1、機械設計課程設計計算說明書 F h. V X 1 1 動力及傳動裝置 學 院： 工程機械學院 專 業： 機械設計制造及自動化 姓 名：_ 趙亢 學 號： 2504070103 指導教師： 馬志奇 完成 日期：_ 2010/6/25 機械設計課程設計任務書 帶式輸送機傳動裝置設計 原始數據： 已知條件: 1. 2. 3. 4. 5. 6. 7. 8. 9. 輸送帶工作拉力F = 7 輸送帶工作速度v =1.1 滾筒直徑D 滾筒效率n 工作情況 使用折舊期 工作環境 動力來源 檢修間隔期 10 .制造條件及生產批量 設計工作量： kN ； m / s（允許輸送帶速度誤差為土5 %） =400 mm

2、; =0.96（包括滾筒與軸承的效率損失）； 兩班制，連續單向運轉，載荷較平穩； 8年； 室內，灰塵較大，環境最高溫度35 C； 電力，三相交流，電壓 380/ 220V ； 四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修； 般機械廠制造，小批量生產。 1. 減速器裝配圖1張（A0或A1）； 2. 零件工作圖13張； 3. 設計說明書及裝配草圖 1份。 附：參考傳動方案 理由：我選擇方案三進行設計，方案三采用圓錐圓柱減速方案，可以將力矩方向由豎 1.1 400 r x f . X 2 3 4 5 6 7 1 (8 1 9 6.5 6 5.5 5.21 5 4.8 4.5 4.2 1.2 1.3 1.

3、4 1.5 1.6 1.7 1.8 肖.9 400 400 450 400 500 450 400 450 1 7 以傳遞較 大的力 矩。并且 傳動較為 平穩，由 摩擦引起 的效率損 失較小。 直方向改變為水平方向，并且采用圓柱斜齒輪 傳動，可 一于 方案一 方案二 機 械 X 設 計 課 1 1 程 設.一.卜 -EpHZI II 方案四 計任務書 2 二、電動機的選擇 5 三、傳動系統的運動和動力參數計算 5 四、傳動零件的計算 6 五、軸的計算 13 六、軸承的計算 21 七、鍵連接的選擇及校核計算 24 八、減速器設計尺寸及附件的選擇24 九、潤滑與密封 25 十、設計小結 25 十、

4、參考資料目錄 26 計算與說明 主要結果 一、電動機的選擇 1電動機轉速的確定 工作機轉速 n-1000v x60 -53r/min nD 錐齒輪圓柱齒輪減速器傳動比范圍一般為i-815 電動機轉速應在 幾=in范圍內即424795 所以選取電動機同步轉速為750r/mi n 2、電動機功率的確定 查1表 12-8 同步轉速為 750r/min 確定電機Y系列三 相異步電動機，型 號為 Y180L-8 額定功率11kW, 滿載轉速 nm = 730r/min h = 3, i2 = 4.63 類別 效率 數量 彈性柱銷聯軸器 0.995 2 圓柱齒輪（8級，稀油潤滑） 0.97 1 圓錐齒輪（

5、8級，稀油潤滑） 0.97 1 圓錐滾子軸承（一對）（稀油潤滑） 0.98 3 計算得傳動的裝置的總效率J =0.8767 又有工作機效率為n0.96 十如仙牙Fv7000 X1.1 工作機功率 PW = 8.02 1000化1000 漢 0.96 所需電動機輸出功率為Pd =巴=9.15 d n a 計算得Pd =9.15kW 查1表19-1，選則電動機額定功率為11kW 最后確定電機Y系列三相異步電動機，型號為Y180L-8，額定功率11kW, 滿載轉速nm = 730r/min。 一、傳動系統的運動和動力參數計算 1、分配各級傳動比 總傳動比ia =血=13.90 n 由課程設計任務書可

6、得，推薦h肚0.25ia，且h蘭3, 得 h =3, i2 =4.63 2、由傳動比分配結果計算軸速n = nm i 各軸輸入功率P =巳 P 各軸輸入轉矩 T =9550 n 將計算結果列在下表 軸 參數 電動機 軸 I軸 n軸 川軸 工作機 軸 轉速n （r/min） 730 730 243 53 53 功率P（ kW） 9.15 9.10 8.65 8.23 8.19 轉矩T (N m) 119.70 119.10 340.13 1482.41 1474.99 傳動比i 1 3 4.63 1 效率n 0.995 0.951 0.951 0.995 三、傳動零件的計算 1圓錐直齒齒輪傳動的

