1、 帶式運輸機傳動系統設計(第二組10）1. 帶式運輸機傳動系統示意圖2. 工作條件 運輸機工作平穩，單向運轉，單班制工作（每班按8h計算），使用年限8年，每年250天，允許運輸帶速度誤差為±5%。 3. 原始數據（所選題號10）已知條件：運輸帶拉力F=1700N 運輸帶速度V=1.87m/s 卷筒直徑D=300mm 總體設計（文中未注明出處的圖和表均來源于課本教材機械設計/龍振宇主編.北京：機械工業出版社，2002.7）1 傳動方案的擬定根據已知條件計算出工作機卷筒的轉速為 選用同步轉速為1500r/min或1000r/min的電動機，可估算出傳動裝置的總傳動比i約為1530。2 電

2、動機的選擇1) 電動機類型的選擇：電動機的類型根據動力源和工作條件，選用Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機。2) 電動機功率的選擇： 因為運輸機工作平穩，查課本258頁表10-5得工況系數 ，取設計方案的總效率 本設計中電動機輸出軸與減速器輸入軸間聯軸器的傳動效率（2個），取；一對滾動軸承的傳動效率（3對），取（球軸承）；一對閉式圓柱齒輪的傳動嚙合效率（2對），當齒輪精度為8級（不含軸承效率）稀油潤滑時取；減速器輸出軸與驅動卷筒軸間的聯軸器傳動效率，取。則傳動系統的總效率工作機所需要的有效功率為 電機所需功率為查手冊Y系列三相異步電動機型號與技術數據表選取電動機的額定功率為3)電

3、動機轉速的選擇：選擇常用的同步轉速為1500r/min或1000r/min的電動機。4) 確定電動機的型號：根據電動機所需功率和同步轉速，查Y系列三相異步電動機型號與技術數據表可知，電動機型號為Y160M-4或Y160L-6。相據電動機的滿載轉速和滾筒轉速可算出總傳動比 。現將此兩種電動機的數據和總傳動比列于下表中： H=160mm 方案號電動機型號額定功率kW同步轉速r/min滿載轉速r/min總傳動比堵轉轉矩額定轉矩N·m最大轉矩額定轉矩N·m1Y160M-4111500146012.252.22.22Y160L-611100097016.842.02.0由上表可知，方

4、案1中電動機轉速高，價格低。故初選電動機型號為Y160M-4。查表知，該電動機中心高H=160mm，軸外伸軸徑為，軸外伸長度為。三.分配的傳動系統的傳動比 按兩級大齒輪浸油深度相近，以使潤滑簡便的原則推薦高速級傳動比應大于低速級傳動比，其中。取,則 四.傳動系統的運動和動力參數計算（1）各軸轉速：（2）各軸的輸入功率：（2）各軸轉矩各傳動軸的運動和動力參數軸號轉速功率轉矩傳動比效率電動機軸1402.1714.1914.08310.990.960.961I14602.1414.05II357.802.0855.51III119.21.9159.94卷筒軸119.21.9159.945 傳動零件的

5、設計及幾何尺寸的計算本設計中的雙級圓柱齒輪減速器是二級減速器中最簡單的一種，由于齒輪相對于軸承位置不對稱，軸應具有較大的剛度，用于載荷平穩的場合，高速級常用斜齒，低速級用斜齒和直齒。故高速級選用斜齒圓柱齒輪傳動，低速級選用直齒圓柱齒輪傳動。且設計中的減速器為一般用途減速器，故選用軟齒面齒輪傳動。 已知輸入功率，小齒輪的轉速，壽命為8年（每年工作250天），單班制（每天工作8h）。1. 低速級直齒輪傳動設計（1） 選擇材料。查表9-5小齒輪選用40Cr調質處理，；大齒輪選用45鋼調質處理，計算時取，。（二者材料硬度差，合適）（2） 按齒面接觸疲勞強度初步設計由式 小齒輪傳遞的轉矩。齒寬系數。查課

