1、- - 說明書一、傳動方案擬定.2 二、電動機的選擇.2 三、計算總傳動比及分配各級的傳動比.4 四、運動參數及動力參數計算.5 五、傳動零件的設計計算.6 六、軸的設計計算.12 七、滾動軸承的選擇及校核計算.19 八、鍵聯接的選擇及計算. 22 設計題目：帶式運輸機傳動裝置設計機電系 08 機制 1 班姓名：徐文平學號：0804021035 指導教師：朱雙霞2010 年 12 月 3 日- - 計算過程及計算說明一、傳動方案擬定第三組：設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動（1 ）工作條件：使用年限8 年，工作為二班工作制，載荷平穩，環境清潔。（2 ）原始數據：滾筒圓周力f=1000n；帶速

2、v=2.0m/s；滾筒直徑 d=500mm；滾筒長度 l=500mm。二、電動機選擇1、電動機類型的選擇：y 系列三相異步電動機2、電動機功率選擇：（1 ）傳動裝置的總功率：總=帶2軸承齒輪聯軸器滾筒=0.96 0.9820.97 0.99 0.96 =0.85 (2) 電機所需的工作功率：p工作=fv/1000總=1000 2/10000.8412 =2.4kw 3、確定電動機轉速：計算滾筒工作轉速：n筒=601000v/d=60 1000 2.0/ 50=76.43r/min 按手冊 p7 表 1 推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍 ia=36。取 v 帶傳動比 i

3、1=24，則總傳動比理時范圍為i a=624。故電動機轉速的可選范圍為nd=i af=1000n v=2.0m/s d=500mm l=500mm n滾筒=76.4r/min 總=0.8412 p工作=2.4kw - - n筒= （624）76.43=4591834r/min 符合這一范圍的同步轉速有750 、1000 、和 1500r/min。根據容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳支比方案： 如指導書 p15 頁第一表。 綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、 減速器的傳動比， 可見第 2 方案比較適合， 則選 n=1000r/min 。4、確定電動機

4、型號根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為 y132s-6。其主要性能：額定功率：3kw ，滿載轉速960r/min，額定轉矩2.0 。質量 63kg 。三、計算總傳動比及分配各級的偉動比1、總傳動比： i總=n電動/n筒=960/76.4=12.57 2、分配各級偉動比（1 ）據指導書 p7 表 1 ，取齒輪 i齒輪=6 （單級減速器i=36合理）（2 ）i總=i齒輪i 帶i帶=i總/i齒輪=12.57/6=2.095 四、運動參數及動力參數計算1、計算各軸轉速（r/min ）ni=n 電機 =960r/min nii=ni/i帶=960/2.095=458.2

5、(r/min) niii=nii/i齒輪=458.2/6=76.4(r/min) 2、計算各軸的功率（kw ）pi=p工作=2.4kw pii=pi帶=2.4 0.96=2.304kw piii=pii軸承齒輪=2.3040.98 0.96 =2.168kw 3、計算各軸扭矩（n mm ）ti=9.55 106pi/ni=9.55 1062.4/960 =23875n mm tii=9.55 106pii/nii =9.55 1062.304/458.2 =48020.9nmm tiii=9.55 106piii/niii=9.55 1062.168/76.4 =271000n mm 五、傳動

6、零件的設計計算1、皮帶輪傳動的設計計算（1）選擇普通 v 帶截型電動機型號y132s-6 i總=12.57 據手冊得i齒輪=6 i帶=2.095 ni =960r/min nii=458.2r/min niii=76.4r/min pi=2.4kw pii=2.304kw piii=2.168kw ti=23875n mm tii=48020n mm tiii=271000n mm - - 由課本 p83 表 5-9 得： ka=1.2 pc=kap=1.2 3=3.9kw 由課本 p82 圖 5-10得：選用 a 型 v 帶（2）確定帶輪基準直徑，并驗算帶速由課本圖 5-10得，推薦的小帶輪

