1、機械設計課程設計說明書機械設計課程設計任務書、題目6:帶式輸送機的展開式二級圓柱齒輪減速器設計下圖為某廠自動送料輸送機的傳動系統運動簡圖。輸送帶速度允許誤差土5%,工作機效率為0.95,每日兩班制工作，每班為 8小時，使用年限為10年，帶式輸送機連續單向運 轉，工作過程有輕度振動，空載啟動。1電動機2 V帶傳動3 一展開式二級圓柱齒輪傳動4 聯軸器5 帶式輸送機、原始數據運輸機工作軸轉矩T（N.m）輸送帶速度v（m/s）運輸帶卷筒直徑D（mm）使用年限（每年按300天計）13001.5542010三、設計內容和要求1、編寫設計說明書一份，其內容包括：（1）傳動系統方案的分析和擬定；（2）電動機

2、的選擇與傳動裝置運動和動力參數計算；（3）傳動零件的設計計算（如齒輪傳動、蝸桿傳動、帶傳動等）；（4）軸的設計計算；（5）軸承及其組合部件設計；（6）鍵連接和聯軸器的選擇、校核；（7）減速器箱體、潤滑及附件設計；（8）裝配圖和零件圖設計；（9）軸的強度校核；（10）軸承壽命校核；（11）設計小結；（12） 參考文獻（13）致謝。2、要求（1）減速器裝配圖1張，A0;（2）零件工作圖兩張（輸出軸及該軸上的大齒輪），圖號自定，比例1:1;（3）設計計算說明書（不少于 1萬字，圖文并茂）。注：本設計任務書與說明書一起裝訂。二.各主要部件選擇部件因素選擇動力源電動機齒輪直齒傳動平穩高速級，低速級做成直

3、jlH四軸承此減速器軸承所受軸向力不大球軸承聯軸器結構簡單，耐久性好彈性聯軸器鏈傳動工作可靠，傳動效率身單排滾子鏈三.電動機的選擇目的過程分析舊根據一般帶式輸送機選用的電動機選擇功率工作機所需有效功率為Pw = Tn/ （9550刀）=10.095KW圓柱齒輪傳動效率（兩對）為刀i = 0.97滾動軸承傳動效率（四對）為刀2 = 0.99彈性聯軸器傳動效率 Y 3 = 0.98輸送機滾筒效率為Y 4= 0.99V帶傳動的效率X 5= 0.96電動機輸出有效功率為cPwPed =;7 : 11.755KWed n * n2 * n * n * n2 52431型號查得型號Y160L-4封閉式三相

4、異步電動機參數如下額定功率p=7.5kW滿載轉速1440 r/min同步轉速1500 r/min四.分配傳動比目的過程分析分配傳動比傳動系統的總傳動比i_m其中i是傳動系統的總傳動比， 多級串聯傳動系統的總傳動等于各 nw級傳動比的連乘積；nm是電動機的滿載轉速，r/min ; nw為工作機輸入軸的轉速，r/min 。n i = = 20.72 nw取 ii =2ii =3.22ih=3.22i：總傳動比i1 ： v帶傳動比 L ：低速級齒輪傳動比ih：高速級齒輪傳動比閏土機械外文翻譯某寶店五.傳動系統的運動和動力參數計算目的過程分析設：從電動機到輸送機滾筒軸分別為1軸、2軸、3軸、4軸；對應

5、于各軸的轉速分別為“1、為、可、；對應各軸的輸入功率分別為21、片、片、% ;對應名軸的輸入轉矩分別為11、7、4、A ;相鄰兩軸間的傳動比分別為 12、傳動系統的運動和動力參數計算軸號電動機兩級圓柱減速器工作機1軸2軸3軸4軸轉速n(r/min)n0=1460n1=730n2=226.825n3=70.48n4=70.48功率P(kw)P=11.755Pi=11.285P2=10.835P3=10.405P4=10.095轉矩T(N m)T0=76.91Ti=147.665T2=456.375T3=1410.45T4=1368.425、;相鄰兩軸間的傳動效率分別為他、 的、 的。傳動比 ii

