1、畢業（論文）設計說明書1 帶式運輸機的工作原理（二級展開式圓柱齒輪減速器帶式運輸機的傳動示意圖）2工作情況：已知條件1) 工作條件：單向運轉，有輕微振動，經常滿載，空載啟動，單班制工作，使用期限5年，輸送帶速度容許誤差為+5%3原始數據題號參數1運輸帶工作拉力F/KN1600運輸帶工作速度v/(m/s)卷筒直徑D/mm340注：運輸帶與卷筒之間卷筒軸承的摩擦影響已經在F中考慮。 二 動力機選擇因為動力來源：電力，三相交流電，電壓380/220V；所以選用常用的封閉式系列的 交流電動機。1 電動機容量的選擇1） 工作機所需功率Pw 由題中條件 查詢工作情況系數KA（見1表8-6），查得K A=設

2、計方案的總效率 n0=n1*n2*n3*n4*n5*n6本設計中的聯軸器的傳動效率（2個），軸承的傳動效率 （4對）， 齒輪的傳動效率（2對），本次設計中有8級傳動效率 其中（兩對聯軸器的效率取相等） （123為減速器的3對軸承） =0.98（4為卷筒的一對軸承） .（兩對齒輪的效率取相等）=32） 電動機的輸出功率Pw=kA*=KWP0Pw/，=3 P0KW2 電動機轉速的選擇由執行機構的曲柄轉速為n=r/min，經查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i24，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i840，則總傳動比合理范圍為i16160，電動機轉速的可選范圍為nin（16160）6744r/m

3、in。3電動機型號的確定由表查出電動機型號為Y132m1-6,其額定功率為4kW，滿載轉速960r/min。基本符合題目所需的要求。 三 計算傳動裝置的運動和動力參數傳動裝置的總傳動比及其分配1 計算總傳動比 由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為：nm/nw nw nm=960r/min i2 合理分配各級傳動比由于減速箱是展開式布置，所以i1（1.3-1.5）i2。因為i，取i23，估測選取 i1 i2速度偏差為0.5%，所以可行。3 各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩 轉速的計算 （1）各軸轉速 高速I n1=960 r/min 中間軸II n2=r/min

4、 低速軸III n3= r/min 卷筒 n4r/min。各軸功率（2） 各軸輸入功率 P0=4Kw 高速I P1 = P0*= Kw 中間軸II P2=P1* = Kw 低速軸III P3=P2*=Kw 卷筒 P4=P3*= Kw 各軸轉矩 電動機轉軸 T0=2.2 N高速I T1= =N 中間軸II T2= = N 低速軸III T3= = N 卷筒 T4= N項 目電動機軸高速軸I中間軸II低速軸III卷筒轉速（r/min）960960功率（kW）4轉矩（Nm）傳動比111效率1四 傳動件設計計算（齒輪） 1 選精度等級、材料及齒數1） 材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬

5、度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。2） 精度等級選用7級精度；3） 試選小齒輪齒數z120，大齒輪齒數z2108的；2 按齒面接觸強度設計因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算。確定各參數的值:試選查課本 選取區域系數 Z=2.425 由課本 則由課本公式10-13計算應力值環數N=60nj =609601（283655）10hN= 10h (4.8為齒數比,即4.8=)查課本圖得：K=0.9 K齒輪的疲勞強度極限 取失效概率為1%,安全系數S=1,應用得:=600=540= 許用接觸應力 查課本由表得： 由表

6、得: =13.設計計算小齒輪的分度圓直徑d=計算圓周速度計算齒寬b和模數計算齒寬b b=40.31mm計算摸數m 初選螺旋角=14=計算齒寬與高之比齒高 =計算縱向重合度=計算載荷系數K使用系數=1。25根據,7級精度, 查課本得動載系數K=1.08,查課本得K的計算公式:K= 10b1) 10查課本由表10-13得: K查課本由表10-3 得: K=故載荷系數:KK K K K =1按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑d=d=計算模數=4. 齒根彎曲疲勞強度設計由彎曲強度的設計公式 確定公式內各計算數值 小齒輪傳遞的轉矩kNm 確定齒數z計算當量齒數zz/cos20/ cos152 zz/c