7、基準直徑為75100mm 則取 dd1=100mmdmin=75 dd2=n1/n2 dd1=960/458.2100=209.5mm 由課本 p74 表 5-4 ，取 dd2=200mm 實際從動輪轉速n2 =n1dd1/dd2=960 100/200 =480r/min 轉速誤差為： n2-n2 /n2=458.2-480/458.2 =-0.0481200（適用）（5）確定帶的根數根據課本 p78 表（ 5-5 ）p1=0.95kw 根據課本 p79 表（ 5-6 ）p1=0.11kw 根據課本 p81 表（ 5-7 ）k =0.96根據課本 p81 表（ 5-8 ）kl=0.96 由課

8、本 p83 式（ 5-12 ）得dd2=209.5mm 取標準值dd2=200mm n2 =480r/minv=5.03m/s 210mma0 600mm取 a0=500 ld=1400mm a0=462mm - - z=pc/p =pc/(p1+ p1)k kl=3.9/(0.95+0.11) 0.96 0.96 =3.99 (6) 計算軸上壓力由課本 p70 表 5-1 查得 q=0.1kg/m，由式（ 5-18 ）單根 v 帶的初拉力：f0=500pc/zv （2.5/k -1 ）+qv2=500 3.9/4 5.03 (2.5/0.96-1)+0.15.032n =158.01n 則作

9、用在軸承的壓力fq，由課本p87 式（ 5-19 ）fq=2zf0sin 1/2=2 4158.01sin167.6/2 =1256.7n 2、齒輪傳動的設計計算（1 ）選擇齒輪材料及精度等級考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40cr調質，齒面硬度為240260hbs。大齒輪選用45 鋼，調質，齒面硬度220hbs ；根據課本 p139表 6-12選 7 級精度。齒面精糙度ra 1.63.2m(2) 按齒面接觸疲勞強度設計由 d1 76.43(kt1(u+1)/du h2)1/3由式（ 6-15 ）確定有關參數如下：傳動比i齒=6 取小齒輪齒數z1=20 。則大齒輪齒數：z

10、2=iz1=620=120 實際傳動比 i0=120/2=60 傳動比誤差： i-i0/i=6-6/6=0%2.5% 可用齒數比： u=i0=6 由課本 p138表 6-10取 d=0.9 (3) 轉矩 t1 t1=9.55 106p/n1=9.55 1062.4/458.2 =50021.8nmm (4) 載荷系數 k 由課本 p128表 6-7 取 k=1 (5) 許用接觸應力 h h= hlimznt/sh 由課本 p134圖 6-33查得：hlimz1=570mpa hlimz2=350mpa 由課本 p133式 6-52計算應力循環次數nlnl1=60n1rth=60 458.2 1

11、(16 365 8) =1.28 109nl2=nl1/i=1.28 109/6=2.14108由課本 p135圖 6-34查得接觸疲勞的壽命系數：znt1=0.92 znt2=0.98 通用齒輪和一般工業齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數sh=1.0 h1=hlim1znt1/sh=570 0.92/1.0mpa =524.4mpa z=4根f0=158.01n fq =1256.7n i齒=6 z1=20 z2=120 u=6 t1=50021.8nmm hlimz1=570mpahlimz2=350mpanl1=1.28 109 nl2=2.14 108 znt1=0.92 znt2=0

12、.98 - - h2=hlim2znt2/sh=350 0.98/1.0mpa =343mpa 故得：d1 76.43(kt1(u+1)/du h2)1/3=76.43150021.8(6+1)/0.9 634321/3mm =48.97mm 模數： m=d1/z1=48.97/20=2.45mm 根據課本 p107 表 6-1 取標準模數： m=2.5mm (6) 校核齒根彎曲疲勞強度根據課本 p132 （6-48 ）式f=(2kt1/bm2z1)yfaysa h 確定有關參數和系數分度圓直徑： d1=mz1=2.5 20mm=50mm d2=mz2=2.5 120mm=300mm 齒寬：

