1、一、設計任務書1.1題目 題目：設計一帶式輸送機傳動裝置1.2任務 設計主要任務：1) 傳動裝置的總體設計；2) 傳動零件、軸、軸承、聯軸器等的設計計算和選擇；3) 裝配圖和零件圖設計；4) 編寫設計計算說明書。1.3傳動方案 帶式輸送機傳動簡圖：1.4設計參數 帶式輸送機的設計參數：題 號6-B 輸送帶的牽引力 F / kN5.8輸送帶的速度 v / (m/s)0.75輸送帶滾筒的直徑 D / mm4101.5其它條件  工作條件：連續單向運轉，工作時有輕微震動，使用期10年（每年300個工作日），小批量生產，兩班制工作，輸送機工作軸轉速允許誤差為±5%。帶式輸送機的傳動

2、效率為0.96。二、傳動方案簡述2.1傳動方案說明根據設計任務書，該傳動方案的設計分成原動機和傳動裝置兩部分：（1）原動機的選擇設計要求：動力源為三相交流電380/220v，故原動機選用電動機。（2）傳動裝置的選擇（3）減速器由任務書可以看出，采用二級圓柱斜齒輪傳動，是展開式的。2.2電動機的選擇 2.2.1 類型和結構式的選擇三相交流異步電動機的結構簡單、價格低廉、維護方便，可直接接于三相交流電網中，因此在工業應用最為廣泛，設計時應優先選用。Y系列的電動機是一般用途的全封閉自扇冷式三相異步電動機，具有效率高、性能好、噪音低、振動小等優點，使用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械上

3、。按本傳動的工作狀況是：連續單向運轉，工作時有輕微震動。所以選用常用的封閉式Y系列電動機。 2.2.2 功率的確定（1）工作機所需功率Pw（kW）（2）電動機至工作機的總效率（串聯時） 式中，為從電動機至卷筒軸之間的各傳動機構和軸承的效率。由設計書表2-1查得：彈性聯軸器，滾子軸承，圓柱齒輪傳動，V帶傳動=0.96，角接觸、深溝球軸承。則（3）所需電機的功率（4）電動機額定功率按 ，由表17-7選取電動機額定功率2.2.3 轉速的確定 由已知條件計算其驅動卷筒的轉速，即為了便于選擇電動機轉速，先推算電動機轉速的可選范圍。通常，V帶的傳動范圍，減速器，則總傳動比電動機轉速可選范圍為符合這一范圍的

4、電動機轉速有：750 r/min、1000 r/min、1500 r/min、3000 r/min四種。根據電動機所需功率和轉速查手冊第178頁表17-7有3種適用的電動機型號，因此有三種傳動比方案如下：方案電動機型號額定功率KW滿載轉速r/min質量kg1Y130S-45.51440682Y132M2-65.5960843Y160M2-85.5720119綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、和帶傳動、減速器的傳動比，可見第1種方案比較合適，因此選用電動機型號為Y132S-4，其主要參數如下：額定功率kW滿載轉速r/min同步轉速r/min質量kgADEFGHLAB5.51440150068

5、216388010331324752802.3總傳動比的確定及各級傳動比的分配1）、總傳動比 2)、分配傳動比 假設V帶傳動分配的傳動比，則二級同軸式圓柱齒輪減速器總傳動比=二級同軸式減速器中：高速級齒輪傳動比低速級齒輪傳動比2.4各軸轉速，轉矩與輸入功率2.4.1各軸的的轉速帶輪軸0的轉速: 高速軸I的轉速: 中間軸II：低速軸III：滾筒軸IV: 2.4.2各軸的輸入功率帶輪軸0：高速軸I： 中間軸II： 低速軸III： 滾筒軸IV：2.4.3各軸的輸入轉矩帶輪軸0：高速軸I：中間軸II：低速軸III：滾筒軸IV：綜合上述，整理成下表：電動機高速軸中間軸低速軸滾筒軸IV功率P（kW）5.5

6、5.174.914.724.63轉矩T(Nmm)3.64810.28636.633132.576130.049轉速n（r/min）144048012834.1334.13傳動比i33.753.751效率0.940.950.960.98三、傳動設計3.1設計帶傳動的主要參數已知帶傳動的工作條件：兩班制（共16h），連續單向運轉，載荷平穩，所需傳遞的額定功率p=5.5kw，小帶輪轉速，大帶輪轉速，傳動比。設計內容：選擇帶的型號、確定基準長度、根數、中心距、帶的材料、基準直徑以及結構尺寸、初拉力和壓軸力等等（因為之前已經按選擇了V帶傳動，所以帶的設計按V帶傳動設計方法進行）。1）、計算功率。由教材表