6、oi=2ii2=3.22兩軸聯接V帶齒輪齒輪i23=3.22傳動效率01 01=0.9612=0.9623 23=0.96V帶的設計1、確定計算功率查得工況系數KA =1.1Pca = KA * P =12.9305KW2、選才i V帶的帶型選才I A型帶3、確定帶輪的基準直徑 dd并驗算速度1、初選小帶輪的直徑dd1 =160mmm2、驗算帶速二 ddE11000*60= 12.23m/s因為 5m/s<v<30m/s ,合格4、計算大帶輪的基準直徑dd2 = i* dd1 = 320mm圓整后為3205、確定V帶的中心距a和基準帶長Ld1、初選 a0=670mm2、計算所需的基

7、準長度2,“ 二 *(dd1 dd2) (dd2 -dd1)Ld0 = 2 a。-24*a0=2095.09mm6、7、選擇基準帶長Ld =2000mm3、計算實際中心距Ld - Ld0a = a0=622.45mm2中心距的變化范圍是 592.45mm.682.45mm驗算小帶輪的包角0 (dd2dd1)*57.3°：i =180°d =165.73計算帶的根數1、計算單根V帶的額定功率P0 =3.636KWP0 =0.463KWK=0.963KL =0.98Pr =(P0P0)K：Kl2、計算V帶的根書Pcaz = 一 =3.34Pr圓整z=4根8、計算最小初拉力(F0

8、)minq=0.1Kg/m(F0)min =500*(2.5 ":Peaqv2 =195.11NK - zv9、計算壓軸力Fpa(Fp)min =22任0g而(2) =1548.83N六.設計高速級齒輪1 .選精度等級、材料及齒數，齒型1)確定齒輪類型.兩齒輪均為標準圓柱直齒輪2)材料選擇.小齒輪材料為4 0 C r (調質)，硬度為2 8 0 H B S ,大齒輪材料為4 5鋼(調質)，硬度為2 4 0 HBG二者材料硬度差為4 0 HBS3)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7級精度4)選小齒輪齒數Z 1= 2 4 ,大齒輪齒數Z 2= i i Z 1 = 3.22X24=

9、91.68取Zz=92。2 .按齒面接觸強度設計KT u 1 Z _ c按式(1021)試算，即 d1t 至 2.323 KT1* u_1* (-ZE-)2u 二 h1)確定公式內的各計算數值(1 )試選 Kt =1.3(2)計算小齒輪傳遞的轉矩9550* PJ1000n1= 147632.53N.mm(3)選取齒寬系數1d =11(4)選取彈性影響系數系數 ZE =189.8MPa2(5)查表得安齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限c-Hlim1 =600Mpa查表得安齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限0 Hlim 2 = 550 Mpa(6)計算循環次數N1 =60nl jLh =3.4

10、x 1099N 2 60n2 jLh 1.04 x 10(9)由圖1 0 1 9查得接觸疲勞強度壽命系數KHN1=09 KhN2=0.95(10)計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為1 % ,安全系數為 S=1,由式1 0 1 2得二H1 = KHN1'Hlim1 =0.9 600MPa =540MPaK HN 2、H lim 2= 0.95 550MPa = 522.5MPa2)計算(1 )試算小齒輪分度圓直徑d1t ,由計算公式得d1t _ 74.57mm(2 )計算圓周速度Pm60*1 0 0 0=2.85m/s(3 )計算齒寬b及模數 mntb =* d1t =74.57dit

11、mt =3.11Z1h =2.25mt =6.99b b/h 10.67h(5 )計算載荷系數 K動載荷系數Kv =1.12直齒輪 KH ：. = KF：. =1Kh ； =1.432, KF ； =1.35K = KaKvKh-Kh =1.60384(6)按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式1 0 1 0 a得=79.97mm(m)計算模數mm = d1 =3.33Zi3 .按齒根彎曲強度設計 彎曲強度的設計公式m*32 電Zi22KTi *(YFaYsa二F(1)確定公式的各計算數值1、小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1 =500MPa小齒輪的彎曲疲勞強度極限C-FE1 =380MPa