6、本表9-10知，軟齒面、非對稱布置取。齒數比u：對減速運動。載荷系數K：初選（直齒輪、非對稱布置）。確定許用接觸應力由式 a. 接觸疲勞極限應力由圖9-34c查得， ，（按圖中MQ查值）。b.安全系數查表9-11，取。c.壽命系數。由式計算應力循環次數，式中 , , 查圖9-35得，（均按曲線1查得）故 計算小齒輪分度圓直徑取初步確定主要參數a. 選取齒數。取，取。b. 計算模數。，取標準值3mm。c. 計算分度圓直徑。（合適）；。d. 計算中心距。e. 計算齒寬。（3） 驗算齒面接觸疲勞強度由式彈性系數 由表9-9查得，。節點區域系數 由圖9-29查得，。重合度系數由 則載荷系數K a.使用

7、系數。由表9-6查得b.動載系數。由查圖9-23（初選8級精度）。c.齒向載荷分布系數。由表9-7，按調質齒輪、8級精度，非對稱布置，裝配時不作檢驗調整，可得d.齒間載荷分配系數。由表9-8先求 由前可知 則 故 驗算齒面接觸疲勞強度（4） 驗算齒根彎曲疲勞強度由式 由前可知，。載荷系數K。a. 使用系數同前，即。b. 動載系數同前，即。c. 齒向載荷分布系數。由圖9-25，當，時，查出。d. 齒間載荷分配系數。由，查表9-8，知，又由 ，得。故 。齒形系數。由，查圖9-32，得，。齒根應力修正系數。由，查圖9-33得，。重合度系數。同前，。許用彎曲應力。由式。式中彎曲疲勞極限應力，由圖9-3

8、6c，查得：,(按MQ查值)；安全系數，由表9-11 取；壽命系數，由，查圖9-37，得；尺寸系數，由，查圖9-38，。則 驗算齒根彎曲疲勞強度 故彎曲疲勞強度足夠。（5） 確定齒輪的主要參數及幾何尺寸分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒寬 取中心距 （6） 確定齒輪制造精度由前計算知查表9-13，確定齒輪第公差組為8級精度，第、公差組與第組同為8級。按機械設計手冊推薦確定其齒厚偏差，小齒輪為GJ，在其零件工作圖上標記為：8GJ GB/T10095-1988，大齒輪齒厚偏差為HK，其在零件工作圖上標記為：8HK GB/T10095-1988。（7）確定齒輪的結構、尺寸并繪制零件工作圖（見附錄

9、1） 2.高速級斜齒輪傳動設計（1）選定齒輪材料和精度等級選擇材料。查課本表9-5小齒輪選用40Cr調質處理；大齒輪選用45鋼調質處理，計算時取，二者材料硬度差。運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度（GB/T10095-1988）。（2） 按齒面接觸強度初步設計由簡化設計公式計算小齒輪傳遞的轉矩 齒寬系數。查課本表9-10取（軟齒面、非對稱布置）。齒數比u。對減速運動。載荷系數K。因速度高，非對稱布置，取。許用接觸應力由式 b. 接觸疲勞極限應力。 同直齒，。b.安全系數。查課本表9-11，取。c.壽命系數。由式計算應力循環次數，式中 , , 查圖9-35 （均按曲線1查得）故 計算

10、小齒輪分度圓直徑初步確定主要參數a. 選取齒數。取,取。b. 初選。c. 計算法向模數。選取標準模數。d. 計算中心距a。為便于箱體加工及測量，將a圓整，取。e. 計算實際螺旋角。 。f. 計算分度圓直徑。 （合適）。 驗證：，正確。g. 輪齒寬度。，圓整取。（3） 驗算齒面接觸強度由式 彈性系數。由表9-9 查得，。節點區域系數。由圖9-29 查得，。重合度系數。先由縱向重合度，知。故 螺旋角系數。圓周力。載荷系數K。a. 使用系數。由表9-6查得。b.動載系數。由查圖9-23，（初取8級精度）。c.齒向載荷分布系數。由表9-7，按調質齒輪、8級精度，非對稱布置，裝配時不作檢驗調整，可得 d