7、計算 選擇齒形制GB12369-90，齒形角20 設計基本參數與條件：齒數比 u=3，傳遞功率p =9.10kW，主動軸轉 速ni =730r/min，采用兩班制工作，壽命 8年（一年以300天計）， 小錐齒輪懸臂布置。 小齒輪材料為45 號鋼調質，大齒輪 材料為45號鋼正 火。小齒輪齒面硬 度為250HBS，大 齒輪齒面硬度為 210HBS （1）選擇齒輪材料和精度等級 小齒輪材料選取 45號鋼調質，大齒輪材料選取 45號鋼正火。小齒輪 齒面硬度為250HBS，大齒輪齒面硬度為 210HBS。 精度等級取7級。 試選小齒輪齒數 zi =19 取 z2 = 57 調整后 u=z2 = 57 =

8、3 z119 （2）按齒面接觸疲勞強度設計 查3（10-26）有齒面接觸疲勞強度設計公式 % -2.92 試選載荷系數：Kt =1.6。 計算小齒輪傳遞的扭矩：T,=9.55 106=119104N mm 取齒寬系數： =0.30 1 確定彈性影響系數：由3表10-6，Ze =189.8MPa2 確定區域系數：查3圖10-30，標準直齒圓錐齒輪傳動：Zh =2.5 根據循環次數公式3式10-13，計算應力循環次數： N60n1jLh =60 730 1 (2 8 300 8)=168 109 N19 N2 二 1 77 10 u 查3圖10-19得接觸疲勞壽命系數：Khn1 =0.94，Khn

9、2=0.95 查3圖10-21(d)得疲勞極限應力：=600MPa， 二H lim 2 - 570MPa 由3式10-12計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%,安全系數 Sh =1.0， 匚h1 二 KHN1Hlim1 =564MPa， Sh ；h2 =KhN2Hlim2 =541.5MPa Sh 由接觸強度計算出小齒輪分度圓直徑：d1t _ 93.84mm， 則 dm1 二 d1t(1 - 0.5 R)= 79.76mm 兀d n 齒輪的圓周速度 v=m = 3.05m/s 60 000 計算載荷系數： a：齒輪使用系數，查3表10-2得Ka =1.0 b:動載系數，查3圖10-8得Kv

10、=1.17 c：齒間分配系數，查3表10-3得Kh_ =Kf_=1 d：齒向載何分布系數 KHp = Kf = 1.5K H陰 查3表 10-9 得 Kh =1.25，所以 KhR = KfR= 1.875 e：接觸強度載荷系數 K =心心心小嚇=1.0燈.17燈如.875=2.19 按載荷系數校正分度圓直徑 d, =d1t茁K /Kt = 104.16mm m =也=5.48 mm z 取標準值，模數圓整為 m =6mm 計算齒輪的相關參數 d1 = mz = 19 漢 6 = 114mm, d2 = mz2 = 57 匯 6 = 342mm d = arctan L = 18.43 , 6

11、2 = 90 - = 71.57 Z2 雋2 +1 R =4 180.204mm 2 確定齒寬：b =%R = 49.41 mm 圓整取E =b2 =49mm (3)校核齒根彎曲疲勞強度 載荷系數K =2.19 當量齒數 Zv1 -, -20.0 , Zv2 - 一180.3 cos qcos 心2 查3表 10-5 得YFa1=2.80, Ysa1=1.55, YFa2=2.13 , Ysa2 = 1.85 取安全系數Sf =1.4 由3圖10-18得彎曲疲勞壽命系數 KfN1 =0.92 , Kfn2 =0.9 查3圖 10-20(c)得彎曲疲勞極限為： FE1 =440MPa ,FE2