12、2、彎曲疲勞壽命系數KFN1=0.85, KFN2=0.883、計算彎曲疲勞許用應力安全系數S=1.4K FN 1 ; FE1_0 F1 =-=303.57MPaKFN 2 FE2_二 F2 =238.86MPa4、計算載荷系數K = KAKVKF-KF- =1.5124、齒形系數%1 =2.65, YFa2=2.235、應力校正系數Ysa1 =1.58, Ysa2 =766、計算YFaYsa二fYFa1YSa1二 F1 = 0.01379YFa2YSa2二 F 2 =0.01644大齒輪的數值大(2)、設計計算m之2.33 圓整m=4Z1 =93.06 圓整后 93z2 =28.94 圓整后

13、 294、幾何尺寸的設計(1)、分度圓直徑d1 = z1 * m =116；d2 = z2* m =372(2)、計算中心距di d2= 244a 二2(3)、計算齒輪齒寬b=6dd1=80; B2=90; B1 =85七.設計低速速級齒輪1 .選精度等級、材料及齒數，齒型1)確定齒輪類型.兩齒輪均為標準圓柱直齒輪2)材料選擇.小齒輪材料為4 0 C r (調質) ，硬度為2 8 0 H B S ,大齒輪材料為4 5鋼(調質)，硬度為2 4 0 HBG二者材料硬度差為4 0 HBS3)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用 7級精度4)選小齒輪齒數Z 1= 2 4 ,大齒輪齒數Z 2= i i

14、 Z 1 = 3.22X24=77.16取Z2=77。2 .按齒面接觸強度設計按式(1021)試算，即 d1t > 2,323/T1*1* (-Z)2 3 u入D確定公式內的各計算數值(1 )試選 Kt =1.3(2)計算小齒輪傳遞的轉矩9550* P1*1000Ti = = 456185.39N.mmA(3)選取齒寬系數1d =11(4)選取彈性影響系數系數 ZE =189,8MPa2(5)查表得安齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限二-H|im1 =600Mpa查表得安齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限仃H lm 2 = 550 Mpa(6)計算循環次數9N1 =60n1jLh =

15、1.04x109N2 =60n2jLh =0.34x 10(9)由圖1 0 1 9查得接觸疲勞強度壽命系數KHN1=0.90, KHn2=0,95(10)計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為1 % ,安全系數為S=1,由式1 0 1 2得KHN 1；,H lim 1'- hi=二540MpaSKHN 20 H lim 2二 H2 =- = 522.5MPa2)計算(1)試算小齒輪分度圓直徑d1t,由計算公式得d1t _ 108.61mm(2 )計算圓周速度V = -= 1.29m/s60*1 0 0 0(3 )計算齒寬b及模數 mntb = ：'d * d1t =108.61m

16、md1tcmt =4.53Zih =2.25mt = 10.18b b/h 10.67h(5 )計算載荷系數K動載荷系數Kv =1.12直齒輪KH - = KF - =1KHp=1.610, KFp=1.38K =KaKvKh：Kh：. =1.603(6)按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式1 0 1 0 a得,Kd1 =d1t 3116.48mmKt(m)計算模數md cm = =4.85Zi3.按齒根彎曲強度設計 彎曲強度的設計公式2KTi */YFaYsam -3 2*()，乙二 f(2)確定公式的各計算數值6、小齒輪的彎曲疲勞強度極限<rFE1 =500MPa ,小齒輪的

17、彎曲疲勞強度極限ctfe1 =380MPa7、彎曲疲勞壽命系數K fn i =0.85, Kfn2=0.888、計算彎曲疲勞許用應力安全系數S=1.41 = KFN1- FE1 =303.57MpaS2 = Kfn2'- FE2 =238.87MPaS4、計算載荷系數K -KaKvKf-Kf，-1.5129、齒形系數YFa1 =2.65, YFa2=2.2310、應力校正系數YSa1 =1.58, YSa2 =1.766、計算YFaYSa二fYFa1YSa1二 fi= 0.01379YFa2YSa2、2= 0.01644大齒輪的數值大(2)、設計計算mA3.41 圓整 m=4Zi =9