13、b=dd1=0.9 50mm=45mm 取 b=45mm b1=50mm (7) 齒形系數 yfa和應力修正系數ysa根據齒數 z1=20,z2=120由表 6-9 相得yfa1=2.80 ysa1=1.55 yfa2=2.14 ysa2=1.83 (8) 許用彎曲應力 f 根據課本 p136 （6-53 ）式： f= flim ystynt/sf由課本圖 6-35c查得：flim1=290mpa flim2 =210mpa 由圖 6-36查得： ynt1=0.88 ynt2=0.9 試驗齒輪的應力修正系數yst=2 按一般可靠度選取安全系數sf=1.25 計算兩輪的許用彎曲應力 f1=fli

14、m1 ystynt1/sf=290 20.88/1.25mpa =408.32mpa f2=flim2 ystynt2/sf =210 20.9/1.25mpa =302.4mpa 將求得的各參數代入式（6-49 ）f1=(2kt1/bm2z1)yfa1ysa1=(2 150021.8/452.5220) 2.80 1.55mpa =77.2mpa f1f2=(2kt1/bm2z2)yfa1ysa1=(2 150021.8/452.52120) 2.14 1.83mpa =11.6mpa f2故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠(9) 計算齒輪傳動的中心矩a a=m/2(z1+z2)=2.5/2(20+

15、120)=175mm (10) 計算齒輪的圓周速度v h1=524.4mpa h2=343mpad1=48.97mm m=2.5mm d1=50mm d2=300mm b=45mm b1=50mm yfa1=2.80 ysa1=1.55 yfa2=2.14 ysa2=1.83 flim1=290mpaflim2 =210mpaynt1=0.88 ynt2=0.9 yst=2 sf=1.25 f1=77.2mpaf2=11.6mpa- - v=d1n1/60 1000=3.14 50458.2/601000 =1.2m/s 六、軸的設計計算輸入軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用 45# 調質，硬

16、度217255hbs 根據課本 p235 （10-2 ）式，并查表10-2 ，取 c=115 d 115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm 考慮有鍵槽，將直徑增大5% ，則d=19.7(1+5%)mm=20.69 選 d=22mm 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，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定（2 ）確定軸各段直徑和長度工段： d1=22mm 長度取 l1=50mm h=2c c=1.5mm ii 段:d2=d1+2h=2

17、2+2 21.5=28mm d2=28mm 初選用 7206c型角接觸球軸承，其內徑為30mm, 寬度為 16mm. 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55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm, 故 ii 段長：l2= （2+20+16+55）=93mm iii段直徑 d3=35mm l3=l1-l=50-2=48mm 段直徑 d4=45mm 由手冊得： c=1.5 h=2c=21.5=3mm d4=d3+2h=35+2 3=41mm 長度與右面的套筒相同

18、，即l4=20mm 但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便于軸承的拆卸，應按標準查取由手冊得安裝尺寸h=3. 該段直徑應取： （30+32）=36mm 因此將 段設計成階梯形，左段直徑為36mm 段直徑 d5=30mm. 長度 l5=19mm 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距l=100mm (3) 按彎矩復合強度計算求分度圓直徑：已知d1=50mm 求轉矩：已知t2=50021.8nmm a =175mm v =1.2m/s d=22mm d1=22mm l1=50mm d2=28mm l2=93mm d3=35mm l3=48mm d4=41mm l4=20mm d5=30mm l=100

19、mm - - 求圓周力： ft 根據課本 p127 （6-34 ）式得ft=2t2/d2=50021.8/50=1000.436n 求徑向力 fr 根據課本 p127 （6-35 ）式得fr=ft tan =1000.436 tan200=364.1n 因為該軸兩軸承對稱，所以：la=lb=50mm (1) 繪制軸受力簡圖（如圖a）（2 ）繪制垂直面彎矩圖（如圖b ）軸承支反力：fay=fby=fr/2=182.05n faz=fbz=ft/2=500.2n 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mc1=fayl/2=182.0550=9.1n m (3)繪制水平面彎矩圖（

20、如圖c）截面 c 在水平面上彎矩為：mc2=fazl/2=500.250=25n m (4) 繪制合彎矩圖（如圖d ）ft =1000.436n fr=364.1n fay =182.05n fby =182.05n faz =500.2n mc1=9.1n m mc2=25nm - - mc=(mc12+mc22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6n m (5) 繪制扭矩圖（如圖e）轉矩： t=9.55（p2/n2）106=48nm (6) 繪制當量彎矩圖（如圖f）轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環變化，取=1 ，截面 c 處的當量彎矩：mec=mc2+( t)21/2=26.62

