1、第一節(jié) 設(shè)計(jì)任務(wù)書北京交通大學(xué)海濱學(xué)院課程設(shè)計(jì)任務(wù)書課程名稱：機(jī)械設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)題目：帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 1 。傳動(dòng)系統(tǒng)示意圖方案3：電機(jī)圓錐圓柱齒輪(斜齒)減速器開式一級(jí)齒輪減速工作機(jī)1電動(dòng)機(jī)；2、4聯(lián)軸器；3圓錐-圓柱斜齒輪減速器；5輸送帶；6滾筒2 原始數(shù)據(jù)設(shè)計(jì)帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置中的二級(jí)圓柱齒輪減速器，原始數(shù)據(jù)如表1.1所示： 表1.1 原始數(shù)據(jù)3皮帶的有效拉力F N3000輸送帶工作速度v m/s 1.20輸送帶滾筒直徑d mm4003 設(shè)計(jì)條件 1.工作條件：機(jī)械裝配車間；兩班制，每班工作四小時(shí)；空載起動(dòng)、連續(xù)、單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)； 2.使用期限及檢修間隔：工作期限為8年，每年工作2

2、50日；檢修期定為三年；3.生產(chǎn)批量及生產(chǎn)條件：生產(chǎn)數(shù)千臺(tái)，有鑄造設(shè)備；4.設(shè)備要求：固定；5.生產(chǎn)廠：減速機(jī)廠。4 工作量 1.減速器裝配圖零號(hào)圖1張； 2.零件圖2張（箱體或箱蓋，1號(hào)圖；中間軸或大齒輪，1號(hào)或2號(hào)圖）；3.設(shè)計(jì)說明書一份約60008000字。第二節(jié) 電動(dòng)機(jī)的選擇和傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)、動(dòng)力參數(shù)計(jì)算計(jì)算過程與說明結(jié)果1、 選擇電動(dòng)機(jī)1. 選擇電動(dòng)機(jī)類型按工作要求和工作條件選用Y系列三相鼠籠型異步電動(dòng)機(jī)，其結(jié)構(gòu)為全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓為380V。2. 選擇電動(dòng)機(jī)的容量工作機(jī)的有效功率為從電動(dòng)機(jī)到工作機(jī)輸送帶間的總效率為式中，、分別為圓錐齒輪傳動(dòng)、圓柱斜齒輪傳動(dòng)、開式齒輪傳動(dòng)、聯(lián)軸

3、器、軸承和卷筒的傳動(dòng)效率。分別查表為=0.97，=0.98，=0.93，=0.99，=0.99，=0.96，則所以電動(dòng)機(jī)所需工作效率為3. 確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 按推薦的傳動(dòng)比合理范圍，圓錐圓柱二級(jí)減速器的傳動(dòng)比為825，開式圓柱齒輪傳動(dòng)比為26，而工作機(jī)卷筒軸的轉(zhuǎn)速為 所以電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為（825）（26）57.3r/min=（916.88595）r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為1000r/min、1500r/min和3000r/min三種。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、質(zhì)量及價(jià)格等因素，為使傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1500r/min的電動(dòng)機(jī)。根據(jù)電動(dòng)機(jī)的類型、容量和轉(zhuǎn)速，由

4、電機(jī)產(chǎn)品目錄或有關(guān)手冊(cè)選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y132S-4，其主要性能如表1.1所示，電動(dòng)機(jī)的主要外形和安裝尺寸如表1.2所示。表2.1 Y132-4型電動(dòng)機(jī)的主要性能電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率/kW滿載轉(zhuǎn)速/()Y132-45.514402.22.2表2.2 Y132S-4型電動(dòng)機(jī)的外形和安裝尺寸 mm型號(hào)HABCDEFGDGKbhAABBHAY132S-4132216140893880108331228021013531560200184752、 計(jì)算傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比并分配傳動(dòng)比1. 總傳動(dòng)比2.分配傳動(dòng)比考慮潤滑條件，為使兩級(jí)大齒輪直徑相近，取，故3、 計(jì)算傳動(dòng)裝置各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)1. 各軸的轉(zhuǎn)

5、速軸 軸 軸 軸 滾筒軸 2. 各軸的輸入功率軸 軸 軸 軸 滾筒軸 3. 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動(dòng)機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩為故軸 軸 軸 軸 滾筒軸 將上述計(jì)算結(jié)果匯總于表2.3軸名功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/(Nmm)轉(zhuǎn)速n/()傳動(dòng)比 i效率電機(jī)軸4.553.02104144010.99軸4.512.9910414402.090.964.336.011046884.10.974.202.391051682.930.923.862.9310557.310.98卷筒軸3.796.3110557.3第三節(jié) 傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算計(jì)算過程與說明結(jié)果一、圓錐齒輪傳動(dòng)1. 選定精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1) 運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速

6、度不高，故選用7級(jí)精度（GB 10095-88）。2) 材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差40HBS。3) 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取。2. 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式（10-26）即（1） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1) 試選載荷系數(shù)2) 選擇齒寬系數(shù)3) 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。4) 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。5) 由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。6) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) 7) 計(jì)算接觸疲勞需用應(yīng)力。取

