1、計算內容 計算結果 一， 設計任務書 設計題目：傳送設備的傳動裝置 （一）方案設計要求： 具有過載保護性能（有帶傳動） 含有二級展開式圓柱齒輪減速器 傳送帶鼓輪方向與減速器輸出軸方向平行 （二）工作機原始數據： 傳送帶鼓輪直徑_ mm,傳送帶帶速_m/s 傳送帶主動軸所需扭矩T為_N.m 使用年限_年，_班制 工作載荷（平穩，微振，沖擊） （三）數據： 鼓輪D 278mm，扭矩T 248N.m 帶速V /s，年限 9年 班制 2 ，載荷 微振 二.電機的選擇計算 1. 選擇電機的轉速： a. 計算傳動滾筒的轉速 nw= 60V/d=60×0.98/3.14×0.278=67

2、.326 r/min b.計算工作機功率 pw=T nw/9.55×10³=248×67.326/9.55×10³=1.748Kw 2. 工作機的有效功率 a. 傳動裝置的總效率 帶傳動的效率1= 0.96 彈性聯軸器的效率2= 0.99 滾筒的轉速 nw=67.326 r/min 工作機功率 pw=1.748Kw 計算內容 計算結果 滾動軸承的效率 3=0.99 滾筒效率 4=0.96 齒輪嚙合效率 5=0.97 總效率 =1×2×34×4×5²= 0.95×0.99×0.

3、994×0.96×0.97²=0.816 c. 所需電動機輸出功率Pr=Pw/3. 選擇電動機的型號： 查參考文獻10 表16-1-28得 表1.1 方案 號 電機 型號 電機 質量 (Kg) 額定 功率 (Kw) 同步 轉速(r/min) 滿載 轉速 (r/min) 總傳 動比 1 Y100L1-4 34 2.2 1500 1420 21.091 2 Y112M-6 45 2.2 1000 940 13.962 根據以上兩種可行同步轉速電機對比可見，方案2傳動比小且質量價格也比較合理，所以選擇Y112M-6型電動機。 三.運動和動力參數的計算 1. 分配傳動比取

4、i帶=2.5 總傳動比 i=13.962 i減=i/i帶減速器高速級傳動比i1= =2.746 減速器低速級傳動比i2= i減/ i1=2.034 2. 運動和動力參數計算: 總效率 =0.816 電動機輸出功率 Pr=2.142kw 選用三相異步電動機Y112M-6 p=2.2 kw n=940r/min 中心高H=1112mm,外伸軸段D×E=28×60 i=13.962 i12=2.746 i23=2.034 P0=2.142Kw 計算內容 計算結果 0軸(電動機軸): p0=pr=2.142Kw n0=940r/min ´103´´10

5、3´軸(減速器高速軸): p1=p.´0.95=2.035Kw n1= n0/i01=940/2.5=376 ´103´P1/n1=51.687 N.m 軸(減速器中間軸): p2=p112=p1´5´´´0.99 =1.954 Kw n2= n1/i12=376/2.746=136.926 r/min ´103´ P2/n2=136.283N.m 軸(減速器低速軸): p3=p223= p2´5´3=1.876 Kw n3= n2/i23=67.319 r/min 

6、0;103´ P3/n3=266.133 N.m 軸(鼓輪軸): p4=p334=1.839 Kw n4= n3=67.319 r/min ´103´ P4/n4=260.884 N.m 四.傳動零件的設計計算 (一)減速器以外的傳動零件 1.普通V帶的設計計算 (1) 工況系數取KA=1.2 確定dd1, dd2:設計功率´2.2=2.64Kw n0=940r/min T0=21.762N.m p1=2.035Kw n1=376r/min T1=51.687N.m p2=1.954Kw n2=136.926 r/min T2=136.283 N.m p

