1、一、傳動方案擬定設計帶式輸送機傳動裝置中的一級i員1柱齒輪減速器(1) 工作條件：使用年限10年，每年按300天計算，兩班制工作，載荷平穩。(2) 原始數據:滾筒圓周力f=1.7kn；帶速v= 1.4m/s；滾筒直徑d= 220mmo運動簡圖二、電動機的選擇1、電動機類型和結構型式的選擇：按已知的工作要求和條件，選用丫系列三相異步屯動機。2、確定電動機的功率：(1) 傳動裝置的總效率：n總=1帶xr)2軸承f齒輪f聯軸器xq滾筒=0.96x0.992x0.97x0.99x0.95= 0.86(2) 屯機所需的工作功率：rd=fv/1000q 總= 1700x1.4/1000x0.86= 2.7

2、6kw3、確定電動機轉速：滾筒軸的工作轉速：nw= 60x1000v/ttd= 60x1000x1.4/x220= 121.5r/min根據【2】表2.2中推薦的合理傳動比范圍,取v帶傳動比lv=24,單級圓柱齒輪傳動比范圍lc=35,則 合理總傳動比i的范圍為i=6-20,故電動機轉速的可選范圍為nd=ixnw= (6-20)xl21.5= 729-2430r/min 符合這一范圍的同步轉速有960 r/min和1420r/min。11【2】表8.1查出有三種適用的電動機型號、如下表 方案電動機型號額定功率電動機轉速(r/min)傳動裝置的傳動比kw同轉滿轉總傳動比帶齒倫1 y132s-6

3、3 1000 960 7.9 3 2.632 y100i2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89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，比較兩種方案可知：方案1因電 動機轉速低，傳動裝置尺寸較大，價搟較高。方案2適小。故選擇電動機型號y100l2-4o4、確定電動機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y100l2-4o其主要性能：額定功率：3kw,滿載轉速1420r/min,額定轉矩22。三、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比：i 總=n 電動/n 筒=1420/121.5=11.682、分配各級傳動比(1)

4、 取i帶=3(2) ti總9齒乂)帶兀i齒9總/i帶=11.68/3=3.89四、運動參數及動力參數計算1、計算各軸轉速(r/min)nl = nm/i 帶=1420/3= 473.33(r/min)nll = nl/i 齒=473.33/3.89= 121.67(r/min)滾簡 nw= nl 1 = 473.33/3.89= 121.67(r/min)2、計算各軸的功率(kw)pi = pdxn 帶=2.76x0.96= 2.64kwpii = pixn 軸承"齒輪=2.64x0.99x0.97= 2.53kw3、計算各軸轉矩td= 9.55rd/nm= 9550x2.76/14

5、20= 18.56n?mtl = 9.55p2 入/n1 = 9550x2.64/473.33= 53.26n?mtil = 9.55p2 入/n2= 9550x2.53/121.67= 198.58n?m五、傳動零件的設汁計算1、皮帶輪傳動的設計計算(1) 選擇普通v帶截型由課木1p189表 108得：ka=1.2p=2.76kwpc=kap= 1.2x2.76= 3.3kw據 po3.3kw 和 n1 = 473.33r/min由課本1p18910-12得:選用a型v帶(2) 確定帶輪基準直徑，并驗算帶速由1課木 p190表 10-9.収 dd1 = 95mm>dmin=75 dd2

6、=i 帶 dd1 (1 -s)=3x95x( 1 -0.02)=279.30 mm 由課木1p19010-9,取 dd2=280 帶速 v： v=7tdd1n1/60x1000= 71x95x1420/60x1000= 7.06m/s在525m/s范圍內，帶速合適。(3) 確定帶長和中心距初定中心距a0= 500mmld= 2a0+ 7r(dd1 + dd2)/2+ (dd2-dd1 )2/4a0=2x500+ 3.14(95+ 280)+ (280-95)2/4x450=1605.8mm根據課本1農(10-6)選取和近的ld= 1600mm確定中心距 aa0+ (ld-ld0)/2= 500