11、.齒間載荷分配系數。由查表9-8，式中 則 故 驗算齒面接觸疲勞強度 (4)驗算齒根彎曲疲勞強度由式 由前已知：。載荷系數K。a. 使用系數同前，即。b.動載系數同前，即。c.齒向載荷分布系數。由圖9-25，當 時，查出d.齒間載荷分配系數。由前可知： ，則由式 則前面已求得 故 可得 齒形系數。由當量齒數 查圖9-32，得 齒根應力修正系數。由，查圖9-33，得 重合度系數。由前可知：。螺旋角系數。由式 。由前計算，則計算時取及，。許用彎曲應力。由式 a.彎曲疲勞極限應力。 同直齒，即。b.安全系數。由表9-11取。c.壽命系數。由，查圖9-37， d.尺寸系數。由，查圖9-38，。則 驗算

12、齒根彎曲疲勞強度故彎曲疲勞強度足夠。（5） 確定齒輪的主要參數及幾何尺寸分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒寬 中心距 （6） 確定齒輪制造精度由查表9-13確定齒輪第級公差組為8級精度。第、公差組與組同為8級。按機械設計手冊推薦確定其齒厚偏差，小輪為GJ，在其工作圖上標記為：8GJ GB/T 10095-1988，大齒輪齒厚偏差為HK，在其工作圖上標記為：8HK GB/T10095-1988。（7）確定齒輪的結構、尺寸并繪制零件工作圖（見附錄1）六軸的設計計算 由于中間傳動軸上有大小兩個齒輪，輸入軸和輸出軸軸長的確定應以軸為參照，故應先設計軸。1. 中間軸的設計已知：。 軸上齒輪： ， （

13、左旋）， （1）選擇軸的材料選用45鋼，正火處理。估計軸的直徑小于100mm，由表13-1查得：（2）按軸所承受的扭矩初估軸的最小直徑由式，查表13-2得，取（此軸為轉軸，又是減速器的中間軸）。則因最小直徑在裝齒輪處，此處有一鍵槽，故軸徑應增大5%，即 取標準值（3）軸的結構設計確定各軸段的直徑考慮軸上的兩個齒輪分別由軸的兩端裝拆，此處裝大齒輪和小齒輪處的軸頭直徑均取為40mm，軸環和軸頭直徑過渡處的倒圓半徑取2mm，與軸頭配合的齒輪孔的倒角尺寸為2.5mm，軸環和軸頭半徑差為倍的倒角尺寸，所以軸環直徑取50mm。兩端裝軸承處的軸頸應小于40mm，同時考慮滾動軸承內徑的標準值，所以軸頸直徑取為

14、35mm。初選軸承類型及型號因軸承受徑向和軸向載荷的聯合作用，所以選用角接觸球軸承。根據軸頸直徑為35mm，初選7307C軸承，軸承采用飛濺潤滑，軸上不設置擋油板。確定各段軸的長度齒輪和軸承間采用套筒進行軸向定位。為保證套筒與齒輪端面靠緊而定位，裝齒輪處的軸頭長度應略小于齒輪輪轂寬度，所以裝大齒輪和小齒輪處的軸頭長度分別取為54mm和97mm。取軸環寬度，小齒輪端面到減速器內壁距離取為13mm。軸承端面到減速器內壁的距離取為5mm，所以右端套筒長度為18mm，左端套筒長度為21mm，由機械設計手冊查得7307C軸承的寬度為21mm。軸端倒角尺寸取為2mm，所以裝左軸承的長度為46mm，裝右端軸