12、=425MPa KCT 許用應力if1=Kfn1 FE1 =289.1MPa Sf d1=114mm, d2 = 342mm 6=18.43, 671.57 R = 180.204mm R = b2 = 49mm F2 - KfnzDfe2 _273.2MPa Sf 校核強度，由3式10-23 2KTMaYsa小. = 2丄 2 蘭6 bm2(1 0.5$r)2z 計算得 fi =93.50MPa o2 =80.81MPa co2 可知彎曲強度滿足，參數合理。 2、圓柱斜齒齒輪傳動的計算 設計基本參數與條件：齒數比 U=4.63，傳遞功率P =8.65kW，主動 軸轉速n =243r/min，

13、米用兩班制工作，壽命8年(一年以300天計)。 (1) 選擇齒輪材料、精度等級和齒數 小齒輪材料選取 40Cr鋼表面淬火，大齒輪選取 45號鋼正火，小齒輪 齒面硬度為260HBS，大齒輪齒面硬度為 210HBS。 精度等級取7級。 試選小齒輪齒數 乙=23 z2 =uz, =4.63x23=106.49 取 z2 = 106 調整后 口 =Z2 =106 =4.61 z,23 初選螺旋角P =12 (2) 按齒面接觸疲勞強度設計 查3(10-21)有齒面接觸疲勞強度設計公式 d瀘，+1(警2 % % +巧 。試選載荷系數：K =1.8 計算小齒輪傳遞的扭矩：T, =9.55 06旦= 3401

14、25 N mm 取齒寬系數： 0.9 小齒輪材料為 40Cr鋼表面淬火， 大齒輪為45號鋼 正火，小齒輪齒面 硬度為260HBS , 大齒輪齒面硬度為 210HBS。 1 確定彈性影響系數：由3表10-6, ZE=189.8MPa2 確定區域系數：查3圖10-30，標準斜齒圓柱齒輪傳動：Zh =2.5 根據循環次數公式3式10-13，計算應力循環次數： N| =60mjLh =60漢243漢2漢8漢 300 漢 8 = 5.6漢108 N2 =吐=1.2如08 u 查3圖10-19得接觸疲勞壽命系數：KhN1=0.95, KhN2=0.97 查3圖10-21(d)得 疲勞極 限應力：厲Hlim

15、1 =600MPa ， 口 h lim 2 = 550MPa 由3式10-12計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%，安全系數 Sh =1.0, Jh1 = KHN1CrHlim1 =570MPa， SH 89.04mm 圓周速度v =10=1.13m/s 60 0000 齒寬b及模數mnt, b=d=0.9 漢 89.04mm = 80.14mm d1t cos P 小“ mnt 一 3.79mm Z1 h = 2.25mnt = 8.5mm b/h =10.45 計算縱向重合度邙=0.318% zta nB =1.55 計算載荷系數： a：齒輪使用系數，查3表10-2得Ka =1.0 b:

16、動載系數，查3圖10-8得Kv =1.1 c：齒間分配系數，查3表10-3得KHa=KFq = 1.2 d:查3表10-4得齒向載荷分布系數KhR = 1.41 查3圖 10-13 得 KF0=1.28 e：接觸強度載何系數K = KaKvKh口KHp =1.0漢1.1匯1.4匯1.41 = 1.86 按載荷系數校正分度圓直徑 d1 =d1t3|上=88.07mm 1氣Kt _d1cos P 計算模數=3.75mm z (3)按齒根彎曲強度設計 由3式 10-17 m2KTYcos20 YFaYsa m* =3t2 %Z1%f 。計算載荷系數K =心匚心小詐=1.69 由縱向重合度邛=1.55

17、，從3圖10-28得丫目=0.91 計算當量齒數Zs= = 24.6 cos P Zv2 -3 R -113.3 cos P 由3圖10-20得彎曲疲勞強度極限 fe1 =500MPa , E2 =380MPa 由3圖10-18取彎曲疲勞壽命系數Kfn1 - 0.90, Kfn2 一 0.95 取彎曲疲勞安全系數Sf1.4 由3式 10-12 得 “1 二 KfnQfei =321.4MPa Sf 二f2 二 KfnFE2 = 257.9MPa Sf 由3表 10-5 得齒形系數 YFa1 = 2.63 , YFa2 =2.17 得應力校正系數 YSa1 =1.586, Ysa2 =1.80