7、+ (1600-1605.8)/2=497mm(4) 驗算小帶輪包角a1 = 1800-57.30 x(dd2-dd1)/a= 1800-57.30x(280-95)/497= 158.670>1200 (適用)(5) 確定帶的根數p1 = 1.4kwap1 = 0.17kw單根v帶傳遞的額定功率.據dd1和n1,査課木圖109得 旳時單根v帶的額定功率增量據帶型及i杳1農10-2得 查1表 10-3,得 ka=0.94：查1表 10-4得 kl=0.99z= pq(p1 + ap1)kakl= 3.3/(1.4+0.17) x0.94x0.99= 2.26 (取3 根)(6) 計算軸上

8、壓力由課木1表10-5查得q=0.1kg/m,由課本式(10-20)單根v帶的初拉力：f0=500pozv (2.5/ka) -1 + qv2= 500x3.3/3x7.06(2.5/0.94-1) + 0.10x7.062 = 134.3kn 則作用在軸承的壓力fqfq= 2zf0sin(a1/2)=2x3x134.3sin( 158.67o/2)= 791.9n2、齒輪傳動的設計計算(1) 選擇齒輪材料與熱處理:所設計齒輪傳動屬于閉式傳動，通常齒輪采用軟齒面。查閱農1農6-8,選用價格便宜便于制造的材料，小齒輪材料為45鋼，調質，齒而換度 260hbs：大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度

9、為215hbs；粘度等級：運輸機是-般機器，速度不高，故選8級精度。(2) 按齒面接觸疲勞強度設計由 d1> (6712xkt1 (u+1 )/(pduoh2) 1 /3確定冇關參數如下：傳動比i齒=3.89取小齒輪齒數z1 = 20o則大齒輪齒數:z2=iz1= x20=77.8取z2=78由課本表6-12取(pd=1.1(3) 轉矩t1t1 = 9.55x 106xp1/n1 = 9.55x 106x2.61/473.33= 52660n?mm(4) 載荷系數k :取k=1.2(5) 許用接觸應力°hoh= ohlim zn/shmin 由課本1圖6-37查得：ohlim1

10、 = 610mpaohlim2=500mpa接觸疲勞壽命系數zn：按一年300個工作日，每天16h計算，山公式n =60njtn計算n1 = 60x473.33x10x300x 18=1.36x109n2= n/i= 1.36x109 /3.89= 3.4x108查1課本圖638中曲線1,得zn1 = 1 zn2=1.05 按一般可靠度要求選収安全系數shmin=1.0oh1 = ohlim1zn1/shmin=610x1/1 = 610 mpaah 2= ohlim2zn2/shmin= 500x1.05/1 = 525mpa 故得：d1 > (6712xkt1 (u+1 )/(pdu

11、ah2)1/3=49.04mm模數：m= d1 /z1 = 49.04/20= 2.45mm取課本1p79標準模數第一數列上的值，m=2.5(6) 校核齒根彎曲疲勞強度abb=2kt1yfsbmd1確定冇關參數和系數分度i員苴徑：d1 = mz1 = 2.5x20mm= 50mmd2= mz2= 2.5><78mm= 195mm齒寬:b=(pdd1 = 1.1 x50mm= 55mm取 b2= 55mm b1 = 60mm(7) 復介齒形因數yfs由課本1圖640得：yfs1 = 4.35,yfs2= 3.95(8) 許用彎曲應力ebb根據課*1p116：obb= obblim y

12、n/sfmin山課木圖6-41得彎曲疲勞極限abblim應為：abblim1 = 490mpa abblim2 =410mpa由課木1 圖642得彎曲疲勞壽命系數yn： yn1 = 1 yn2= 1彎曲疲勞的最小安全系數sfmin :按一般可靠性要求，取sfmin=1計算得彎曲疲勞許用應力為obb1 = obbliml yn1/sfmin= 490x 1/1 = 490mpaobb2= obblim2 yn2/sfmin =410><1/1 = 410mpa校核計算abb1 = 2kt1yfs1/ b1md1 = 71.86pa< obb1(>bb2= 2kt1 yfs

13、2/ b2md1 = 72.61 mpa< obb2故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠(9) 計算齒輪傳動的屮心矩aa=(d1 + d2)/2= (50+195)/2= 122.5mm(10) 計算齒輪的圓周速度v計算圓周速度 v= nnld1/60x 1000= 3.14x473.33x50/60x1000= 1.23m/s因為v<6m/s,故取8級粘度合適.六、軸的設計計算從動軸設計1、選擇軸的材料確定許用應力選軸的材料為45號鋼，調質處理。查213-1可知：ob= 650mpa,os= 360mpa,査2表 13-6可知：ab+1 bb= 215mpao0 bb= 102mpa,o-

