1、課程名稱:級圓柱直齒輪減速器杭Mf萬細職如技術學院Hangzhou Wanxiiang Polytechnic程設計說明設計題目：帶式輸送機傳動裝置的設計院 系:應用工程系學生姓名:石磊學 號:0903050210專業(yè)班級:機電092指導教師:2010年10月12日機械設計課程設計設計題目:帶式輸送機傳動裝置的設計內(nèi)裝：1.設計計算說明書一份應用工程系2.3.4.減速器裝配圖一張（A1）軸零件圖一張（A3）齒輪零件圖一張（A3）系機電092班級石磊設計者:指導老師:完成日期：2010年10月10日杭州萬向職業(yè)技術學院課程設計任務書機械設計課程設計計算說明書1.、課程設計任務書 二、摘要和關鍵詞

2、2.一、傳動方案擬定各部件選擇、設計計算、校核 二、電動機選擇 三、計算總傳動比及分配各級的傳動比 四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算 五、傳動零件的設計計算 六、軸的設計計算 七、滾動軸承的選擇及校核計算 八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 九、箱體設計課程設計任務書設計題目帶式輸送機傳動裝置的設計學生姓名石磊所在院系應用工程系 專業(yè)、年級、班機電092班設計要求： 輸送機連續(xù)工作，單向運轉，載荷較平穩(wěn)，兩班制工作，使用期限 帶速度誤差為± 3 %。輸送帶拉力 F= 5.2kN ;輸送帶速度 V=1.6m/s ;滾筒直徑 D=420mm每日工作小時 H=16。8年，小批量生產(chǎn)。允許輸送學生應完成的

3、工作:1編寫設計計算說明書一份。2 .減速器部件裝配圖一張；3 繪制軸和齒輪零件圖各一張。參考文獻閱讀:1. 機械設計課程設計指導書2. 機械設計圖冊3. 機械設計手冊4. 機械設計工作計劃:1.2.3.4.5.設計準備工作總體設計及傳動件的設計計算 裝配草圖及裝配圖的繪制 零件圖的繪制編寫設計說明書任務下達日期：2010年9月30 日任務完成日期：2010年10月13日計算過程及計算說明 傳動方案擬定(1)工作條件：使用年限8年，工作為二班工作制，單向運轉，小批量 生產(chǎn)，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。(2) 原始數(shù)據(jù)：輸送帶拉力 F= 5.2kN ;輸送帶速度V=1.6m/s ;滾筒 直徑D=420m

4、;每日工作小時H=16。允許輸送帶速度誤差為± 3% 二、電動機選擇1、 電動機類型的選擇：丫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：3n總=n帶Xn軸承x n齒輪Xn聯(lián)軸器x n滾筒n 總=0.87P 工作=9.56KW=0.96 X 0.9 93x 0.9 6X 0.9 9X 0.9 8=0.87(2)電機所需的工作功率：P工作=FV/ (1000n 總)=5200X 1.6/ (1000X 0.8 7)=9.56KW冥n滾筒=72.79r/minZ3、確定電動機轉速:計算滾筒工作轉速：n 筒=60X1 000V/ n D=60X 1000X 1.6/ n

5、X 420=72.79r/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1 a=3 5。取V帶傳動比1 12 4，貝U總傳動比理時范圍為I ' a=6 20。故電動機轉速的可選范圍為 n' d=I ' aXn筒n 筒=(620)X 72.59= (436.74 1455.8) r/min符合這一范圍的同步轉速有 750 r/min 和1000 r/min根據(jù)容量和轉速，由有關手冊查出有 2種適用的電動機型號：因此有2種傳支比方案：由機械設計手冊查得。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

6、n=1000r/mi n。4、確定電動機型號根據(jù)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 Y160L-8電動機型號。Y160L-8其主要性能：額定功率11kw 11同步轉速1000 r/min滿載轉速970r/min，三、計算總傳動比及分配各級的傳動比i 總=13.361、總傳動比：i 總=n 電動/n 筒=970/72.59=13.36據(jù)手冊得2、分配各級偉動比i齒輪=4.8（1）據(jù)指導書P7表1,取齒輪i帶=2.8 （V帶傳動比1 1=2-4合理）i 帶=2.8（2）i總=i齒輪X i帶/i 齒輪=i 總/i 帶=13.36/2.8=4.8ni =970r/m in

7、四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算nii =346.43r/mi1、計算各軸轉速（r/min ）nni =n 電機=970r/minn iii =72.17r/minii =ni /i 帶=970/2.8=346.43(r/min)nnIII =nii/i 齒輪=346.43/4.8=72.17(r/min)2、 計算各軸的功率（KvyP =P工作 X n 帶=9.56 X 0.96=9.18KVP=9.18KWPi=P X n 軸承 X n 齒輪=9.18 x 0.9 9x 0.96=8.72KWPii =8.72KWPii =Pi X n 軸承 X n 聯(lián)軸器=8.72 x 0.9 9 x 0.9