7、3=1.876Kw n3=67.319 r/min T3=266.133N.m p4=1.839 Kw T4=260.884 N.m 小帶輪轉速n1= n0=940 r/min 選取A型V帶 取dd1=118mm dd2=(n1/n2)dd1=(940/376) ´118=295mm 取標準值dd2=315mm 實際傳動i=dd1/ dd2=315/118=2.669 所以n2= n1/i=940/2.669=352.192r/min(誤差為6.3%>5%) 重取 dd1=125mm, dd2=(n1/n2)dd1=(940/376)´125= 取標準值dd2=315

8、mm 實際傳動比i= dd1/ dd2=315/125=2.52 n2= n1/i=940/2.52=373.016 (誤差為8% 允許) 所選V帶帶速v=dd1 n1/(60´´ 125´940/(60´1000)=/s 在5 25m/s之間 所選V帶符合 (2)確定中心距 初定a0 :0.7(dd1 +dd2)a0 2(dd1 +dd2) 308a0880 取a0=550mm Lc=2 a0+(/2)( dd1 +dd2)+( dd2 -dd1)²/4 a0 =2´550+(3.14/2) ´(315+125)+(315

9、-125)²/4´550=1807.559 取標準值:Ld=1800mm 中心距:a=a0+ (LdLc)/2=550+(1800-1807.559)/2 計算內容 計算結果 = 取a=547mm,a的調整范圍為: amax=a+0.03 Ld=601mm amin=a-0.015Ld=520mm (2)驗算包角: 180°-(dd2-dd1) ´60° /a=180°-(315-125) ´60°/547=159°>120°，符合要求。 (3)確定根數:zpc/p0 p0=K(p0+p1

10、+p2) K=1.25(1- )=0.948 對于A型帶´´10-3, ´´10-5 L0=1700mm p0= dd11c1- - c3 (dd11)²- c4lg(dd11) =125´´´´ 10-15´ (125´´10-5´ lg(125´98.437)=1.327 p1= c4dd11 =0.148 p2=c4dd11 =0.0142 p0=0.948 ´(1.327+0.149+0.0142)=1.413 Kw 確定根數：z Zma

11、x z= = 取z=2 （4）確定初拉力F0 F0=500 =500× =175.633KN （5）帶對軸的壓力Q Q=2 F0zsin =2 =690.768KN （二）減速器以內的零件的設計計算 1齒輪傳動設計 （1）高速級用斜齒輪 選擇材料 小齒輪選用40Cr鋼，調質處理，齒面硬度250280HBS大齒輪選用ZG340 640，正火處理，齒面硬度170 220HBS 應力循環次數N： N1=60n1jLh=60×376×（9×300×16）×108 ×108 ÷×108 查文獻2圖5-17得：（允許

12、有一點蝕） 由文獻2式（5-29）得：，取，ZLVR=0.92 按齒面硬度250HBS和170HBS由文獻2圖（5-16（b）得：Hlim1=690Mpa, Hlim2=450 Mpa 許用接觸應力H1 =（Hlim1/SHmin）ZN1 ZX1 Zw ZLVR=647.496 Mpa，H2=（Hlim2/SHmin）ZN2 ZX2 Zw ZLVR =459.540 Mpa 因H2H1，所以計算中取H= H2 =459.540 Mpa 按接觸強度確定中心距 初定螺旋角=12° Z= =0.989 初取KtZt2=1.12 由文獻2表5-5得ZE=188.9 ，減速傳動，取a=0.4

13、端面壓力角t=arctan(tann/cos)=arctan（tan20°/cos12°）° 基圓螺旋角b= arctan(tan×cost)= arctan(tan12°×cos20.4103°)=11.2665° ZH= = =2.450 計算中心距a: 計算內容 計算結果 a = = 取中心距 a=112mm 估算模數mn=(0.0070.02)a=(0.0070.02)×= 0.7842.24 取標準模數mn=2 小齒輪齒數 實際傳動比： 傳動比誤差 在允許范圍之內 修正螺旋角= 10°