7、8-7查得工作情況系數=1.2，故=2)、選擇V帶型。根據、由教材機械設計p157圖8-11選擇A型帶3）、確定帶輪的基準直徑并驗算帶速v(1)、初選小帶輪的基準直徑。由（機械設計p155表8-6和p157表8-8，取小帶輪基準直徑 （2）、驗算帶速v 因為5m/s<7.54m/s<30m/s,故帶速適合。 （3）、計算大帶輪的基準直徑 根據式（8-15） 根據表8-8，圓整為=315mm（4）、確定V帶的中心距a和基準長度a、 根據機械設計p152式（8-20），初定中心距0.7 0.7 故290.5a830 初定中心距=500mm b、由式8-22計算帶所需的基準長度 =2+

8、=1675由表8-2選帶的基準長度=1600mmc.計算實際中心距a+( -)/2500+（1600-1675）/2463m（5）、驗算小帶輪包角 180°-（-）×57.3°/a 180°-（315-100）×57.3°/463 153.4° 90° 包角滿足條件（6）、計算帶的根數za.計算單根V帶的額定功率由=1440r/min 和=100mm，表8-4a用插值法求得=1.313kw 根據=1440r/min，i=3和A型帶， 查表8-4b得=0.169kw 查表8-5得包角修正系數=0.927,表8-2得帶

9、長修正系數=0.99 =(+)××=(1.313+0.169) ×0.927×0.99=1.358KW b.計算v帶的根數 Z= =4.86 故取5根.（7）、計算單根V帶的初拉力和最小值（）min由表8-3得A型帶的單位長度質量q=0.1（）min500+q=500+0.1x7.54x7.54 =154N應使帶的實際初拉力>（）min （8）、計算帶傳動的壓軸力（）min=2Z（）min sin=2×5×154×sin=1498.7N （9）、帶輪的設計結構 大小帶輪的材料為:HT200，為減便加工工藝小帶輪采用實心

10、式，小帶輪采用腹板式，大帶輪采用輪輻式，結構圖（略）。3.2齒輪傳動設計3.2.1 低速軸的齒輪計算 （1）、材料選擇，熱處理方式 1）、由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr，調質處理，齒面平均硬度 280HBS，大齒輪45號鋼，調質處理，齒面平均硬度240HBS，二者材料硬度差為40HRS。 2）、精度等級仍選8級。 3）、選小齒輪=22，則=82.5，取=83 4）選取螺旋角，初選螺旋角(2）、按齒面接觸強度計算 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按式（1021）試算，即 dt1） 確定公式內的各計算數值（1） 試選Kt1.6（2） 由圖1030選取區域系數ZH

11、2.433（3） 由表107選取尺寬系數d1（4） 由圖1026查得10.765，20.898，則121.663（5） 由表106查得材料的彈性影響系數ZE189.8Mpa（6） 由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1650MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2550MPa；（7） 由式1013計算應力循環次數N160n1jLh60×128×1×（2×8×300×10）3.69×10e8 N2N1/3.759.84×10e7（8） 由圖1019查得接觸疲勞壽命系數KHN10.93；KHN

12、20.96（9） 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1，安全系數S1，由式（1012）得 H10.93×650MPa605MPa H20.96×550MPa528MPa HH1H2/2566.5MPa2） 計算（1） 試算小齒輪分度圓直徑d1td1t=84.03（2） 計算圓周速度v=0.563 m/s（3） 計算齒寬b及模數mntb=dd1t=1×84.03=84.03mmmnt=3.706mmh=2.25mnt=2.25×3.706=8.339mmb/h=10.08（4） 計算縱向重合度=0.318×1×22×tan14

13、=1.744（5） 計算載荷系數K 已知載荷平穩，所以取KA=1根據v=0.56 m/s，8級精度108查得動載系數KV=1.05；由表104查的KH的計算公式和直齒輪的相同，故 KH=1.475由圖1013查得KF=1.35由表103查得KH=KF=1.4。故載荷系數 K=KAKVKHKH=1×1.05×1.4×1.475=2.17（6） 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 d1=mm=93.01mm（7） 計算模數mn mn =mm=4.10mm2 按齒根彎曲強度設計由式(1017) mn1） 確定計算參數（1） 計算載荷系數K=KAK

14、VKFKF=1×1.05×1.4×1.35=1.98（2） 根據縱向重合度=0.318dz1tan=1.744，從圖1028查得螺旋角影響系數 Y0.877（3） 計算當量齒數z1=z1/cos=22/cos14=24.08 z2=z2/cos=83/cos14=90.86（4） 查取齒型系數由表105查得YFa1=2.648；Yfa2=2.198（5） 查取應力校正系數由表105查得Ysa1=1.581；Ysa2=1.781（6） 計算FF1=600MpaF2=420MPaKFN1=0.90KFN2=0.96F1=385.7MpaF2=288MPa（7） 計算大