7、失效概率為1%，安全系數(shù)S=1.由公式（10-12）得（2） 計(jì)算1) 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。2) 平均分度圓直徑3) 計(jì)算齒寬中點(diǎn)處的圓周速度4) 計(jì)算載荷系數(shù)。根據(jù)，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)；由表10-2查得使用系數(shù)；圓錐齒輪齒間載荷分配系數(shù)；由表10-9查得軸承系數(shù)；齒向載荷分配系數(shù)；5) 按實(shí)際載荷系數(shù)算。6) 計(jì)算大端模數(shù)。取7) 計(jì)算分度圓直徑8) 計(jì)算錐距9) 計(jì)算齒寬取3. 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式10-23得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1) 計(jì)算載荷系數(shù)。2) 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限；3)

8、 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)；4) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù),由式（10-12）得：5) 查取齒形系數(shù)。由表10-5查得。6) 查取應(yīng)力校正系數(shù)。由表10-5查得。7) 計(jì)算大小齒輪的并加以比較。（2） 設(shè)計(jì)計(jì)算對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.29并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)。這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度

9、，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。由以上計(jì)算列出圓錐齒輪參數(shù)如表3.1名稱代號(hào)計(jì)算結(jié)果小齒輪大齒輪分錐角25.84464.156齒頂高2.5齒根高3.125分度圓直徑d77.5160齒頂圓直徑82.00162.18齒根圓直徑71.88157.28錐距R88.89齒根角2.01頂錐角27.8666.17根錐角23.8362.15頂隙c0.625分度圓齒厚s3.93當(dāng)量齒數(shù)34.45146.82齒寬B30計(jì)算過程與說明結(jié)果二、圓柱斜齒輪傳動(dòng)1.選定精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1) 與圓錐齒輪相同選用7級(jí)精度。2) 材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)

10、質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差40HBS。3) 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取。螺旋角為2.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式（10-26）即（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)2）選擇齒寬系數(shù)4) 由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)5) 由圖10-26查得則6) 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。7) 由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。8) 由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。9) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) 10) 計(jì)算接觸疲勞需用應(yīng)力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1.由公式（10-12）得（2）計(jì)算1) 試算小齒輪分度圓直徑，代

11、入中較小的值。2) 計(jì)算圓周速度3) 計(jì)算齒寬b及模數(shù)4) 計(jì)算縱向重合度5) 計(jì)算載荷系數(shù)K。根據(jù)，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)；由表10-2查得使用系數(shù)；由表10-3查得；由表10-4查得；由圖10-13查得6) 按實(shí)際載荷系數(shù)算。7) 計(jì)算模數(shù)。3.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式10-17得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1) 計(jì)算載荷系數(shù)。2) 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限；3) 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)；4) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù),由式（10-12）得：5) 查取齒形系數(shù)。由表10-5查得。6) 查取應(yīng)力

12、校正系數(shù)。由表10-5查得。7) 計(jì)算大小齒輪的并加以比較。（3） 設(shè)計(jì)計(jì)算對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)1.55并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)取大齒輪齒數(shù)。這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。4. 計(jì)算幾何尺寸1) 計(jì)算中心距取2) 按圓整后的中心距修正螺旋角由以上計(jì)算列出圓柱斜齒輪參數(shù)如表3.2名稱符號(hào)計(jì)算結(jié)果螺旋角

13、14.418法面模數(shù)2端面模數(shù)2.07法面壓力角端面壓力角法面齒距6.28端面齒距6.48法面基圓齒距6.68法面齒頂高系數(shù)1法面頂隙系數(shù)0.25分度圓直徑d49.56204.44基圓直徑46.57192.11端面變位系數(shù)0齒頂高2齒根高2.5齒頂圓直徑53.56208.44齒根圓直徑44.56199.44法面齒厚3.14端面齒厚3.25當(dāng)量齒數(shù)26.42 108.98計(jì)算過程與說明計(jì)算結(jié)果三、開式圓柱直齒輪傳動(dòng)1.選定精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1) 與圓錐齒輪相同選用7級(jí)精度。2) 材料選擇。由表10-1選擇小齒輪材料為ZG340-640（調(diào)質(zhì)），硬度為260HBS，大齒輪材料為ZG340-460

14、（常化），硬度為220HBS，二者材料硬度差40HBS。3) 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取。2.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由式10-17得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）計(jì)算載荷系數(shù)。2）由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限；3）由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。4) 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)；5) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù),由式（10-12）得：6) 查取齒形系數(shù)。由表10-5查得。7) 查取應(yīng)力校正系數(shù)。由表10-5查得。8) 計(jì)算大小齒輪的并加以比較。（4） 設(shè)計(jì)計(jì)算由此計(jì)算結(jié)果，將模數(shù)增大15%得：取m=3由以上計(jì)算列出開