14、5039 與初選=12°相近，Z，ZH可不修正。 齒輪分度圓直徑 圓周速度 由文獻2表5-6 取齒輪精度為8級 驗算齒面接觸疲勞強度 按電機驅動，載荷平穩，由文獻2表5-3 取 KA=1.25 由文獻2圖5-4（b），按8級精度和 取KV=1.023 齒寬 ，取標準b=45mm 由文獻2圖5-7（a）按b/d1=45/61.091=0.737,取K=1.051 由文獻2表5-4，K=1.2 載荷系數K= KAKVKK= 計算重合度： 齒頂圓直徑 端面壓力角： 齒輪基圓直徑： mm mm 端面齒頂壓力角： 高速級斜齒輪主要參數： mn=2 z1=30, z2=80 = 10°

15、5039 mt= mn/cos= d1= d2= da1= da2= df1= d1-2(ha*+ c*) mn= df2= d2-2(ha*+ c*) mn= 中心距a=1/2(d1+d2)=112mm 齒寬b2=b= 45mm b1= b2+(510)=50mm 計算內容 計算結果 齒面接觸應力 安全 驗算齒根彎曲疲勞強度 由文獻2圖5-18（b）得： 由文獻2圖5-19得： 由文獻2式5-23： 取 計算許用彎曲應力： 計算內容 計算結果 由文獻2圖5-14得： 由文獻2圖5-15得： 由文獻2式5-47得計算 由式5-48： 計算齒根彎曲應力： 均安全。 低速級直齒輪的設計 選擇材料

16、小齒輪材料選用40Cr鋼，齒面硬度250280HBS,大齒輪材料選用ZG310-570，正火處理，齒面硬度162185HBS 計算應力循環次數N：同高速級斜齒輪的計算×108 ×108 計算內容 計算結果 查文獻2圖5-17得：ZN1=1.12 Z N2=1.14 按齒面硬度250HBS和162HBS由文獻2圖（5-16（b）得：Hlim1=690Mpa, Hlim2=440 Mpa 由文獻2式5-28計算許用接觸應力： H1 =（Hlim1/SHmin）ZN1 ZX1 Zw ZLVR=710.976 Mpa，H2=（Hlim2/SHmin）ZN2 ZX2 Zw ZLVR

17、=461.472 Mpa 因H2H1，所以取H= H2 =461.472 Mpa 按接觸強度確定中心距 小輪轉距T1=136.283N.m=136283N.m 初取KtZt2=1.1 由文獻2表5-5得ZE=188.9 ，減速傳動，取a=0.35 計算中心距a: a = 取中心距 a=150mm估算模數m=(0.0070.02)a=(0.0070.02)×150= 1053 取標準模數m=2 小齒輪齒數 齒輪分度圓直徑 齒輪齒頂圓直徑： 齒輪基圓直徑： mm mm 圓周速度 由文獻2表5-6 取齒輪精度為8級 按電機驅動，載荷平穩，而工作機載荷微振，由文獻2表5-3 取 KA=1.2

18、5 按8級精度和 取KV=1.02 齒寬 b= ,取標準b=53mm 由文獻2圖5-7（a）按b/d1=53/100=0.53,取K=1.03 由文獻2表5-4，K=1.1 載荷系數K= KAKVKK= 計算端面重合度： 安全。 校核齒根彎曲疲勞強度 按z1=50, z2=100,由文獻2圖5-14得YFa1=2.36 ,YFa2=2.22 由文獻2圖5-15得，。 Y由文獻2圖5-18（b），Flim1=290Mp, Flim2=152Mp 由文獻2圖5-19，YN1= YN2=1.0,因為m=45mm，。 取，。 計算許用彎曲應力： F1= Flim1YST YN1 YX1/SFmin=4

