1、機械設計基礎課程設計計算說明書設計題目 帶式運輸機上的單級圓柱齒輪減速器系機電工程系 專業 _班級設計者指導教師20112011年 0707月 1212日目錄一、設計任務書 .0.二、帶式運輸送機傳動裝置設計 .1.三、普通 V 帶傳動的設計 5四、直齒圓柱齒輪傳動設計 6五、低速軸系的結構設計和校核 .9.六、高速軸結構設計 16七、低速軸軸承的選擇計算 18八、低速軸鍵的設計 19九、聯軸器的設計 20十、潤滑和密封 20十一、設計小結21參考資料 .2.2.亠設計任務書設計題目設計帶式輸送機傳動裝置二工作條件及設計要求1. 設計用于帶式運輸機的傳動裝置。2該機室內工作，連續單向運轉，載荷

2、較平穩，空載啟動。運輸帶速 允許誤差為-5%o3.在中小型機械廠小批量生產，兩班制工作。要求試用期為十年，大 修期為3年。三原始數據第三組選用原始數據：運輸帶工作拉力F=1250N運輸帶工作速度V=1.5m/s卷筒直徑 D=240mm四設計任務1完成傳動裝置的結構設計。2. 完成減速器裝備草圖一張（A1 ）。3. 完成設計說明書一份。二.帶式運輸送機傳動裝置設計電動機的選擇1電動機類型的選擇：按已知的工作要求和條件，選用丫型全封閉籠 型三相異步電動機2. 電動機功率的選擇：PE 二Fv/1000=1250*1.5/1000=1.875kw3.確定電動機的轉速：卷筒工作的轉速n W =60*10

3、00/( nD)=60*1000*1.5/(3.14*240)=119.43r/min4初步估算傳動比：i總二n電動機/ n卷筒=nd / nw = 10%19.43或1500119.43=8-3712-55因為根據帶式運輸機的工作要求可知，電動機選1000r/min或1500r/min的比較合適。5.分析傳動比，并確定傳動方案(1)機器一般是由原動機，傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是 用來傳遞原動機的運動和動力，變換其運動形式以滿足工作裝置的需 要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工 作的性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外， IX方案簡圖ill還要

4、結構簡單，制造方便，成本低廉，傳動效率高和使用維護方便。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 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（由機械設計基礎課程設計指導書表 2.2V帶傳動比在24 比較合適，圓柱齒輪傳動比在35比較合適，=620在8.3712.55范 圍內）選用V帶傳動是V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，還可以緩和和沖擊振 動。齒輪傳動的傳動效率高，使用的功率和速度范圍廣、使用壽命較 長。由于本運輸送機是在室內，考慮工作的背景和安全問題，固在齒 輪區采用封閉式，可達到更好的效果。故其方案

5、示意圖如下圖所示:6傳動裝置的總功率n . n-H4-帶Pdn 滿960nw 119.438.049602.01477.6r / m i n= 門滿 二軸n，=門齒9602.01*4二 119.4r/min由表9-3可知。初選彈性聯軸器、球軸承、8級齒輪精度查表可知總=096*099*0.97*0.99*099*0.99*096 ： 0.867電動機所需的工作功率PE總PE 1.875 廠FdE2.2KW總 0.86查機械設計基礎課程設計指導書 附錄8可知。符合同步轉速1000r/min Y132S-6 和 1500r/min Y100L2-4 適合，考慮電動機和傳 動裝置尺寸、重量、價格比較

6、，則選 n=1000r/min。即確定Y132S-6， 其額定功率Ped = 3KW，滿載轉速為960r/min。8分配傳動比 又 I總二I帶 T齒取I齒二4則i帶二2.019.計算各軸的轉速10. 計算各軸的功率P = P額帶二 2.2* 0.96 二 2.11kwP 二 P 承 齒二 2.11* 0.99* 0.97 二 2.03kwP = p承 聯二 2.03*099*099 1.99kw11.計算各軸的轉9550-9550960-21 .89T 軸二 955095502.1142 .19 N m477 .69550P二 95502.03X -二 162 .37 N m955095501