7、os1088/ cos15 初選齒寬系數 按對稱布置，由表查得1 初選螺旋角 初定螺旋角 15 載荷系數KKK K K K=181.41.4 查取齒形系數Y和應力校正系數Y查課本由得:齒形系數Y Y 應力校正系數Y Y 重合度系數Y軸向重合度 螺旋角系數Y查課本得到彎曲疲勞強度極限小齒輪 大齒輪查課本由表10-18得彎曲疲勞壽命系數:K=0.88 K=0.9 = 大齒輪的數值大.選用. 設計計算 計算模數對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標準模數,取m=2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得

8、的分度圓直徑d來計算應有的齒數.于是由:z= 取z=21那么z21=113 幾何尺寸計算計算中心距 a=將中心距圓整為139按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數,等不必修正.分度圓直徑d=d=計算齒輪寬度B=圓整的 （二） 低速級齒輪傳動的設計計算 材料：低速級小齒輪選用鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數=25速級大齒輪選用鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS 圓整取z=100. 齒輪精度按GB/T100951998，選擇7級，齒根噴丸強化。 按齒面接觸強度設計1. 確定公式內的各計算數值試選K查課本選取區域系數Z試選,查課本查得 9 應力循環次數N=

9、60njL=601(283005)10 N=107由課本圖10-19查得接觸疲勞壽命系數K= K= 查課本由圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限,大齒輪的接觸疲勞強度極限取失效概率為1%,安全系數S=1,則接觸疲勞許用應力=540=54 查課本查材料的彈性影響系數Z=選取齒寬系數 2. 計算圓周速度 3. 計算齒寬b=d=71.044. 計算齒寬與齒高之比 模數 m= 齒高m5. 計算縱向重合度6. 計算載荷系數KK10b =1.12+0.18(1+0.6)+ 10使用系數K=1 同高速齒輪的設計,查表選取各數值=1.04 K=1.35 K=K故載荷系數K=17. 按實際載荷系

10、數校正所算的分度圓直徑d=d=計算模數3. 按齒根彎曲強度設計m確定公式內各計算數值（1） 計算小齒輪傳遞的轉矩kNm（2） 確定齒數z因為是硬齒面，故取z25，zi z100（3） 初選齒寬系數 按對稱布置，由表查得1（4）初選螺旋角 初定螺旋角15（5）載荷系數KKK K K K=141.21.6848（6）當量齒數 zz/cos zz/cos由課本查得齒形系數Y和應力修正系數Y （7） 螺旋角系數Y軸向重合度 3Y10.73（8） 計算大小齒輪的 查課本由圖10-20c得齒輪彎曲疲勞強度極限 查課本由圖10-18得彎曲疲勞壽命系數K=0.90 K= 計算大小齒輪的,并加以比較 大齒輪的數

11、值大,選用大齒輪的尺寸設計計算. 計算模數對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，按GB/T1357-1987圓整為標準模數,取m=3mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=來計算應有的齒數.z=27 取z=23z= 取z=92 初算主要尺寸計算中心距 a=將中心距圓整為179 修正螺旋角=arccos因值改變不多,故參數,等不必修正 分度圓直徑 d=d= 計算齒輪寬度圓整后取 五 軸的設計（在本次設計中由于要減輕設計負擔，在計算上只校核一根低速軸的強度）A 低速軸3的設計1總結以上的數據。功率轉矩轉速齒輪分度圓直徑壓