14、1 bb= 60mpa2、按扭轉強度估算軸的最小直徑單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器和接，從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：d>c查2表135可得，45鋼取c=118則 d>118x(2.53/121.67) 1 z3mm= 32.44mm考慮鍵槽的彫響以及聯軸器孔徑系列標準，取d=35mm3、齒輪上作用力的計算齒輪所受的轉炬：t= 9.55x106rn= 9.55x1062.53/121.67= 198582 n齒輪作用力：|員|周力：ft= 2t/d= 2x 198582/195n= 2036n徑向力：fr= fttan200= 2036xtan200=

15、 741n4、軸的結構設計軸結構設計時，需要考慮軸系屮相配零件的尺寸以及軸上零件的同定方式，按比例繪制軸系結構草圖。(1) 、聯軸器的選擇 可采用彈性柱銷聯軸器，查2表9.4可得聯軸器的型號為hl3聯軸器：35x82 gb5014-85(2) 、確定軸上零件的位置與固定方式單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體小央，軸承對稱布置在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯軸器，齒輪靠油環和套筒實現軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向網定，軸通過兩端軸承蓋實現軸向定位，聯軸器靠軸肩平鍵和過盈配合分別實現軸向定位和周向定位(3) 、確定各段軸的宜徑將估算軸d=35

16、mm作為外伸端直徑d1與聯軸器相配(如圖)，考慮聯軸器用軸肩實現軸向定位，取第二段直徑為d2=40mm齒輪和左端軸承從左側裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應大于d2,取d3=4 5mm,為便于齒輪裝拆與齒輪配介處軸徑d4應大于d3,取d4=50mm。齒輪左端用用套筒固定，右端用軸環定位, 軸環直徑d5滿足齒輪泄位的同時，還應滿足右側軸承的安裝耍求，根據選立軸承型號確定右端軸承型號與左端軸承相同, 取 d6=45mm.(4) 選擇軸承熨號.山1jp270初選深溝球軸承，代號為6209,査于冊可得:軸承寬度b= 19, 安裝尺寸d=52,故軸環直徑d5=52mm.(5) 確定軸各段

17、直徑和長度i 段：d1 = 35mm 長度取 l1 = 50mmii 段:d2=40mm初選用6209深溝球軸承，其內徑為45mm,寬度為19mm.考慮齒輪端而和箱體內壁，軸承端而和箱體內壁應冇定距離。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遲,為此，敢該段長為55mm, 安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故ii段長：1_2= (2+20+19+55) =96mmiii 段直徑d3=45mml3= l1 -l= 50-2= 48mmiv段直徑d4=50mm長度與右面的套筒相同，即l4=20mmv 段直徑 d5= 52mm.長度 l5= 1

18、9mm山上述軸各段長度可算得軸支承跨距l=96mm(6) 按彎矩復合強度計算 求分度圓直徑：已知d1 = 195mm 求轉矩：已知t2=198.58n?m 求闘周力：ft根據課本p127 (6-34 )式得ft= 2t2/d2= 2x 198.58/195= 2.03n 求徑向力fr根據課本p127 (6-35)式得fr= ft?tana= 2.03><tan200= 0.741 n 因為該軸兩軸承對稱，所以：l7=l_b=48mm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= 0.74/2= 0.37nfaz= fbz= ft

19、/2= 2.03/2= 1.01n由兩邊對稱，知截面c的彎業也對稱。截面c在垂面彎知為mc1 = fayu 2= 0.37x96-2= 17.76n?m截面c在水平面上彎矩為：mc2= f7zl/2= 1.01 x96-2= 48.48n?m(4) 繪制合彎矩圖(如圖d)mc=(mc12+ mc22)1/2= (17.762+ 48.482)1/2= 51.63n?m(5) 繪制扭矩圖(如圖e)轉矩:t=9.55x (p2/n2) x106= 198.58n?m(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a=0.2,截面c處的當量彎矩:mec=mc2+(at)21