7、19 .41 .99119 .43二 159 .13 N m由名參數電動機軸I軸11軸卷筒軸轉速 n (r/min )960477.6119.4119.43輸入功率P (kw)2.22.112.031.99輸入轉矩T(N -ni)21.8942.19162.37159.13傳動比i2.0141效率口0.960.940.94n w12.運動和動力參數計算結果列出表三.普通V帶傳動的設計設計說明書步驟計算及說明結果（1）計算功率查表10-4可知取K A =1.2KA =1.2則 PC = KA 巴=1.2* 22 = 2.64kwPC = 2.64Kw（2）選擇帶型據 PC =2.64Kw和 n

8、= 960r/min 由圖 10-3 可知A型選A型帶（3）確定帶輪由表10-1可知，確定dd1 = 100d d1 = 100基準直徑則 dd2idd1(1 e) 960 * 100*(1 0.02) 196.98dd2 = 200mm477.6查表取標準值dd2 = 200 mm（4）驗算帶速V刖1八 WO * 9605 024 m/sV=5.024 因為V 5.024 m/s60 * 1000 60 * 10005m/s v v v 25m/s 符合要 求（5）計算帶長初定中心距0.7漢（100+ 200）蘭a0蘭2漢（100+ 200）a0 = 400mm取 a0 = 400mm帶的基

9、準長度 Ld0 =2a+ ( dd1+dd2)+( dd2 _dd1)24a。Ld0 = 1277mmL d 二 1250mm由表10-3選取相近的Ld = 1250mm（6）確定中心丄 Ld 一Ld。丄 1250T277a = a0 + -= 400 + -= 386.5mm0 2 2距amin = a-0.015_d =3865-0.015X250= 367.75mma=386.5 mmamax = a + 0.03Ld = 386.5+ 0.03漢 1250= 424mm(7)驗算包角5 = 180 0 57 .30( dd2 d di) /0 200 100 / 彳 cc 0一 180

10、 0 57 30 匯-165 0 v 120 0165 0符合一386.5一a=1要求(8)確定帶的據 dd1 和 n1，查表 10-5 可知 P0 =0.95kw o i=2.01和F0 = 0.95kw根數Zn1查表10-6可知也F0 = 0.11.由小輪包角查表10-7也P。二二 0.11K=0.96。查表 10-3 可知 KL =0.93. 則有取Z=3PCZ -C- 2 790.95 0.11)0.96 093 “(9)單根V帶500P c / 2.5 八2F。= -( -1) + qvZVKa的的初拉力500匯2.64/ 2.5 八丄八“/廠心八2.(-1) + 0.10 (5.0

11、24)144.N 3 x 5.024-0.96Fa =144N(10)作用在1165FQ=2ZF0S in (4= 2 x3x 144.x sin ()8562 2.6NFQ-856N軸的力四.直齒圓柱齒輪傳動設計設計說明書步驟計算及說明結果(1)選擇齒輪材料和精度小齒輪選用45鋼調質處理，硬度為217255HBS; 大齒輪選用45鋼正火，硬度為169217HBS。因為 是普通減速器，有表11-2選用8及精度。小齒輪選用45鋼調質處 理，硬度為217255HBS;大齒輪選用45鋼正火，硬度為 169217HBS兩齒輪均為剛質齒輪，由式（11.6 ）可求出di值，先確定有關參數與系數；查表11-

12、3取K=1.1K=1.16 2 11 5 = 9.55 X 10 6 匯 N m = 4.219 x 105 N mm477.6小齒輪齒數取乙=20.則大齒輪齒數為Z2 =79,單級齒輪傳動對稱布置，由表11-5取齒寬系數 =1接觸疲 勞強度設計載荷系K 小齒輪轉 矩Ti 齒數乙和 齒寬系數許用接觸應力0 H】由圖 11-8 查得 0 Hlim1 = 560Mpa0 Hlim2 = 530Mpa 查表 11-7 查得安全系 SH =1.0。按預期壽命10年，單向運轉，兩班制工作，計算應久=4.219x 105N mmZ1 = 20 Z2 =79% =10 H lim1 = 560Mpa0 H