18、3.235 圓整后 93z2 =29.12 圓整后 29 4、幾何尺寸的設計(1)、分度圓直徑d1 = z1 * m =116；d2 = Z2 * m =372 ；(2)、計算中心距d1 d2 a2 =2442(3)、計算齒輪齒寬b=Gddi=116; B2=125; B=120八、高速軸的設計1、軸上的功率巳轉速n和轉矩TP=11.285KW n=730r/min T=147.655N.m 2、作用在齒輪上的力2*T _ Ft =2 T =2568.09N; Fr =Ftan(二)=934.71N d壓軸力Fp =1548.83N; «為嚙合角為2003、初步確定軸的最小直徑dmi

19、n =AoJ = 32.90mm :冊3轉矩的載荷系數kA=i.3;計算轉矩Tca =kA*t =191.96N.m,選擇HL2型彈性柱銷聯軸器，半聯軸器與軸配合的鼓孔的長度上=82mm,d12 =38mm 4、軸的結構設計d 23 =40； d34 =45； d45 =50； d56 =56； d67 =45;123 =50； I34 =50； I45 =86； 156 =8； 167 =30；34與67處對應的是軸承選用 6309軸承12處的鍵選擇8X7X 70,倒角為1, 45處的鍵選擇12X8X63,倒角為1.6。5、求軸上的力載荷水平囿H垂直向V支持力Fnh1 =1144.28N,

20、Fnh 2 =1423.80NFnv1 =1495.05N , Fnv 2 = 2514.30N彎矢1 MM h =93259.12N.mmM v1 =160303.99N.mm ,M v2 = 164687.34N.mm總彎矩M1 =JmH +M： =185457.89N.mmM2 =(M； +M 22 =189259.34N.mm扭矩TT=147.665N.m軸的轉矩圖6、按彎扭合成應力校核軸的強度、-ca.M12 (aT)2W= 22.93MPa 其中 a=0.6;故安全可靠7、精確校核軸的疲勞強度(1)判讀危險截面經過判斷5面為危險界面(2)截面的左側抗彎截面系數W =0.1* d3

21、=0.1* 453 = 9112.5mm3抗扭截面系數WT =0.2* d 3 =0.2*453 =18225mm3截面左側的彎矩為截面左側的轉矩為截面上的彎矩應力截面上的扭轉應力M=197285.26mmT=147.665N.mM；人=21.65MPaWTT = =8.10MPaW軸的材料為45號鋼，調質處理， oB=640MPa , <r,=275MPa , £,=155MPar截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數ot和0( T杳表 因一 =0.043, 一 dD 一=1.2 d經過差值后得到 a。=2.069; 口工=1.65軸的材料敏感系數 qa = 0.804； q

22、 = 0.834軸的材料的有效應力集中系數 1=1 +qCF(ao-1)q =1.859; % = 1 + q式口 - 1) = 1.587軸的尺寸系數 君仃= 0.725;名七=0.84軸的表面質量系數 P仃=0.92 = P；軸的綜合系數K,_1 =2.65； K -1汨 L'% %= 1.97碳鋼的特性系數 中仃= 0.1；邛七=0.05于是計算安全系數Sca的值二Ka 1m= 4.78K .-a - ；： . m= 18.85Sa =ScS : 4.64S2 S2(3)截面的右側33抗彎截面系數 W =0.1* d =0.1*50 =91125抗扭截面系數WT =0.2* d

23、3 =0.2*503 =182250截面左側的彎矩為截面左側的轉矩為截面上的彎矩應力截面上的扭轉應力M=197285.25mmT=147.665N.mM二 b15.78MPaWTT = =8.10Pa W過盈配合處的 k的值，經過查表得 k =2.616; & =2.093 汨%r%表面質量系數仃=0.92 = P；軸的綜合系數K；二 心-1=2.71; K =工-1=2.18汨%支于是計算安全系數Sca的值KH 'm=6.45S 二K -a - m a . m=6.03= 17.16九、中速軸的設計1、軸上的功率巳轉速n和轉矩TP=10.835KW n=226.825r/mi