20、/2= 51.632+ (0.2x198.58)2 1/2= 65.13n?m(7) 校核危險截illiev強度由式(6-3)ae= 65.13/0.1 d33= 65.13x1000/0.1 x453=7.14mf< a-1b=60mf該軸強度足夠。主動軸的設計1、選擇軸的材料確定許用應力選軸的材料為45號鋼，調質處理。査2表13-1可知：ab= 650mpa,as= 360mpa,査2表 136可知:ab+1 bb= 215mpa o0 bb= 102mpa,a-1 bb= 60mpa2、按扭轉強度估算軸的授小直徑單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，從結構要求考慮，輸出

21、端軸徑應最小，最小直徑為：d>c查衣13-5可得，45鋼取0=118則 d>118x(2.64/473.33) 1 /3mm= 20.92mm考慮鍵槽的影響以系列標準，取d=22mm3、齒輪上作用力的計算齒輪所受的轉矩：t= 9.55x106rn= 9.55x106x2.64/473.33= 53265 n齒輪作用力：関周力：ft= 2t/d= 2x53265/50n= 2130n徑向力：fr= fttan200=2130xtan200= 775n確定軸上零件的位置與固定方式單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體小央，軸承對稱布置在齒輪兩邊。齒輪靠汕環和套筒實現 軸向定位和固定,靠平鍵

22、和過盈配合實現周向固定，兩端軸承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定，軸通過兩端軸承蓋實現軸向定位，4確定軸的各段玄徑和長度初選用6206深溝球軸承，其內徑為30mm,寬度為16mm.o考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應育一定矩離，則取套筒長為20mm,則 該段長36mm,安裝齒輪段k度為輪轂寬度為2mm。(2)按彎扭復合強度計算 求分度圓直徑：已知d2=50mm 求轉矩：已知t=53.26n?m 求関周力ft：根據課本p127 (6-34)式得ft= 2t3/d2= 2x53.26/50= 2.13n 求徑向力fr根據課木p127 (6-35)式得fr= ft?tana= 2

23、.13x0.36379= 0.76n 兩軸承對稱la=lb=50mm(1) 求支反力 fax、fby、faz、fbzfax= fby= fr/2= 0.76/2= 0.38nfaz= fbz= ft/2= 2.13/2= 1.065n(2) 截而c在垂直而彎矩為mc1 = faxl/2= 0.38x100/2= 19n?m(3) 截面c在水平面彎矩為mc2= fazu2= 1.065x 100/2= 52.5n?m(4) 計算合成彎矩mc= (mc124- mc22) 1/2=(192+52.52) 1/2= 55.83n?m計算當量彎矩：根據課木p235得“0.4mec= mc2+ (at)

24、2 1/2= 55.832+ (0.4x53.26)2 1/2= 59.74n?m(6)校核危險截面c的強度山式(10-3)ae= mea/ (0.1d3) =59.74x1000/(0.1x303)= 22.12mpa< o-1b= 60mpa此軸強度足夠(7) 滾動軸承的選擇及校核計算一從動軸上的軸承根據根據條件，軸承預計壽命l*h= 10x300x16= 48000h(1) 由初選的軸承的型號為：6209,查衣14-19可知:d= 55mm,外徑d= 85mm,寬度b= 19mm,基本額定動載荷c= 31.5kn,基本靜載荷00=20.5kn, 查表10.1可知極限轉速9000r/

25、mi n(1)已知 nll = 121.67(r/min)兩軸承徑向反力：fr1 = fr2= 1083n根據課本p265 (11-12)得軸承內部軸向力fs=0.63fr 則 fs1 = fs2= 0.63fr1 = 0.63x1083= 682n(2) vfs1 + fa=fs2 fa=0故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端fa1 = fs1 = 682n fa2= fs2= 682n(3) 求系數x、yfa1/fr1 = 682n/1038n =0.63fa2/fr2=682n/1038n =0.63根據課本p265表(14-14)得e=0.68fa1/fr1<e x1 = 1

26、fa2/fr2<e x2=1y1 = 0y2=0(4) 計算當量載荷pi、p2根據課本p264表(14-12)取fp=1.5根據課本p264 (14-7)式得p1 = fp(x1 fr1 + y1fa1)=1.5x(1 x 1083+ 0)= 1624np2= fp(x2fr1 + y2fa2)= 1.5x(1x1083+ 0)= 1624n(5) 軸承壽命計算 p1 = p2 故収 p= 1624n深溝球軸承*3根據手冊得6209型的cr=31500n由課木p264 (14-5)式得lh=106(ftcr/p)£/60n= 106(u31500/1624)3/60x121.6