13、Hm2 = 530MpaSH = 1.0許用接觸應力0 H】力循環次數N1、N2.則M =60njg =60汽4776沢1咒10525咒16=1.19109N11.1曠1098“2= =- -=2.9810 由圖 11-11i4得 ZN1 =1ZN2 =1.07,由式（11.9 ）有0 H 1 = 0 H 衍1 送 N1 = 560 X 1 Mpa = 560MpaSH10 H 2 -lim2 N2 Mpa - 567.1MpaSH10 H V 560Mpa0H, 567.1Mpa分度圓直徑=76.43 31.14.21910* 5 * *5214(560)mm二 47 .12 mm(3)幾何

14、尺寸計算d1Z147 .1220二2.36查表4-3.取標準模數m=2.5mmd mz 2.5 20 二 50mmd2 二 mz2 二 2.5 79 二 197.5mmb = dd廠 1 50 二 50mm(3)幾何尺寸計算則 b2 二 50mm b廠 b2 10 = 50 10 二 60mma = m ( Z1 Z2)2 = 2.5 (2079) ? mm = 123.75mmm = 2.5mmd 50 mmd 197.5mm b廠 60 mm b 2 = 50 mma = 123 .75 mm由式(11.6 )得d ii (u 1) u “ Hl2彎曲疲勞強度校核許用彎曲應力齒形系數0 F

15、 “ 338MpaGF315Mpa及應力修正系數由表 11-6 查得 YF1 =2.81 Y F22.25強度校核齒輪圓周速度丫“ =1.56 Ys2 =1.77由式 11.7 得l2K 、/ 、/2 x 1.1 x 4.219 x105 o(T F1 - Y F1YS1 _-2-x 2.81 X 1.56bm2Z150X2.52X2063 . 7 Mpa T F 1 = 338MpaYF2YS22 25177r iT F2 = T R F2 S2 =63.7 乂=57.87Mpa T FYF1YS12.81X1.56315Mpa可見彎曲疲勞強度足夠 。江 dj13.14 x 50 父 477

16、 .6,v =-= -m/s = 1.25m/s60 x 100060 如000可知選8級精度合適T F = 63.7Mpa* T FT F2 = 57 .87 Mpa C=110疋2.03= 28 .28 mmY n2V119 .4考慮軸外伸端和聯軸器用一個鍵連接，故將軸徑放大5%查機 械設計基礎課程設計指導書附表 9.3可知聯軸器選HL2軸徑放大 5%即取=30mm合適。2、軸的結構設計(1)軸上零件的定位，固定和裝配單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面，右面用套筒軸向固定，聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分 別以套筒定位，則采用過渡配合固定(2)確定軸各段直徑

17、和長度I段：聯軸器取D=30,L=82則di =30mm 長度取 L 78h=2c c=2mmII 段:d2 = 2h = 302 2 = 38mm /. d2 二 38mm初選用6008型深溝球軸承，其內徑為40mm,寬度為15mm.考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。 取套 筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度， 并考慮聯軸 器和箱體外壁應有一定矩離而定， 為此，取該段長為42mm，安裝齒 輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：L2 二 42mmIII 段直徑 d3 二 40mm L3 二 37mm w段直徑 d4 二 46mm長度取 L4 = 50-

18、2 二 48mm但此段左面的套筒的定位軸肩考慮， 應便于軸承的拆卸，因此將v段直徑為55mm由手冊得：c=2.25 h=2c=2 X2.25=4.5mmd5 二 d4 2h = 46 2 4.5 二 55mm v 段直徑 d5 二 55mm .長度L5 = 8 m mw段直徑 d6 二 40mm .長度 L 37 - 29mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距 L=107mm二.低速軸的校核 按彎矩復合強度計算求分度圓直徑：已知d 197.5mm求轉矩：已知T2=162370N/mm求圓周力：F t根據課本式得2T22162370Ft =1644.25 N 求徑向力 Fr根據課本式得Fr = F