19、14Mp F2= Flim2YST YN2 YX2/SFmin=217Mp 計算齒根彎曲應力： F1=2KT1YFa1YSa1Y/bd1m=2F1 F2 均安全。 五軸的結構設計和軸承的選擇 a1=112mm, a2=150mm, bh2=45mm, bh1= bh2+(510)=50mm bl2=53mm, bl1= bl2+(510)=60mm (h-高速軸，l-低速軸) 考慮相鄰齒輪沿軸向不發生干涉，計入尺寸s=10mm，考慮齒輪與箱體內壁沿軸向不發生干涉，計入尺寸k=10mm，為保證滾動軸承放入箱體軸承座孔內，計入尺寸c=5mm，初取軸承寬度分別為n1=20mm,n2=22，n3=22

20、mm，3根軸的支撐跨距分別為： 計算內容 低速級直齒輪主要參數： m=2 z1=50, z1=50 z2=100 u=2.034 d1=100mm d2=200mm da1=104mm da2=204mm df1= d1-2(ha*+ c*) m=95mm df2= d2-2(ha*+ c*) m=195mm a=1/2(d2+ d1)=150mm 齒寬b2 =b=53mm b1=b2+ (510)=60mm 計算結果 l1=2(c+k)+bh1+s+bl1+n1=2×(5+10)+50+10+60+20=170mm l2=2(c+k)+bh1+s+bl1+n2=2×(5+

21、10)+50+10+60+20= 172mm l3=2(c+k)+bh1+s+bl1+n3=2×(5+10)+50+10+60+20=172mm (2)高速軸的設計： 選擇軸的材料及熱處理 由于高速軸小齒輪直徑較小，所以采用齒輪軸，選用40r鋼， 軸的受力分析： 如圖1軸的受力分析： lAB=l1=170mm, lAC=n1/2+c+k+bh1/2=20/2+5+10+50/2=50mm lBC= lAB- lAC=170-50=120mm (a) 計算齒輪嚙合力： Ft1=2000T1/d1=2000×Fr1=Ft1tann/cos×tan20°/co

22、s10.8441°=627.083N Fa1= Ft1tan×tan10.8441°=324.141N (b) 求水平面內支承反力，軸在水平面內和垂直面的受力簡圖如下圖： ×120/170=1194.445N RBx= Ft1-RAx=1692.131-1194.445=497.686N ×× 61.091/2)/170=500.888N RBy= Fr1-RAy=627.083-500.888=126.195N (c) 支承反力 彎矩MA= MB=0，MC1= RA lAC=64760.85N.mm MC2= RB lBC=6161

23、2.32N.mm 轉矩T= Ft1 d1/2=51686.987N.mm 計算內容 計算結果 d 軸的結構設計 按經驗公式，減速器輸入端軸徑A0 由文獻2表8-2，取A0=100 則d100 ，由于外伸端軸開一鍵槽， （1+5%）取d=20mm，由于da1<2d,用齒輪軸，根據軸上零件的布置、安裝和定位的需要，初定軸段直徑和長度，其中軸頸、軸的結構尺寸應與軸上相關零件的結構尺寸聯系起來考慮。 初定軸的結構尺寸如下圖： 高速軸上軸承選擇：選擇軸承30205 GB/T297-94。 （2）中間軸（2軸）的設計： 選擇軸的材料及熱處理 選用45號綱調質處理。 軸的受力分析： 如下圖軸的受力分析

24、： 計算內容 計算結果 lAB=l2=172mm, lAC=n2/2+c+k+bh1/2=22/2+5+10+50/2=51mm lBC= lAB- lAC=172-51=121mm lBD=n2/2+c+k+bl1/2=22/2+5+10+60/2=56mm (a) 計算齒輪嚙合力： Ft2=2000T2/d2=2000×Fr2=Ft2tann/cos×tan20°/cos10.8441°=620.037N Fa2=Ft2tan=1673.118×tan10.8441°=320.499N Fr3=Ft3tan=2725.660