8、 9=8.55KWPiii =8.55KW3、計算各軸扭矩（N- mmT 工作=9550X 9.56/970=94.12 N- mmTi=94.12NmTi= T 工作 X n 帶 X i 帶=94.12 X 2.8 X 0.96=252.99N -mTii =252.99N- mTiii =1154.12NTii = TI X i齒輪X n軸承X n齒輪=252.99 X 4.88 X 0.99 X 0.96=1154.12 N-mTiii =Ti X n軸承X n聯(lián)軸器=1154.12 X 0.99 X 0.99=1131.15 N-m五、傳動零件的設計計算1. 確定計算功率Pc由課本表8

9、-7得：kA=1.1Pc=KAP=1.1 X 11=12.1KW2. 選擇V帶的帶型根據(jù)Pc、n1由課本圖8-10得：選用B型1) 初選小帶輪的基準直徑dd1由課本表8-6和表8-8 ,取小帶輪的基準 直徑 dd1=140mm2) 計算大齒輪的基準直徑。根據(jù)課本式(8-15a),計算大帶輪的基準 直徑dd2dd2=392mm取標準值dd2=400mmdd2=i 帶-ddFZ.S X 140=392mm由課本表8-8，圓整為dd2=400mm3. 確定帶長和中心矩1) 根據(jù)課本式(8-20),初定中心距a0=1000mm2) 由課本式(8-22 )計算帶所需的基準長度2Ld0 2a0+ n (d

10、d1+dd2)/2+(d d2-dd1)/ (4a0)Ld=2800mm=2X 1000+3.14 X (140+400) /2+ (400-140) 2/ (4X 1000)2863.9mm 由課本表8-2選帶的基準長度Ld=2800mm按課本式(8-23)實際中心距a。aa0+ (Ld-Ld0)/2=1000+ (140.79) /2=1070mm取 ao=1OOO4.驗算小帶輪上的包角a 1a 1=1800- (dd2-d d1) /a X 57.30 =1800- (400-140) /1070 X 57.30 =159.020>900 (適用)6.確定帶的根數(shù)z1)計算單根V帶

11、的額定功率Pr。由dd1=140mr和n1=970r/min根據(jù)課本表4-6得R=2.66KW根據(jù)ni=970r/min , i帶=2.8和B型帶，查課本表(5-6 )得卩0=0.3KW根據(jù)課本表4-7得Ka=0.95根據(jù)課本表4-2得K=1.1計算V帶的根數(shù)z由課本卩83式(5-12)Z= P工作/ ( F0+AP0)XKaXKl) =9.56/ (2.66+0.3 ) X 1.1 X 0.95) =3.09 圓整為4根Z=42、齒輪傳動的設計計算1選定齒輪材料及精度等級及齒數(shù)1）機器為一般工作機器，速度不高，故選用 7級精度（GB10095-88）2） 材料選擇。由表課本表10-1選擇小齒

12、輪和大齒輪材料為45鋼（調 質）硬度為280HBS3）選小齒輪齒數(shù)z 1=22,大齒輪齒數(shù)Z2=22X 4.8=106 ,2按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算公式（10-9a）221/3d1 > 2.8（KT1（u+1）Ze/ © du （T hI ）（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)K=1.12）計算小齒輪傳遞的轉矩=9.55 X 106 XP 1/n 1=95.5 X 106X 9.18/346.43=25306.4 N - mmd1 > 2.8（KT1（u+1）Z e2/ © du T hI 2） 1/3=443）由課本tu 10-21按齒面硬度查

13、得小齒輪的接觸疲勞強度極限1=530MPa打齒輪的接觸疲勞強度極限 T Hiim 2=490MPai 齒=4.8 乙=22 乙=106 Ti=25603.4N mm(T Him3)計算齒寬bob=© dd1=1.1 X44mm=48.4mm取 b2=50 mm; b1=b2 + (510mm) =55 mm4）計算模數(shù)。模數(shù)：m=d/Z1=43.8/22=1.99mm 查表 5-1 取標準模數(shù) m=25）查取應力校正系數(shù)由課本表 59 查得 Ysa1=4.21 Y sa2=3.996）齒形系數(shù)_ 2 口 解得齒形系數(shù)為13.07 MPa7）許用彎曲解得許用彎曲為12.39 MPabb

14、1 bb2 Yb bb2所以彎曲疲勞強度足夠4.幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑d（2）計算中心距a=d 1= z 1m=2X 2=46mm2= z 1m=10X 2 =212mm(d1+ d2)/2= (46+212) /2=131mma HlimZ1=530Mpa a HlimZ2 =490Mpadi=44mmm=2mmdi=46mm d2=212mm a=131mmB2=55mmBi=50mm(3)計算齒輪寬度 b= © dd1=1.1 X 44mm=48.4mm 取 b2=50 mm; b 1 =b2 + (510mm) =55 mm六、軸的設計計算輸出軸的設計計算兩軸輸出軸