12、力角KwNmr/minmm202求作用在齒輪上的力F= F= F F= Ftan=N圓周力F，徑向力F及軸向力F的方向如圖示:3. 初步確定軸的最小直徑先按課本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,根據課本取輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯軸器吻合,故需同時選取聯軸器的型號,選取因為計算轉矩小于聯軸器公稱轉矩,所以查機械設計手冊選取HL4型彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為1250Nm,半聯軸器的孔徑4. 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a 為了滿足半聯軸器的軸向定位要求1-2軸段右端要求制出一軸肩；固取2-3段的直徑d2-3=57mm;左

13、端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=60。半聯軸器與軸配合的轂孔長度L1= 82mm ,為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，固取1-2斷的長度應比L1略短一些，現取L1-2=80mmb 初步選擇滾動軸承?？紤]到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當量摩擦系數最少。在高速轉時也可承受純的軸向力，工作中容許的內外圈軸線偏斜量=8-16大量生產價格最低，固選用深溝球軸承又根據d2-3=57mm 選 30312號右端采用軸肩定位 查2 又根據d2-3=57mm和上表取d3-4=d7-8=60軸肩與軸環的高度（圖中a所以在d7-8=60mm d4-5=72mmc 取安裝齒輪處

14、的軸段6-7的直徑d6-7=65mm齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位，已知齒輪的輪轂的寬度為72，為了使套筒能可靠的壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，固取l6-7=67mm,齒輪的右端采用軸肩定位軸肩高度取 （0.1倍）這里去軸肩高度h=65-6=77mm.軸的寬度去b=1.4h,取軸的寬度為L5-6=12mm.d 軸承端蓋的總寬度為20mm（有減速器和軸承端蓋的機構設計而定）根據軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯軸器的,距離為30mm。固取L2-3=50mm e 取齒輪與箱體的內壁的距離為a=13.5mm 小齒輪與大齒輪的間距為mm，考慮到箱體的制造誤差，在確定軸承的

15、位置時，應與箱體的內壁,有一段距離s,取s=8mm,已知滾動軸承的寬度T=3mm小齒輪的輪轂長L=40mm則 L7-8 =T+s+a+(72-70)=57mm L4-5=L+c+a+s-L5-6=76mm至此已初步確定軸得長度3) 軸上零件得周向定位齒輪，半聯軸器與軸的周向定位都采用平鍵聯接。按d4-5=65mm 由 手冊查得平鍵的截面 b*h=16*10 (mm) L=56mm同理按 d1-2=50mm. b*h=10*8 ,L=70。同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選H7/n6。半聯軸器與軸得配合選H7/k6。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，

16、此處選軸的尺寸公差為m6。4) 確定軸的的倒角和圓角參考1表15-2，取軸端倒角為*45各軸肩處的圓角半徑見上圖5) 求軸上的載荷（見下圖）首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸的支點位置時，應從手冊中查出a值參照1圖15-23。對與61809，由于它的對中性好所以它的支點在軸承的正中位置。因此作為簡支梁的軸的支撐跨距為182mm。根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖計算齒輪*103 N Fr= N F= Ftan=N通過計算有FNH1= N NM 同理有N 載荷水平面H垂直面V支反力FNH1=1846.99N FNH2= NFNV1= FNV2=N總彎矩MH= NM 扭矩N6） 按彎

17、扭合成應力校核軸的強度進行校核時通常只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面（即危險截面C的強度） 根據中的取值，且0.6（式中的彎曲應力為脈動循環變應力。當扭轉切應力為靜應力時取0.3；當扭轉切應力為脈動循環變應力時?。?）計算軸的應力 （軸上載荷示意圖） 7）精確校核軸的疲勞強度1) 判斷危險截面截面A,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕地確定的，所以截面A,B均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應力最大。截面的應力集中的影響和截面的相近

18、，但截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必作強度校核。截面C上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面和V顯然更不必校核。鍵槽的應力集中系數比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側即可。2) 截面左側 抗彎截面系數抗扭截面系數 截面截面左側的彎矩截面上的扭矩為 N截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力軸的材料為45號鋼，調質處理，由1表15-1查得 ，截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及按1附表3-2查取。因，經插值后可查得 ， 又由1附圖3-1可得軸的材料的敏性系數為 故有效應力集中系數按1式（附3-4）為由1