15、始圓柱齒輪參數(shù)如表3.3m=3名稱符號(hào)標(biāo)準(zhǔn)齒輪傳動(dòng)小齒輪大齒輪變位系數(shù)x00節(jié)圓直徑d69204嚙合角20齒頂高3齒根高3.75齒頂圓直徑75210齒根圓直徑61.5106.5中心距a273中心距變動(dòng)系數(shù)y0齒頂高降低系數(shù)0第4節(jié) 軸的校核計(jì)算計(jì)算過程與說明結(jié)果1、 中間軸的校核計(jì)算1. 已知中間軸上的功率、轉(zhuǎn)速、；和轉(zhuǎn)矩、。；2. 求作用在齒輪上的力已知高速級(jí)大圓錐齒輪平均分度圓直徑為而已知低速級(jí)大圓柱斜齒輪分度圓直徑為而圓周力徑向力及軸向力的方向如圖4.1所示。3. 初步確定軸的最小直徑先按式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3，取，于是得4.

16、求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出州的計(jì)算簡(jiǎn)圖。在確定軸承的支點(diǎn)位置時(shí)，應(yīng)從手冊(cè)中查取a值。對(duì)于7208C型軸承，由手冊(cè)差得a=17mm。因此，作為簡(jiǎn)支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面齒輪軸的齒輪溝槽處事危險(xiǎn)截面。現(xiàn)將計(jì)算出的截面溝槽處的、及的值列于下表載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T5. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度。根據(jù)式（15-5）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查

17、得。因此，故安全。6. 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度（1） 判斷危險(xiǎn)截面危險(xiǎn)截面為齒輪的溝槽處（2） 截面左側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面左側(cè)上的彎矩截面上的轉(zhuǎn)矩截面上彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力因彎曲應(yīng)力為對(duì)成循環(huán)變應(yīng)力，故其應(yīng)力幅和平均應(yīng)力分別為因扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，故其應(yīng)力幅和平均應(yīng)力分別為（3） 材料的極限應(yīng)力查表得由碳鋼的材料常數(shù)為取（4） 截面的綜合影響系數(shù)。1） 有效應(yīng)力集中系數(shù)2） 絕對(duì)尺寸系數(shù)；3） 表面狀態(tài)系數(shù)由，插值得。4） 計(jì)算截面的綜合影響系數(shù)（5） 計(jì)算安全系數(shù)取S=1.5，由式（6） 截面右側(cè)（7） 求截面上的應(yīng)力抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面左側(cè)上的彎矩截面上的轉(zhuǎn)矩

18、截面上彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力因彎曲應(yīng)力為對(duì)成循環(huán)變應(yīng)力，故其應(yīng)力幅和平均應(yīng)力分別為因扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，故其應(yīng)力幅和平均應(yīng)力分別為（8） 材料的極限應(yīng)力查表得由碳鋼的材料常數(shù)為取（9） 截面的綜合影響系數(shù)。5） 有效應(yīng)力集中系數(shù)6） 絕對(duì)尺寸系數(shù)；7） 表面狀態(tài)系數(shù)由，插值得。8） 計(jì)算截面的綜合影響系數(shù)（10） 計(jì)算安全系數(shù)取S=1.5，由式（11）故該軸在截面的強(qiáng)度是足夠的。本軸因無大的瞬時(shí)過載及嚴(yán)重的應(yīng)力循環(huán)不對(duì)稱，故可略去靜強(qiáng)度校核。第5節(jié) 滾動(dòng)軸承和鍵連接的強(qiáng)度計(jì)算計(jì)算過程與說明結(jié)果1. 軸承計(jì)算（1） 試選用7208C角接觸滾動(dòng)軸承（2） 計(jì)算1） 求比值2） 相對(duì)軸向

19、載荷3） 計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P，根據(jù)式（13-8a）按照表13-6，取按照表13-5，則4） 根據(jù)式（13-6）求軸承應(yīng)有的基本額定動(dòng)載荷值5） 要求工作時(shí)間t為所以此軸承可用2. 鍵的校核1） 根據(jù)軸直徑和長選取鍵14X452） 由取3） 鍵的工作長度4） 鍵槽的接觸高度5） 由式（6-1）得：第6節(jié) 聯(lián)軸器的選擇計(jì)算過程與說明結(jié)果1. 高速軸的聯(lián)軸器選擇1） 電動(dòng)機(jī)伸出軸直徑為d=38mm；2） 高速軸選擇有彈性元件的撓性聯(lián)軸器；3） 由電動(dòng)機(jī)伸出軸的直徑可選LX型彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T 5014-2003）型號(hào)為LX3；4） LX3聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩，許用轉(zhuǎn)速，分別大于高速軸的數(shù)值；5） 由電動(dòng)機(jī)伸出軸的長度選擇型連接電動(dòng)機(jī)，Y型連接高速軸。2. 輸出軸的聯(lián)軸器選擇1） 輸出軸為低速軸選擇剛性聯(lián)軸器，凸緣聯(lián)軸器（GB/T 5843-2003）2） 軸的