18、計算大、小齒輪的 YFaYSa并加以比較。 5 詐鳳1 =0.012978，丫尸從2 =0.015145 卜F 1卜F 2 大齒輪的數值大。 Q計算得 min _ 2.72mm，取 m. = 3.0mm 校正齒數 d cos - N =d1cos =28.7129 , z2 二 uz訐 132.37 ： 132 mn 圓整中心距 （Z1 Z2）m 2 cos : 二 246.88mm 圓整為a =247 mm 修正螺旋角 P = arccos(Z1 + Z2)m =11.98 ” 2a 變化不大，不必修正前面計算數值。 計算幾何尺寸 zgz2m d1 = = 88.94mm , d2 = =

19、404.82mm cos -cos - b = dd 80.046mm，取齒寬為 B =85mm, 80mm 校正傳動比 互=連 =4.55 I2二2x wo%才.728% c5%符合設計要求 乙 29i2 z29, z2 =132 a = 247 mm 飛=11.98 d 88.94mm , d2 二 404.82mm B85mm B2 = 80mm 四、軸的計算 1、I軸的計算 (1)軸上 的功率R =9.10kW，轉速口 =730r/min ,轉矩 T-! =119104N mm。 2求作用在齒輪上的力 已知高速級小錐齒輪的分度圓直徑為d1= 114mm 根據3式10-22確定作用在錐齒

20、輪上的圓周力、軸向力和徑向力。 2T 圓周力 Ft二亠 $s e7 。軸段1-2，由聯軸器型號可得直徑為42mm，右端應有軸肩定位，軸 向長度應該略小于聯軸器與軸的配合長度84mm，取為82mm。 軸段 3-4，先初選軸承型號，由于軸承同時受有徑向力和軸向力，因 =2089.5N d 軸向力 Fa 二 Ft tan ： cos 240.4N 徑向力 Fr 二 Ft tan ： sin=721.5N (3) 初估軸的最小直徑 先按3式15-2初步估算軸的最小直徑。 選取軸的材料為 45鋼，調質處理。根據3表15-3，取A =110，于是 得 dmin =制旦=25.51mm 由于輸入軸的最小直徑

21、是安裝聯軸器處軸徑。為了使所選軸徑d1與聯 軸器孔徑相適應，故需同時選擇聯軸器型號。 聯軸器的計算轉矩，查3表14-1 Tea=1.5 119104 = 178656N mm 查2表12-3和表8-7，可得：電動機輸出軸直徑為48mm，選取型號為 HL4的聯軸器，從動端孔徑選為42mm。聯軸器與軸配合的輪轂長度為 84mm。 (4) 軸的結構設計 如下圖 此選擇圓錐滾子軸承，型號取30210，內徑50mm。所以軸段直徑為 50mm，長度應略小于軸承內圈寬度20mm，取為19mm。 軸段2-3，軸段1-2右段應有軸肩定位，取該段直徑為49mm，保證軸 肩定位尺寸，同時使得軸承左端直徑小于右端，有

22、利于軸承的拆卸。此 處軸承端蓋及套杯厚度為 15mm左右，且軸臂需要伸出箱體外壁 1020mm，因此取該段長度為 35mm。 軸段5-6，使用30210圓錐滾子軸承，同軸段 3-4。 軸段6-7，為了保證該段左側的軸肩高度，同時已知軸段 5-6直徑為 50mm，因此取該段直徑為 42mm，即小錐齒輪內徑為 42mm，并由此可 以取小齒輪輪轂的長度為 46mm。齒輪左端面距離套杯約為 8mm，再加 上套杯厚度8mm。取軸段長度為 61mm。 軸段4-5，由于小齒輪懸臂布置，軸承支點跨距應取懸臂長度的大約 兩倍，由此計算出軸段長度為 120mm。又有軸肩定位的需要，軸肩高度 取3.5mm，所以軸段

23、直徑取 60mm。 零件的周向定位 查1表14-24得 左端半聯軸器定位用平鍵，寬度為12mm，長度略小于軸段，取 80mm, 選取鍵12 80 , 右端小齒輪定位用平鍵，寬度為12mm，長度略小于小齒輪輪轂，取 45mm，選取鍵 12 45。 軸上圓角和倒角尺寸 參考1表12-13，取軸端倒角為 2mm，圓角取1.6mm (5) 求軸上的載荷 根據軸的結構圖和受力情況得出軸所受彎矩扭矩如圖所示 rTmTrnTH &D09Nnn 125265Nm TTTTTrnTTnrrfrnTnT 129704Nnn LL9lCi4Nm (6) 按彎扭合成應力校核軸的強度 由上圖可知，應力最大的位置，只需校

