YSa2 = 2.2262 1.764 =0.0164

26、4 F 2 238.86 YFa1YSa1 F 1 =2.65 1.58 303.57 大齒輪的數值大。 4.2.3 設計計算 4.2.3.1 確定模數 3 2 1.512 7.79 105 1 402 0.01644mm 2.89 所以取模數 m=3 4.2.3.2 確定齒數 所以 Z1 d1 129.66 m3 43.22,取44 分度圓直徑： d1 mz1 3 44 132mm ；中心距： d2 mz2 3 146 438mm Z2 43.22 3.376 145.9,取146 4.2.3.2 幾何尺寸計算 d1 d2 a 2 齒輪寬度： 132 438 285mm； 2 b dd1 0

27、.8 132 105.6mm 取 B1 108mm,B2 105mm 第五部分 軸的設計 5.1 以輸出軸為例說明軸的設計過程。 5.1.1 求輸出軸上的功率 P3，轉速 n3，轉矩 T3 P3 =5.36KW n3 =20.08/min T3 =2549.2Nm 5.1.2 求作用在齒輪上的力 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 d2 =438 mm 而 F t=2T32 2549.23 11640N d 2 438 10 3 F r = Ft tan 11640 tan20 4237N 5.1.3 初步確定軸的最小直徑 按式 15-2 初步估算軸的最小直徑。 選取軸的材料為 45剛, 調質處理

28、，取A0 110， P5.36 于是得 dmin A0 3 3 110 370.8mm。 min 0 n320.08 根據聯軸器的計算公式 Tca K AT3，查表 14-1，取 KA 1.3; 則有 Tca KAT3 1.3 2549 3313N mm ，查GB/T5843-1986，選用 YL14凸緣聯軸器， 其公稱轉矩為 4000N mm。半聯軸器的孔徑 d1 80mm ，半聯軸器長度 L=172mm。 5.1.4 軸的結構設計 5.1.4.1 擬定軸上零件的裝配方案 5.1.4.2 初步選擇滾動軸承 根據工作條件選用深溝球軸承。參照工作要求，由軸承產品目錄中初步選用 0 基本游隙組、標

29、準精度等級的 6016。其尺寸為 d D B 80mm 125mm 22mm 。 5.1.4.3 使用毛氈密封圈 其參數為： d D d1 80 mm 102mm 78mm 5.1.5 軸的各段直徑，軸的各段長度 d8 80mm d7 84mm d6 90mm d5 100mm d 4 84mm d3 80mm d 2 76mm d1 72mm L1 105mm L2 40mm L3 30mm L4 75mm L5 12mm L6 102mm L 7 12mm L 30mm 5.1.6 軸上零件的周向定位 齒輪，半聯軸器與軸的軸向定位均采用平鍵連接。根據 d4 80mm由表 6-11 查得平鍵

30、截面 b h 22mm 14mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 40mm， 同時為了保證齒輪和軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合 為 H7 ； 同 樣 ， 半 聯 軸 器 與 軸 的 聯 接 ， 選 用 平 鍵 為 n6 H7 b h l 20mm 12mm 100mm半聯軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸 k6 的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸配合的直徑尺寸為m6 。 5.1.7 確定軸上圓角與倒角尺寸 取軸端倒角為 2 450 ，各軸端倒角見詳圖。 5.2 同樣求得 （中間軸 ） 5.2.1 主動軸 （高速軸 ） 的相關參數 選 取 軸 的 材 料 為 45 剛 , 調 質 處

31、 理 ， 取 A0 120 ， 于 是 得 dmin 120 3 323 5.81 31.5mm 。 dmin 22mm ，其尺寸： d 736mm d 640mm d 545mm d 460mm d 356mm d 260mm d 145mm L 130mm L 278mm L 3114 mm L 48 mm L 5 25 mm L 6 42 mm L 7 60 mm 5.2.2 中間軸的相關參數 選 取 軸 的 材 料 為 45 剛 , 調 質 處 理 ， 取 A0 120 ， 于 是 得 dmin A03 nP33 120 3 56.85.48 52mm。 dmin52mm d 655m

32、m d 560mm d 464mm d 368mm d 264mm d 155mm L 132mm L 275mm L 310mm L 4 105 mm L 510mm L 628mm 第六部分 校核 6.1 軸的強度校核 6.1.1 求軸上載荷 6.1.1.1 在水平面上 左側 FNH1 3.724KN Ftla11640 72 la l b 153 72 右側 FNH2 Ft FNH1 11.640 3.724 7.914KN 彎矩 M H FNH1la 7.91 75N m 279300 N m 6.1.1.2 在垂直面上有 左側 FNH1 Frla 5.5 72 1.76KN NH1

33、la lb 153 72 右側 FNH 2 Fr FNH 1 5.5 1.76 3.74KN 彎矩 M H FNH1la 1760 75N m 132000 N m 6.1.1.3 總彎矩 M M12 M 222793002 1320002 308922N m 6.1.1.4 扭矩 Ftd4 2 116400 84 2 488880N m 6.1.1.5 作出扭矩圖 6.1.2 按彎扭合成應力校核軸的強度 進行校核時候，通常只是校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度根據式 15-5 及上面的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環應力，取1， 軸的計算應力 ca M 2 ( T)2 W 3089222 (1 488880)2 0.1 753 19.64MPa 由表 15-1 查得 45剛的 1 60MPa 。因為 ca 1 ，故安全 6.2 鍵的強度校核 6.2.1 鍵 b h 22mm 14mm 連接強度計算 根據式 6-11得： 33 2T 103 2 406.85 103 kld 17.1MPa 7 86 79 查表 6-21得 p 110MPa ，因為 p p ，故鍵槽的強度足夠。其它鍵的驗 算方法同上，經過計算可知它們均滿足強度