19、附圖3-2得尺寸系數；由1附圖3-3得扭轉尺寸系數。軸按磨削加工，由1附圖3-4得表面質量系數為軸未經表面強化處理，即，則按1式（3-12）及（3-12a）得綜合系數值為綜合系數為： KK碳鋼的特性系數 安全系數S=25S13S=1.5 所以它是安全的截面右側=216000抗扭系數 =43200000截面左側的彎矩M為 M=642045截面上的扭矩為 =784900截面上的彎曲應力 截面上的扭轉應力 =K=K=所以 綜合系數為：K=2.8 K碳鋼的特性系數 取0.1 安全系數S=SS=1.5 所以它是安全的本題因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，軸的設計計算結束

20、。B中間軸 2 的設計1總結以上的數據。功率轉矩轉速齒輪分度圓直徑壓力角 KwNmr/minmm202求作用在齒輪上的力 F= F F= Ftan=3 初步確定軸的直徑先按式115-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼。根據表115-3選取A0=112。于是有輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑,為了使所選的軸與聯軸器吻合,故需同時選取聯軸器的型號選取HL2型彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為315000Nm半聯軸器的孔徑5. 軸的結構設計A 擬定軸上零件的裝配方案B 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度由低速軸的設計知 ，由于軸承選定所以軸的最小直徑為25mm所以左端L1-2 =

21、L5-6=40mm l4-5=65mm左端軸承采用軸肩定位由2查得 軸承的軸肩高度為2.5mm所以d2-3=40mm ,同理右端軸承的直徑為d1-2= d5-6=3在右端大齒輪在里減速箱內壁為a=12mm，因為大齒輪的寬度為42mm,且采用軸肩定位所以左端到軸肩的長度為L2-3=45mm8mm為軸承里減速器內壁的厚度又因為在兩齒輪嚙合時，小齒輪的齒寬比大齒輪多5mm,所以取d4-5=40mm同樣取在該軸小齒輪與減速器內壁的距離為12mm由于第三軸的設計時距離也為12mm所以d3-4=45mmL3-4 =6所以齒輪的定位軸肩長度高度為3mm至此二軸的外形尺寸全部確定。C 軸上零件得周向定位齒輪，

22、軸的周向定位都采用平鍵聯接。按d4-5=35mm 由 手冊查得平鍵的截面 b*h=10*8(mm)見2表4-1,L=36mm同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選H7/n6。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。D 確定軸的的倒角和圓角參考1表15-2，取軸端倒角為1.2*45C第一軸 1 的設計1總結以上的數據。2求作用在齒輪上的力3 初步確定軸的直徑先按式115-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼。根據表115-3選取A0=112。于是有4 聯軸器的型號的選取查表,取Ka=1.5則；Tca=Ka*T1=Nm因為計算

23、轉矩小于聯軸器公稱轉矩,所以查機械設計手冊選取TL4型彈性套柱銷聯軸器其公稱轉矩為63Nm,半聯軸器的孔徑5. 軸的結構設計A 擬定軸上零件的裝配方案B 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a 為了滿足半聯軸器的軸向定位要求1-2軸段右端要求制出一軸肩；固取2-3段的直徑d2-3=24mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=27。半聯軸器與軸配合的轂孔長度L1=40mm ,為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，固取1-2斷的長度應比L1略短一些，現取L1-2=40mmb 初步選擇滾動軸承?？紤]到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當量摩擦系數最少。在高速轉時也