25、15;tan20°=992.059N (b)求水平面內和垂直面內的支反力 ××56)/172=2064.443N RBx=Ft2+Ft3-RAX=1673.118+2725.660-2064.443=2334.35N ×××56)=190.336N RBY=Fr3-Fr2-RAY=992.059-620.037-190.336= 計算內容 計算結果 181.656N RA=2073.191N, RB=2341.392N 軸的結構設計 按經驗公式, dA0 由文獻2表8-2，取A0=110 則d110 ，取開鍵槽處d=35mm 根據軸上

26、零件的布置、安裝和定位的需要，初定軸段直徑和長度，其中軸頸、軸的結構尺寸應與軸上相關零件的結構尺寸聯系起來考慮。 初定軸的結構尺寸如下圖： 中間軸上軸承選擇：選擇軸承6206 GB/T276-94。 （3）低速軸（3軸）的設計： 選擇軸的材料及熱處理 選用45號綱調質處理。 軸的受力分析： 如下圖軸的受力分析： 計算內容 計算結果 初估軸徑： dA0 =110 聯接聯軸器的軸端有一鍵槽，（1+3%）=，取標準d=35mm 軸上危險截面軸徑計算：d=（）a=（）×150=4560mm 最小值dmin =45×（1+3%）=，取標準 計算內容 計算結果 50mm 初選6207G

27、B/T276-94軸承，其內徑，外徑，寬度為40×80×18 軸上各軸徑及長度初步安排如下圖： 低速級軸及軸上軸承的強度校核 a、 低速級軸的強度校核 按彎扭合成強度校核： 轉矩按脈動循環變化，0.6 Mca1= Mc=106962.324N.mm Mca2= Mca3=T=159679.800N.mm 計算彎矩圖如下圖： 計算內容 計算結果 剖面直徑最小，而計算彎矩較大，剖面計算彎矩最大，所以校核，剖面。 剖面:×35³=37.243Mp 剖面：×50³=15.376Mp 對于45號綱，B=637Mp，查文獻2表8-3得 b -1=

28、59 Mp，ca<b -1,安全。 精確校核低速軸的疲勞強度 a、 判斷危險截面： 各個剖面均有可能有危險剖面。其中，剖面為過度圓角引起應力集中，只算剖面即可。剖面與剖面比較，只是應力集中影響不同，可取應力集中系數較大者進行驗算。-面比較，它們直徑均相同，與剖面計算彎矩值小，剖面雖然計算彎矩值最大，但應力集中影響較小（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），所以與剖面危險，與剖面的距離較接近（可取5mm左右），承載情況也很接近，可取應力集中系數較大值進行驗算。 計算內容 計算結果 b.較核、剖面疲勞強度：剖面因鍵槽引 起的應力集中系數由文獻2附表1-1查得：k=1.76, k=1.54

29、剖面配合按H7/K6，引起的應力集中系數由文獻2附表1-1得：k。剖面因過渡圓角引起的應力集中系數查文獻2附表1-2（用插入法）： （過渡圓角半徑根據D-d由文獻1表查取） k，故應按過渡圓角引起的應力集中系數驗算剖面 剖面產生的扭應力、應力幅、平均應力為： ×35³=31.036Mp, a=m =max /2=15.52Mp 絕對尺寸影響系數查文獻2附表1-4得：，表面質量系數查文獻2附表1-5：， =0.92 剖面安全系數為： S=S= 取，S>S 剖面安全。 b、 校核，剖面： 剖面按H7/K6配合，引起的應力集中系數查附表1-1，k=1.97, k=1.51 剖面因過渡圓角引起的應力集中系數查附表1-2， ，k=1.612,k=1.43 剖面因鍵槽引起的應力集中系數查文獻2附表1-1得：k。故應按過渡圓角引起 計算內容計算結果 的應力集中系數來驗算剖面 MV×113=104196.057N.mm, TV=266133N.mm 剖面產生的正應力及其應力幅、平均應力： max= MV×50³=8.336Mp a=max=8.366 m=0 剖面產生的扭應力及其應力幅，