27、7= 998953h> 48000h預期壽命足夠二主動軸上的軸承：由初選的軸承的型號為:6206查1表 14-19可知:d= 30mm,外徑 d= 62mm,寬度 b=16mm, 叢木額定動載荷c= 19.5kn,基木靜載荷co= 111.5kn, 査2表10.1可知極限轉速13000r/min根據根據條件，軸承預計壽命l*h= 10x300x16= 48000h(1)已知 nl=473.33(r/min)兩軸承徑向反力：fr1 = fr2=1129n根據課本p265 (11-12)得軸承內部軸向力fs= 0.63fr 則 fs1 = fs2= 0.63fr1 = 0.63x1129=

28、711.8n(2) vfs1 + fa=fs2 fa=0故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端fa1 = fs1 = 711.8nr2= fs2=711.8n(3) 求系數x、yfa1/fr1 = 711.8n/711.8n =0.63fa2/fr2= 711.8n/711.8n = 0.63根據課本p265表(14-14)得e=0.68fa1/fr1<e x1 = 1 fa2/fr2<e x2=1y1 = 0y2=0(4) 計算當量載荷pi、p2根據課本p264農(14-12)取fp=1.5根據課本p264 (14-7)式得p1 = fp(x1fr1 + y1fa1)=1.5x(

29、1xh29+0)=1693.5np2= fp(x2fr1 + y2fa2)= 1.5x(1x1129+0)= 1693.5n(5) 軸承壽命計算*. p1 = p2 故取 p=1693.5n深溝球軸承w=3根據手冊得6206型的cr=19500n山課本p264 (14-5)式得lh=106(ftcr/p)e/60 n=106( 1x19500/1693.5)3/60x473.33= 53713h> 48000h預期壽命足夠七、鍵聯接的選擇及校核計算1. 根據軸徑的尺寸,由1中表12-6高速軸(主動軸)與v帶輪聯接的鍵為：鍵8x36 gb1096-79 人齒輪與軸連接的鍵為：鍵14x45

30、gb1096-79軸與聯軸器的鍵為：鍵10x40 gb1096-792. 鍵的強度校核大齒倫與軸上的鍵：鍵14x45 gb1096-79bxh= 14><9,l=45,則 ls=lb=31mm圓周力:fr= 2tii/d= 2x198580/50= 7943.2n擠壓強度：=56.93< 125150mf=op因此擠壓強度足夠剪切強度：=36.60<1201/1內=因此剪切強度足夠鍵8x36 gb1096-79和鍵10x40 gb1096-79根據上面的步驟校核，并且符合耍求。八、減速器箱體、箱蓋及附件的設計計算1、減速器附件的選擇通氣器由于在室內使用,選通氣器(一次過

31、濾),采用m 18x1.5油面指示器選用游標尺m12起m裝置采用箱蓋吊耳、箱座r耳.放油螺塞選用外六角油塞及墊片m18x1.5根據機械設計棊礎課程設計農5.3選擇適當型號：起蓋螺釘型號：gb/t5780m18x30,材料q235高速軸軸承蓋上的螺釘：gb578386 m8x12,材料q235低速軸軸承蓋上的螺釘：gb578386 m8x20,材料0235螺栓:gb578286m14x100,材料 q235箱體的主要尺寸：(1)箱座壁厚 z= 0.025a+1 = 0.025x122.5+1 = 4.0625取z=8(2) 箱蓋壁厚 z1 = 0.02a+1 = 0.02x122.5+1 = 3.45取 z1 = 8(3) 箱蓋凸緣厚度 b1 = 1.5z1 = 1.5x8= 12(4) 箱座凸緣厚度b= 1.5z= 1.5x8= 12(5) 箱座底凸緣厚度b2=2.5z= 2.5x8= 20(6) 地腳螺釘直徑df =0.036a+12=0.036x122.5+12=16.41(取 18)(7) 地腳螺釘數目n=4 (因為a<250)(8) 軸承旁連接螺栓直徑d1= 0.75df =0.75x18= 13.5(取14)(9) 蓋與座連接螺栓直徑d2=(0