24、可承受純的軸向力，工作中容許的內外圈軸線偏斜量=8-16，大量生產價格最低固選用深溝球軸承,又根據d2-3=24mm,所以選軸承。右端采用軸肩定位 查2 又根據d2-3=24mm和上表取d3-4=28mmc 取安裝齒輪處的軸段4-5的直徑d4-5=32mm d 軸承端蓋的總寬度為15mm（由減速器和軸承端蓋的機構設計而定）根據軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯軸器的距離為25mm。固取L2-3=50mm ，c=15mm，考慮到箱體的制造誤差，在確定軸承的位置時，應與箱體的內壁有一段距離s,取s=8mm已知滾動軸承的寬度T=12mm小齒輪的輪轂長L=50mm，則L3-4 =

25、18mm 至此已初步確定軸得長度 有因為兩軸承距離為189，含齒輪寬度所以各軸段都已經確定，各軸的倒角、圓角查表1 表15-2六箱體及其附件的結構設計 1）減速器箱體的結構設計箱體采用剖分式結構，剖分面通過軸心。下面對箱體進行具體設計：箱體的尺寸直接影響它的剛度。首先要確定合理的箱體壁厚。根據經驗公式：（T為低速軸轉矩，Nm）可取。為了保證結合面連接處的局部剛度與接觸剛度，箱蓋與箱座連接部分都有較厚的連接壁緣，箱座底面凸緣厚度設計得更厚些。在軸承座孔與箱底接合面處設置加強肋，減少了側壁的彎曲變形。因為鑄鐵易切削，抗壓性能好，并具有一定的吸振性，且減速器的受載不大，所以箱體可用灰鑄鐵制成。2）減

26、速器附件的結構設計（1）檢查孔和視孔蓋檢查孔用于檢查傳動件的嚙合情況、潤滑情況、接觸斑點及齒側間隙，還可用來注入潤滑油，檢查要開在便于觀察傳動件嚙合區的位置，其尺寸大小應便于檢查操作。視孔蓋用鑄鐵制成，它和箱體之間加密封墊。（2）放油螺塞放油孔設在箱座底面最低處，其附近留有足夠的空間，以便于放容器，箱體底面向放油孔方向傾斜一點，并在其附近形成凹坑，以便于油污的匯集和排放。放油螺塞為六角頭細牙螺紋，在六角頭與放油孔的接觸面處加封油圈密封。（3）油標油標用來指示油面高度，將它設置在便于檢查及油面較穩定之處。（4）通氣器通氣器用于通氣，使箱內外氣壓一致，以避免由于運轉時箱內溫度升高，內壓增大，而引起

27、減速器潤滑油的滲漏。將通氣器設置在檢查孔上，其里面還有過濾網可減少灰塵進入。（5）起吊裝置起吊裝置用于拆卸及搬運減速器。減速器箱蓋上設有吊孔，箱座凸緣下面設有吊耳，它們就組成了起吊裝置。（6）起蓋螺釘為便于起蓋，在箱蓋凸緣上裝設2個起蓋螺釘。拆卸箱蓋時，可先擰動此螺釘頂起箱蓋。（7）定位銷在箱體連接凸緣上相距較遠處安置兩個圓錐銷，保證箱體軸承孔的加工精度與裝配精度減速器機體結構尺寸如下：名稱符號計算公式結果箱座壁厚10箱蓋壁厚9箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度15箱座底凸緣厚度25地腳螺釘直徑M24地腳螺釘數目查手冊6軸承旁聯接螺栓直徑M12機蓋與機座聯接螺栓直徑=（0.50.6）M10軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）10視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）8定位銷直徑=（0.70.8）8，至外機壁距離查機械課程設計指導書表4342218，至凸緣邊緣距離查機械課程設計指導書表42816外機壁至軸承座端面距離=+（812）50大齒輪頂圓與內機壁距離15齒輪端面與內機壁距離10機蓋，機座肋厚9 軸承端蓋外徑+（55.5）120（1軸）125（2軸）150（3軸）七潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇 由于兩對嚙合齒輪中的大齒輪直徑徑相差不大，且它們的速度都不大，所以齒輪傳動可采用浸油潤滑，查2表7-1，選用全損耗系統用油（GB/T 433-1989），