24、nT=456.375N.m2、作用在齒輪上的力2*T齒輪 2 上的力 Ft =2450.33N; Fr = Ft * tan(a) = 891.84N d2*T齒輪 3 上的力 Ft =7868.53N; F.=Ft*tan(a)= 2863.91N d'3、初步確定軸的最小直徑Pdm. =A(o3 = 36.52mm:小4、軸的結構設計61523d12 =55; d23 =56;d34 =60； d45 =56； d56 = 55；1i2 =59.5; l23=81;134 =105.5; I45 =126; 156 =57;12與56處對應的是軸承選用 6311軸承23處的鍵選擇1

25、4X9X125,倒角為2, 67處的鍵選擇14X9X63,倒角為2。5、求軸上的力載荷水平囿H垂直向V支持力Fnhi =5177.07N, Fnh2 =241.13NFnvi =1884.30N, Fnv2 =87.76N彎矢1 MM H1 =364983.55N.mmM H2 =21822.02N.mmM v1 =132843.15N.mm ,M v2 = 7942.5N.mm總彎矩M1 = VM； +M： =388407.38N.mmM 2 = V1 M H2 +M 22 =23222.51N.mm扭矩T軸的轉矩圖T=456.375N.m6、按彎扭合成應力校核軸的強度Mi2 (aT)2Ga

26、 =-=27.06MPa其中a=0.6; 故安全可靠W7、精確校核軸的疲勞強度(1)判讀危險截面經過判斷5面為危險界面(2)截面的左側333抗彎截面系數W=0.1*d =0.1*56 =17561.6mm截面左側的彎矩為截面左側的轉矩為截面上的彎矩應力截面上的扭轉應力抗扭截面系數Wt =0.2* d 3 =0.2* 563 35123.2mm3M=622553.67N.mmT=456.375N.mM0 b = 一 = 35.44MPaWTT = = 12.99MPa W軸的材料為45號鋼，調質處理， oB =640MPa ,仃i=275MPa , T=155MPa截面上由于軸肩而形成的理論應力

27、集中系數口仃和口 ,杳表 因=0.032, = 1.12dd經過差值后得到 a仃=1.91； «T = 1.22軸的材料敏感系數q.：=0.82； q. =0.85軸的材料的有效應力集中系數 kcr = 1 +qjot。-1)q =1.75； k = 1 + q(ot -1) =1. 19軸的尺寸系數 君仃=0.7115；=0.834軸的表面質量系數 P門=0.92 = Pt； kJL軸的綜合系數 K：_ =壇，-1 =2.65; K -1 =1.57% P 仃，丁碳鋼的特性系數 中門= 0.1;邛,=0.05于是計算安全系數Sca的值ScS.= 2.93(3)截面的右側=14.70

28、抗彎截面系數 W -0.1* d3 =0.1* 603 =21600截面左側的彎矩為截面左側的轉矩為截面上的彎矩應力截面上的扭轉應力抗扭截面系數WT =0.2* d 3 =0.2*603 =43200M=622553.67mmT=456.375N.mM；入=28.82MPaWTT = = 12.99MPaW過盈配合處的 腕 的值，經過查表得 組=2 63 ;匕=2 10 汩%表面質量系數P仃= 0.92 = PT；軸的綜合系數K 二一上-1 =2.73; K° - -1 =2.20 %r 產 cr3 7%于是計算安全系數Sca的值二Ka 1m= 3.50S =10.61K . -a

29、' ' ' mScaSQST =3.32S2,- S2十、低速軸的設計1、軸上的功率巳轉速n和轉矩TP=10.405KW n=70.48r/min T=1410.45N.m2、作用在齒輪上的力鼓輪上的力F=6189.765N2*T齒輪 4 上的力 Ft ="=7583.06N; F.= Ft * tan(a) = 2760.00N; d3、初步確定軸的最小直徑dmin =A0 2 = 64.20mm :%3聯軸器的載荷系數為0.6,計算轉矩Tca=846.27N.mm,故選擇HL5彈性柱銷聯軸器4、軸的結構設計d12 =70； d23 = 75； d34 =8

30、0； d45 = 85； d56 = 90；67 = 80；112 =142； 123 =50； 134 =72； 145 =116； 156=12；67 =45；34與78處對應的是軸承選用 6316軸承12處鍵的選擇為 18X11X125; 67處鍵的選擇為 20X12X100 倒角的選擇67處為2.5, 12處為25、求軸上的力載荷水平囿H垂直向V支持力FNH1 =1202.65N, FNH2 =5578.82NFNV1 =1557.36N , FNV2 =4185.53N彎矢1 MM h =130488.05N.mmM v1 =783824.11N.mm ,M v2 = 566363.