15、承段軸的長度為43，軸的全長為248mm。軸上零件的周向固定大齒輪及小齒輪處均采用A型普通平鍵聯接，由手冊查得截面尺寸為，長度取為50mm和90mm。確定軸上倒圓半徑及軸頭與軸頸表面粗糙度軸頸和軸頭過渡處的倒圓半徑取為1mm，軸頭表面粗糙度，軸頸表面粗糙度由軸承標準查得。（4） 軸的受力分析軸上扭矩 由前可知：齒輪上的作用力確定跨距左端支反力作用點至大齒輪上力作用點間距離為右端支反力作用點至小齒輪上力作用點間距離為兩齒輪上力作用點間的距離為作計算簡圖（見圖6-1b）求水平面內支反力和，并作水平面彎矩圖（見圖6-1c、d）截面3的彎矩 求垂直面內支反力和，并作垂直面內彎矩圖（見圖6-1e、f）截

16、面3的彎矩 截面2的彎矩 作合成彎矩M圖（見圖6-1g）截面3的合成彎矩 截面2的合成彎矩 作扭矩T圖（見圖6-1h）圖6-1（5）軸的疲勞強度安全系數校核計算確定危險截面：由圖6-1a所示看出，軸上多個截面存在應力集中，但截面和截面所受載荷較小，可不考慮。截面和直徑相同，應力集中情況相同，但截面所受載荷較截面小，故課排除，截面和直徑相同，應力集中情況相同，但截面所受載荷較截面小，也可排除。所以只需對截面和進行安全系數校核。A. 截面的安全系數校核計算應力集中系數：名稱根據數值有效應力集中系數查表13-9（A型普通平鍵）絕對尺寸系數查表13-10（軸徑）表面狀態系數查表13-11（精車、表面粗

17、糙度表面未強化處理）等效系數查表13-13得；截面的抗彎、抗扭截面模量由軸的直徑，鍵槽寬，鍵槽深，查表13-14得截面上的應力：彎曲應力為對稱循環變化，彎曲應力幅，平均應力；扭轉切應力為脈動循環變化，扭轉切應力，扭轉切應力幅與平均切應力相等，；安全系數：彎曲安全系數 扭轉安全系數綜合安全系數 取，合適。B. 截面的安全系數計算應力集中系數有效應力集中系數：截面處有兩種應力集中。軸直徑變化過渡圓角的應力集中，由，按，查表13-8得。由此可見過盈配合引起的應力集中較大，應按其計算安全系數。絕對尺寸系數、表面狀態系數及等效系數同前。截面上的應力：截面的彎矩為，故，安全系數：彎曲安全系數：扭轉安全系數

18、：綜合安全系數取，合適。（6）校核鍵連接的強度兩個齒輪間軸上所受的扭矩相同，安裝兩齒輪處的軸頭直徑及鍵的截面尺寸也相同，大齒輪處鍵長較短，故應校核該處鍵聯接的強度。鍵長，工作長度，鍵高，接觸高度擠壓強度和剪切強度校核由表4-1查得，故合適。由前計算可知大齒輪上力的作用點到減速箱內壁距離為，小齒輪上力的作用點到減速箱內壁距離為。2.輸入軸的設計已知：。 齒輪：。 電動機軸徑。 （1）選擇軸的材料選用45鋼，調質處理，硬度，由表13-1查得：。 （2）按軸所承受的扭矩初估軸的最小直徑由式，查表13-2得因最小直徑在裝聯軸器處，此處有一鍵槽，故軸徑應增大5%，即 。考慮到輸入軸要與電動機軸通過聯軸器聯接，故取標準值。（3）軸的結構設計確定各軸段的直徑安裝聯軸器處軸頭直徑取為42mm，考慮軸上有多處需設軸肩，且軸上齒輪直徑與軸徑相差不大，故輸入軸設計為齒輪軸。考慮右端安裝軸承處還需設一軸肩，該處軸徑取為54mm，兩端裝軸承處的軸頸應小于54mm，同時考慮滾動軸承內徑的標準值，所以軸頸直徑取50mm。軸頸與安裝聯軸器之間軸肩直徑取為46mm。初選軸承類型及型號因軸承受徑向和軸向載荷的聯合作用，所以選用角接觸球軸承。根據軸頸直徑為5