15、上的功率P、轉數(shù)n和轉矩T1、計算各軸轉速(r/min )nI =n 電機=970r/minnII =nI/i 帶=970/2.8=346.43(r/min)nIII =nII/i 齒輪=346.43/4.8=72.17(r/min)2.計算各軸的功率(KvyP=P工作Xn 帶=9.56 X0.96=9.18KWPi=P X n 軸承 X n 齒輪=9.18 x 0.9 9x 0.96=8.72KWPii =Pi X n軸承X n聯(lián)軸器 =8.72 X 0.9 9 X 0.9 9=8.55KW3. 計算各軸扭矩(N - mmT 工作=9550X 9.56/970=94.12 N- mmTi=

16、T 工作 X n 帶 X i 帶=94.12 X 2.8 X 0.96=252.99 N -mTii = Ti X i齒輪X n軸承X n齒輪=252.99 X 4.88 X 0.99 X 0.96=1154.12 N-mTiii =Ti X n軸承X n聯(lián)軸器=1154.12 X 0.99 X 0.99=1131.15 N-m4、初步確定軸的最小直徑IPj 9 56dmin2=50mmdmini=35mm恥唧冷1叩3464r33.22mm則取35mmf P) 8 72d2'唧訂10fe7r45.49mm 則取50mm5、聯(lián)軸器的選擇為了使所選輸出軸的最小直徑與聯(lián)軸器的孔相適應，故選聯(lián)

17、軸器的型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩 Tca=KT2,查課本表14-1，考慮到轉矩變化很小，故取 K=1.3，貝U按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器工程轉矩條件，查機械設計手冊，選用 LT8型彈性柱銷聯(lián)軸器，。聯(lián)軸器的孔徑di=50mm半聯(lián)軸器長度L=84mm 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 Li=112mm6、軸承的選擇深溝球軸承213，其尺寸dX DXT=65mmX 120mnX 23mm初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照 工作要求，由軸承產(chǎn)品目錄中初步取 0基本軸隙組、標準京都記得深溝球 軸承代號 6012,其尺寸 dx DX B=60mm 95mrK 18mm7、軸上零

18、件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。由課本表 6-1查得平鍵 截面 bx h=20mX 12mm 鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 63mm 同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪轂與軸配合為 H7/n6;同樣, 半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為 12mm< 8mm< 50mm半聯(lián)軸器與軸的配 合為H7/k6.&確定軸上圓角尺寸 參考課本表15-2，取軸端倒角為2X 45°。9、求軸上的載荷1軸M（10）Fhhi= 1 0 39N Fhh 尸 1 03 9N+JFtivi=378N Fhvi37£Mh=27783 H luiu M=

19、76356. 5 H * lum-MM】二呱二(27783'+75356. 5')叫=81263. 38<d>皿m計那6唄KTrXz.xrrnfnTNTiThTTv,MVTrrtTr>,llllll111(b)<d>Kmi=977.5NFkvi=350NMH=71S4d.2 5?問=977上國4-Fnv尸節(jié)屮K * nun Hv二261.66 N * nun-虬二= <71346. 25+25165') ”兀76462 ?=308S91 M inm+JAA :-n rA ACT ca1 =0.27 MPaCT ca2=5.96 MPa

20、彎矩合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)課 本式(15-5)及上圖的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭矩切應力為脈動循環(huán)變 應力，取a =0.6 ,CT ca1=M1 + ( a T1)=0.29 MPaC ca2 = M1 + ( a T2)軸的計算應力2 1/2/W=81263.382+ (0.6 X 100871) 2 1/2 / ( 1 X 843)2 1/2/W=76462.382+ (0.6 X 397656) 2 "2/33656.9=6.28 MPa前已選定軸的材料為45鋼，調制處理，由課本表15-1查得 C -1=60MPa 因此

21、 C ca1 V C ca2 V C -1 ， 故安全。七、滾動軸承的選擇及校核計算 根據(jù)根據(jù)條件，軸承預計壽命16X 360X 10=576000小時1、計算輸入軸承(1)已知 ni=417.39r/min n ii =108.13r/min(2)計算當量載荷Pl、P2根據(jù)課本P263表(11-9 )取f P=1.5 根據(jù)課本P262( 11-6)式得 P=fPxFr1=1.5 X (1 X 1039)=1558.5N軸承預計壽命576000hf P=1.5P=1558.5N Pi =1466.25 NLh1=3.67 X 1014hLh2=1.99 X 1015hPi =f PxFr2=1

22、.5 X(1X 977.5)=1466.25 N(3)軸承壽命計算 深溝球軸承£ =3Lh=106C7(60nP 3Lh1=106C/(60nP 13)=106X 44.8 X 106 3/60 =3.67 X 1014h>57600hLh2=106C/(60nP 23)=106x 44.8 X 106 3/60 =1.99 X 1015h>57600h預期壽命足夠八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算3X 320X (1.5 X 1558.5)3X 70.8 X (1.5 X 1466.25)k1=6mmk2=4mm由課本式(6-1 )T p=2TX 103/ (kld )確定上式中各系數(shù)T =100.871 N-m Ti =397.656N- mki=0.5h 1=0.5 X 12mm=6mm k2=0.5h 2=0.5 X 8mm=4mml i=Li-b i=63mm-12mm=51mm12=Lb2=50mm-12mm=38mmdi=7