15、、小齒輪的并加以比較=0.01085=0.01359 大齒輪的數值大。2） 設計計算mn=2.72由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取mn =3可滿足彎曲強度。但為了同時滿足解除疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=93.01算齒數，z1=30.08，取z1=30。z2=3.75*30=112.5，取z2=113。3 幾何尺寸計算1） 計算中心距a=221.06mma圓整后取222mm2） 按圓整后的中心距修正螺旋角=arcos=145683） 計算大、小齒輪的分度圓直徑d1=93.15mmd2=350.85mm4） 計算齒輪寬度 b=dd1b

16、=93.15mmB1=100mm B2=95mm5） 結構設計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。 3.3 齒輪結構設計3.3.1高速軸的齒輪的結構設計（1）、材料選擇，熱處理方式 1）、由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr，調質處理，齒面平均硬度 280HBS，大齒輪45號鋼，調質處理，齒面平均硬度240HBS，二者材料硬度差為40HRS。 2）、精度等級仍選8級。 3）、選小齒輪=22，則=82.5，取=83 4）選取螺旋角，初選螺旋角(2）、按齒面接觸強度計算 因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級

17、的數據進行計算按式（1021）試算，即 dt6） 確定公式內的各計算數值（1） 試選Kt1.6（2） 由圖1030選取區域系數ZH2.433（3） 由表107選取尺寬系數d1（4） 由圖1026查得10.765，20.898，則121.663（5） 由表106查得材料的彈性影響系數ZE189.8Mpa（6） 由圖1021d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1650MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2550MPa；（7） 由式1013計算應力循環次數N160n1jLh60×480×1×（2×8×300×10）1.382

18、4×10e9 N2N1/3.753.69×10e8（8） 由圖1019查得接觸疲勞壽命系數KHN10.93；KHN20.96（9） 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1，安全系數S1，由式（1012）得 H10.93×650MPa605MPa H20.96×550MPa528MPa HH1H2/2566.5MPa7） 計算（1） 試算小齒輪分度圓直徑d1td1t=55.02mm（2） 計算圓周速度v=1.382s（3） 計算齒寬b及模數mntb=dd1t=1×55.02=55.02mmmnt=2.43mmh=2.25mnt=2.25×

19、2.43=5.468mmb/h=10.06（4） 計算縱向重合度=0.318×1×22×tan14=1.744（5） 計算載荷系數K 已知載荷平穩，所以取KA=1根據v=1.382301 m/s ，精度8，由10-8得動載系數KV=1.05；由表104查的KH的計算公式和直齒輪的相同，故 KH=1.455由圖1013查得KF=1.38由表103查得KH=KF=1.4。故載荷系數 K=KAKVKHKH=1×1.05×1.4×1.455=2.14（6） 按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，由式（1010a）得 d1=mm=60.62mm

20、（7） 計算模數mn mn =mm=2.67mm4 按齒根彎曲強度設計由式(1017) mn1） 確定計算參數（1） 計算載荷系數K=KAKVKFKF=1×1.05×1.4×1.38=2.03（2） 根據縱向重合度=0.318dz1tan=1.744，從圖1028查得螺旋角影響系數 Y0.877（3） 計算當量齒數z1=z1/cos=22/cos14=24.08 z2=z2/cos=83/cos14=90.86（4） 查取齒型系數由表105查得YFa1=2.648；Yfa2=2.198（5） 查取應力校正系數由表105查得Ysa1=1.581；Ysa2=1.781

21、（6） 計算FF1=600MpaF2=420MPaKFN1=0.90KFN2=0.96F1=385.7MpaF2=288MPa（7） 計算大、小齒輪的并加以比較=0.01085=0.01359 大齒輪的數值大。2） 設計計算mn=1.80mm由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取mn =2滿足彎曲強度，但模數選2發現算出小齒輪齒數大于40，故改選模數mn =2.5。5 幾何尺寸計算1） 由中心距算齒數a=222mm ，傳動比u=3.75得Z1=36.27，取Z1=36，Z2=1352） 按圓整后的中心距修正螺旋角=arcos=154083） 計算大、小齒輪

22、的分度圓直徑d1=93.47mmd2=350.53mm4） 計算齒輪寬度 b=dd1b=93.47mmB1=100mm B2=95mm5） 結構設計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。四、軸及輪轂連接4.1 高速軸的結構設計和強度校核工作條件; P=5.17kw , n= =110 ，考慮鍵槽的削弱作用，取=28mm通過分析，確定軸的結構如圖：高速齒輪軸上受的力為： 受力分析如上圖： Me=0.5*Fa*d=28.25N.m 彎矩圖和扭矩圖如圖所示，可判斷，C截面為危險截面。則 T=102680N.mm 取0.6根