24、核此處即可，根據3式15-5及 以上數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環變應力， 取=0.6 , 軸的計算應力 c11.78MPa M2（T）2 .78MPa 查3表15-1得二=60MPa，因此二ca，軸安全。 2、II軸的計算 (1) 軸上的功率P2 =8.65kW，轉速n2 = 243r / min ,轉矩 T2 =340125N mm, (2) 求作用在齒輪上的力 大圓錐齒輪：已知低速級大圓錐齒輪直徑為d2 = 342mm 由3式10-22可得 圓周力斤=玉 =1989N，軸向力Fa = Ft tana cos2 = 229N，徑向 d2 力 Fr = Ft tan ： sin、

25、2 = 687N 圓柱齒輪：已知高速級小圓柱齒輪直徑d1 = 88.92mm，螺旋角 -=11.98 o 圓周力 Ft0 = =7648 N，軸向力 Fa0 = Ft0 tan P = 1623N，徑向力 d1 Ft tan% Fr0t . n =1238N o cos P (3)初估軸的最小直徑 先按3式15-2初步估算軸的最小直徑。 由于此軸為齒輪軸， 選取軸的材料應同圓柱齒輪一樣，為40Cr,調質處 理。根據3表15-3，取 A =100，于是得 dmin =Ac3l 吃=32.90mm n2 (4)軸的結構設計 1234 。軸段1-2，因為該軸上同時存在軸向力和徑向力。因此選用圓錐滾子

26、 軸承。選用軸承型號為30210,軸段直徑為 50mm，考慮到低速級大錐 齒輪應與內壁間距保持 1015mm。并考慮軸承套在軸上的長度。且軸承 與內壁間距應在 58mm左右，綜合其他各種因素考慮，取軸段長度為 44mm。 軸段2-3，考慮齒輪孔徑與軸肩高度的綜合因素，直徑取為57mm。 齒輪輪轂長度為 59mm，軸段長度比輪轂長度略小，定為58mm。 軸段4-5，由設計結果，小齒輪分度圓直徑為 88.92mm,齒寬為85mm , 此軸段長度應略小于小齒輪齒寬，取為83mm。為了保證左側的軸肩定 位，取軸徑為42mm GD軸段5-6，用于裝軸承，直徑取50mm。軸承應該距離箱體內壁 58mm 左

27、右，且小齒輪端面距離箱體內壁 1015mm,再加上軸承軸上厚度， 取 長度為44mm。 軸段3-4，由于箱體內壁應該相對于輸入軸的中心線對稱，通過計算 此段長度為25mm，又有定位需要，軸徑取 65mm。 零件的周向定位 查2表4-1得 左側齒輪定位用平鍵，寬度為12mm,長度略小于軸段，取 45mm，選 取鍵12 45 右側齒輪定位用平鍵，寬度為12mm。長度略小于軸段，取 80mm，選 取鍵12 80 軸上圓角和倒角尺寸 參考1表12-13，取軸端倒角為 2mm，圓角取1.6mm (5)求軸上的載荷 該軸上錐齒輪處軸上載荷小于圓柱齒輪處載荷，只需校核圓柱齒輪軸上 齒輪1/2處的彎矩與扭矩強

28、度。 根據軸的結構圖和受力情況得出所測軸截面所受力和彎矩扭矩 如表所示 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F Fnh1 =129.5N, Fnv1 =3670N, Fnh2 =421.5N Fnv2 =5967N 彎矩M MH1 =46155N mm, MH2 =26028N mm Mv =368462N mm 總彎矩 M1 = J461552 +3684622 =371342N mm M 2 = 1.2d 34 錐齒輪端面與內箱壁 距離 心2 6 30 箱蓋、箱座肋厚 mt、 E 化 0.85$ 葉=m = 8 軸承端蓋外徑 m D2 m & 0.856 1、2 軸為 130, 3軸為175 軸承旁聯接螺栓距離 S 取 s = d2