21、+(1 48)21/2=54.88n m (7) 校核危險截面c 的強度由式（ 6-3 ） e=mec/0.1d33=99.6/0.1 413=14.5mpa -1b=60mpa 該軸強度足夠。輸出軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用 45# 調質鋼，硬度（ 217255hbs）根據課本 p235 頁式（ 10-2 ） ，表（ 10-2 ）取 c=115 d c(p3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm 取 d=35mm 2、軸的結構設計（1 ）軸的零件定位，固定和裝配單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定

22、位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。（2 ）確定軸的各段直徑和長度初選 7207c型角接球軸承，其內徑為35mm，寬度為 17mm。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長 41mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm 。(3) 按彎扭復合強度計算求分度圓直徑：已知d2=300mm 求轉矩：已知t3=271n m 求圓周力 ft：根據課本p127 （6-34 ）式得ft=2t3/d2=2271 103/300=1806.7n 求

23、徑向力 fr 根據課本 p127 （6-35 ）式得fr=ft tan =1806.7 0.36379=657.2n 兩軸承對稱la=lb=49mm (1) 求支反力 fax、fby、faz、fbzfax=fby=fr/2=657.2/2=328.6n faz=fbz=ft/2=1806.7/2=903.35n (2) 由兩邊對稱，書籍截c 的彎矩也對稱mc =26.6n m t=48n m mec =99.6n m e =14.5mpa -1b d=35mm ft =1806.7n fax=fby =328.6n faz=fbz =903.35n - - 截面 c 在垂直面彎矩為mc1=fa

24、yl/2=328.649=16.1nm (3) 截面 c 在水平面彎矩為mc2=fazl/2=903.3549=44.26nm (4) 計算合成彎矩mc= （mc12+mc22）1/2= （16.12+44.262）1/2 =47.1n m (5) 計算當量彎矩：根據課本p235得 =1mec=mc2+( t)21/2=47.12+(1 271)21/2=275.06nm (6) 校核危險截面c 的強度由式（ 10-3 ） e=mec/ （0.1d ）=275.06/(0.1 453) =1.36mpa-1b=60mpa 此軸強度足夠七、滾動軸承的選擇及校核計算根據根據條件，軸承預計壽命163

25、65 8=48720小時1、計算輸入軸承（1 ）已知 n=458.2r/min 兩軸承徑向反力：fr1=fr2=500.2n 初先兩軸承為角接觸球軸承7206ac型根據課本 p265 （11-12）得軸承內部軸向力fs=0.63fr則 fs1=fs2=0.63fr1=315.1n (2) fs1+fa=fs2fa=0 故任意取一端為壓緊端，現取1 端為壓緊端fa1=fs1=315.1n fa2=fs2=315.1n (3) 求系數 x、y fa1/fr1=315.1n/500.2n=0.63 fa2/fr2=315.1n/500.2n=0.63 根據課本 p263 表（ 11-8 ）得 e=0

26、.68 fa1/fr1e x1=1 fa2/fr2e x2=1 y1=0 y2=0 (4) 計算當量載荷p1、p2根據課本 p263 表（ 11-9 ）取 f p=1.5 根據課本 p262 （11-6 ）式得p1=fp(x1fr1+y1fa1)=1.5(1 500.2+0)=750.3n p2=fp(x2fr1+y2fa2)=1.5(1 500.2+0)=750.3n (5) 軸承壽命計算p1=p2故取 p=750.3n 角接觸球軸承 =3mc1=16.1n m mc2=44.26n m mc =47.1n m mec =275.06nm e =1.36mpa48720h 預期壽命足夠2、計算輸出軸承(1) 已知 n=76.4r/min fa=0 fr=faz=903.35n 試選 7207ac型角接觸球軸承根據課本 p265 表（ 11-12）得 fs=0.