31、52N.mm總彎矩M1 =«M； +M=794611.47N.mmM2 =4M； +M 22 =581201.14N.mm扭矩TT=1410.45N.m軸的彎矩圖軸的轉矩圖6、按彎扭合成應力校核軸的強度Mi2 (aT)2oca =22.67MPa其中a=0.6; 故安全可靠W7、精確校核軸的疲勞強度(1)判讀危險截面經過判斷4面為危險界面(2)截面的左側333抗彎截面系數W =0.1* d =0.1*85 = 61412.5mm抗扭截面系數WT= 0.2* d 3 =0.2*853 =122825mm3截面左側的彎矩為截面左側的轉矩為M=1134350.42N.mmT=1410.45

32、N.m截面上的彎矩應力M二 b =18.47MPaWT截面上的扭轉應力=11.48MPaW軸的材料為45號鋼,調質處理， oB=640MPa , <i,=275MPa ,= 155MPa截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數ot門和a ,查表,r因一=0.029,dD一 二0.68d經過差值后得到 口汽=2.29; a7 = 0.139 kJV軸的材料敏感系數q. = 0.83； q = 0.88軸的材料的有效應力集中系數kcr = 1 +qc.(ac.-1)q =1.73;kT q.d .-1) =1.655軸的尺寸系數 6仃= 0.605; 6 =0.775軸的表面質量系數 P仃=0

33、.92 = P；k._1k 1軸的綜合系數 K . = 1=3.49; K =一-1=2.21汨%支碳鋼的特性系數 邛0= 0.1;中弋= 0.05于是計算安全系數Sca的值二二=4.26K 二二 一a C mK .-a - ；：. m= 11.92S 二 SSca . s2-s2=4.02(3)截面的右側抗彎截面系數W =0.1* d3 = 0.1* 803 =51200抗扭截面系數_ _ 33Wt =0.2* d =0.2*80 =102400截面左側的彎矩為截面左側的轉矩為M=1134350.42N.mmT=1410.45N.m截面上的彎矩應力截面上的扭轉應力M22.16MPaWT=11

34、.48MPaW過盈配合處的L的值，經過查表得 3=2.67;表面質量系數% = 0.92 = %;軸的綜合系數K iu L1-1 =2.83; K =幺一1 二 22.285 P仃% %于是計算安全系數Sca的值Sc二一=4.37m=11.56K a ，mc SSSca =2-2 =4.09Sc-S.1、高速軸上的軸承，軸承的型號為 6309;(1)、求比值Fa =0N; Fr =2889.46N;Fa=0, n=730r/minFr(2)查得X=1 ; Y=0 ;(3) 當量動載荷為查表得當量動載荷系數fp =1.2P = fp(XFr YFa) = 3467.35N(4) 要求工作的壽命時

35、間h1 =300x16x10=48000h查表得C=52.8106 C 3理論工作時間Lh = ()=80618.70h>h1 故可以使用 60n P2、中速軸上的軸承，軸承的型號為 6311; (1)、求比值LLFaFa =0； Fr =5509.32N;=0, n=226.825r/minFr(2)查得X=1 ; Y=0 ;(5) 當量動載荷為查表得當量動載荷系數fp =1.2pP = fp(XFr YFa) =6611.19N(6) 要求工作的壽命時間h1 =300x16x10=48000h查表得C=61.8,106 C Q理論工作時間Lh = ()=92947.38h>h1 故可以使用 60n P3、低速軸上的軸承，軸承的型號為6316;(1)、求比值Fa =0N; Fr =5706.98N;Fa=0, n=70.48r/minFr(2)查得X=1 ; Y=0 ;(8) 當量動載荷為查表得當量動載荷系數fp =1.2pP=fp(XFr YFa) U6848.37N(9) 要求工作的壽命時間h1 =300x16x10=48000h查表得C=65.48106 C , 理論工作時間Lh