23、據強度校核公式：所以經過校核，高速軸安全。4.2低速軸的結構設計和強度校核工作條件; P3=4.72kw， 低速軸3：=110 考慮到鍵的削弱作用，=56.88*1.05=59.724， 取=60mm通過分析，確定軸的結構如圖：齒輪軸上受的力為： 受力分析如上圖： Me=0.5*Fa*d=353656.8N.mm 彎矩圖和扭矩圖如圖所示，可判斷，B截面為危險截面。則 T=102680N.mm 取0.6根據強度校核公式：所以經過校核，低速軸安全。4.5.1高速軸鍵連接強度校核在帶輪與高速軸連接處選用8750的A型鍵（雙圓頭），則b=8mm，h=7mm，L=36mm， 工作長度l=42mmT=10

24、2.86N.m ， k=0.5h ，d=28mm 經查表 ，所以選用此鍵安全。高速軸上小齒輪選用161090的A型鍵（雙圓頭），則b=16mm，h=10mm，L=90mm， 工作長度l=74mmT=102.86N.m ， k=0.5h ，d=52mm 經查表 選用此鍵安全4.5.2中間軸鍵連接強度校核在安裝與高速齒輪嚙合的齒輪的地方選用161090的B型鍵（單圓頭），則b=16mm，h=10mm，L=90mm， 工作長度l=82mmT=366.33N.m k=0.5h 經查表 ，所以選用此鍵安全。中間軸與低速軸嚙合的齒輪處選用161090的A型鍵（雙圓頭），則b=16mm，h=10mm，L=9

25、0mm， 工作長度l=74mmT=366.33N.m k=0.5h 經查表 ，所以選用此A型雙鍵安全。4.5.3低速軸鍵連接強度校核在低速軸大齒輪處選用201290的B型鍵（單圓頭），則b=20mm，h=12mm，L=90mm， 工作長度l=80mm d=75mm T=1325.76N.m k=0.5h 經查表 ，所以選用此鍵安全在安裝聯軸器的地方選用1811100的A型鍵（雙圓頭），則b=18mm，h=11mm，L=100mm， 工作長度l=82mm d=60mm T=1325.76N.m k=0.5h 經查表 五、軸承選擇計算5.1 減速器各軸所用軸承代號選擇高速軸選用圓錐滾子軸30208

26、，中間軸選用圓錐滾子軸承30208，低速軸選用角接觸球軸承7213C。.5.2 高速軸軸承壽命計算高速軸選用圓錐滾子軸承30208 估計壽命為由之前的軸校核的受力分析可知， 經查表，Y=1.6 ，e=0.37派生軸向力 且 因為 所以軸承1（左邊的）被放松，軸承2（右邊的）被壓緊則 計算當量動載荷P 經查表，=1.1則 查表基本額定動載荷C=63.0kN > 計算取5.3 低速軸軸承壽命計算低速軸選用角接觸球軸承7213C 受力分析如下： 估計壽命為由之前的軸校核的受力分析可知， 對于7210C軸承，軸承派生軸向力Fd=eFr,但e值由Fa/Co來確定，但現在軸承軸向力Fa未定，故先選e

27、=0.46因此可估算 則 插值法由表13-5得e1=0.46824 e2=0.48842 則 由于兩次的Fa/Co的值相差不大，故選e1=0.46824 e2=0.48842 計算當量動載荷P 經查表，=1.1則 查表基本額定動載荷C=69.8kN < 計算取六、減速器的潤滑與密封6.1 齒輪傳動的潤滑對于高速級大齒輪的分度圓直徑，轉速；低速級，轉速。高速級大齒輪的圓周速度低速級大齒輪的圓周速度將更小，故齒輪采用油浴潤滑.查機械手冊，選用L-AN15代號的全損耗系統用油（GB4431989）作為齒輪的潤滑劑。浸油深度取浸沒高速級大齒輪齒頂10mm。6.2 潤滑油牌號及油量計算6.3 軸承

28、的潤滑因為浸油高速級齒輪的圓周速度大于2m/s，齒輪能將較多的油飛濺到箱壁上，此時軸承采用油潤滑，齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用L-AN15潤滑。6.4 減速器的密封采用密封圈密封。七、聯軸器選擇7.1 聯軸器型號選擇 根據輸出轉矩1325.76N.m,最小軸孔直徑59.724mm,聯軸器選LX4，J型軸孔長度107。7.2 聯軸器型計算 由輸入為電動機和工作環境查得Ka=1.5，從型號中選取LX4型彈性聯軸器符合，其工程轉矩2500N.m，許用轉速3870，配合直徑在40至63之間。八、減速器箱體及其附件減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結構大

29、端蓋分機體采用配合.1. 機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2. 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，大齒輪齒頂到油池底面的距離大于40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗糙度為6.3。3. 機體結構有良好的工藝性.鑄件壁厚為8mm，圓角半徑為R=5。機體外型簡單，拔模方便.4. 對附件設計 A 視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固B 油螺塞：放油孔