19、t ta= 1644.25 tan20 = 598.46N 因為該軸兩軸承對稱，所以：LA = LB二53.5mm(1)繪制軸受力簡圖(如圖a)(2)繪制垂直面彎矩圖(如圖b)MC 仁 16N/mEbBM C1 二 FAy軸承支反力:FrFtFAy 二 FBy 二專二 299 .21 N FAZ 二 FBZ 二才二 822 .13 N由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為L 二 299.2153.5 二 16N/m2(3) 繪制水平面彎矩圖(如圖c)截面C在水平面上彎矩為:M C2 =43.984N/mM C2 二 FAZ L 二 822.1353.5 二 43.984N/mM

20、C 二 V(M C1)2 (MC2)2 二 10 3 (2.11/477.6) mm=18.04mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=18.04 x(1+5%)mm=18.94 選 d=20mm2、軸的結構設計(1) 軸上零件的定位，固定和裝配單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面，右面用套筒軸向固定，聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分 別以套筒定位，則采用過渡配合固定(2) 確定軸各段直徑和長度I段：直接連V帶輪d 20mm 長度取 L 30mm h=2c c=2.5mmII 段:d2 = 2h = 20 2 2.5 二 30mm 二 d2 二 30mm初選用600

21、7型深溝球軸承，其內徑為35mm,寬度為14mm.考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有 一定距離。取套筒長為18mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬 度，并考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為 42mm，故II段長：L 2 = 42mmIII段直徑d 3 = 35 mm L3=32 m w段直徑d4 二 42mm長度取L 60mm此段為齒輪軸部分，且齒輪軸在中間左面的套筒的定位軸肩考慮，應便于軸承的拆卸，因此將w段直徑為42mm由手冊得：c=1.75h=2c=2X 1.75=3.5mmd5 二 d4 2h = 35 2 3.5 二 42mm v段直徑 d5 二 5

22、0mm.長度L 5 二 5 5mmW段直徑 d6 二 35mm.長度 L 6 = 30mm七低速軸軸承的選擇計算(1) 已知n-一 119.4r/min 2、計算輸出軸承(2) 計算軸向載荷FAy、FAZ兩軸承徑向反力：FrFtFAy = FBy =才二 299 .21 N FAZ 二 FBZ 二才二 822 .13 N 計算當量動載荷PP = FAy2FAZ2 二 5251641600106/ 、ftC_16667ftC_16667 60n倚丿nJpPj119.4 -Lhl根據工作要求，查課本表19-9得:ft=1.0,表12-10得fp=1.0.八.低速軸鍵的設計由前面可知，低速軸齒輪的直

23、徑為42mm，輪寬度50mm（1）平鍵類型和尺寸選擇：選A型平鍵，根據軸徑直徑d=40mn和輪 寬度50mm從表12-6查得鍵的截面尺寸b=12 h=8 L=40mm此鍵的標記為12 40GB/T10951990。（2）校核擠壓強度二 P=dhT p工作長度 l = L- b = 40-12二 28mm由 T, =1.6237 105N mm， 查表 12-6 得 * p =(100200 Mpa，則故此軸承預期壽命足夠1.0 170001.0 江 874.885丿Lh 二4 1.6237 10542 8 28Mpa 二 69Mpa 豈2TdblMpa(3)校核剪切強度查表 12-6 得 1

24、= 90 Mpa52 1.6237 1042 12 28故擠壓和剪切強度足夠。九聯軸器的設計(1)類型選擇由于兩軸相對位移很小，運轉平穩，且結構簡單，對緩沖要求不高, 故選用彈性柱銷聯。(2) 載荷計算 由二可知其中KA為工作情況系數，由課本表5-2得KA = 1.3計算轉矩 Tc = KA T =1.3 162.37 = 211.081N m(3)型號選擇根據Tc，軸徑d,軸的轉速n, 查標準GB/T 5014-2003，選用HL2型彈性柱銷聯，其額定轉矩 j =315N m許用轉速n=5600r/min 。因為 T 211.081N m Tn故符合要求十.潤滑和密圭寸1. 密封由于選用的電動機為低速，常溫，常壓的電動機則可以選用毛氈密 封。毛氈密封是在殼體圈內填以毛氈圈以堵塞泄漏間隙，達到密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。 軸旋轉時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑。2.