畢業設計（論文）（2011屆）題目帶式輸送機傳動裝置設計摘要TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"第一章緒論 3\o"CurrentDocument"1.1選題依據及意義 3\o"CurrentDocument"1.2研究內容 3第二章傳動裝置的總體設計 4\o"CurrentDocument"2.1傳動方案分析 4\o"CurrentDocument"2.2電動機的選擇 5\o"CurrentDocument"2.3傳動比的分配 6\o"CurrentDocument"2.4傳動裝置的運動和動力參數計算 6第三章傳動件的設計計算 8\o"CurrentDocument"3.1帶傳動設計 8\o"CurrentDocument"3.2齒輪傳動設計 9\o"CurrentDocument"3.2.1高速級齒輪的傳動設計 123.2.2低速級齒輪的傳動設計 17\o"CurrentDocument"第四章軸系零部件設計 24\o"CurrentDocument"4.1軸的設計與校核 244.2滾動軸承的選擇及校核 264.3鍵的選擇與校核 29\o"CurrentDocument"4.4聯軸器的選擇 31\o"CurrentDocument"第五章箱體的設計 32\o"CurrentDocument"第六章潤滑及密封的設計 34\o"CurrentDocument"第七章設計總結 35\o"CurrentDocument"第八章裝配圖及零件圖 36參考文獻 38\o"CurrentDocument"致謝 40摘要在現代化的企業中，有大量的原料半成品和成品（如，礦石、水泥等）需要機械搬運，除了起重機械搬送一部分可以裝箱或堆垛的大件物品外，大量的粒散料和小件物品的運輸，是靠各種運輸機來完成的，在很多工藝中運輸機械是必不可少的生產機械。運輸機械的形式有很多，通常根據有無擾性牽引件（比如，鏈、繩、帶等）等分為；（1） 具有擾性牽引件的運輸機；如帶式運輸機、板式運輸機、刮式運輸機、提升機、空架鎖道等。（2） 無擾性牽引件的運輸機；如螺旋運輸機、滾柱運輸機、氣力運輸機。以及其他裝載機械等。帶式運輸機是用途最為廣泛的一種運輸機械，主要應用在水平方向或沿坡度不大的傾斜方向，連續的大批量的運送散狀物料或單件物品。它具有生產效率高，運送距離長，工作平穩、結構簡單、可以在任意位置上裝載卸載、卸載自重小、工作可靠、操作簡便、耗能少等重要優點；缺點是允許的傾角?。ㄒ话阈∮?0度），帶條磨損較快等。其傳動裝置是其主要部分，它的設計和選型對帶式運輸機起著關鍵性的作用。因此我們必須嚴格按照設計規范對其進行設計。關鍵詞：帶式輸送機；選型設計；主要部件AbstractInamodernenterprise,alargenumberofrawmaterialsbulkandfinishedproduct(e.g.,ore,cement,etc.),inadditiontoneedmechanicalhandlinghoistingmachinerypartcanmovesentpackingorstackingthelargegoodsoutside,alargenumberofgrainbulkmaterialandsmallarticletransportation,isaccomplishedbyvarioustransporters,inmanyprocesstransportationmachineryisindispensableproductionmachinery.Therearemanyformsoftransportmachinerywithoutinterference,normallyaccordingtosexualtractionpieces(forexample,chain,ropetape,etc)isdividedinto;OfconveyorbeltisUSESthemostwidelyatransportationmachinery,mainlyusedinhorizontaldirectionoralongtheslopenotslopingdirection,continuousmasstransportdispersestheshapematerialorpiecegoods.Ithashighproductionefficiency,longdistancetransport,smooth,simplestructure,canbeinanypositiononloadunloading,unloadingself-respectsmall,reliableoperation,simpleoperation,lowenergy-consumingsuchimportantadvantages;Defectisallowedobliquitysmall(generallylessthan30degree),takethewearfaster,etc.Itstransmissiondeviceisthemainpart,itsdesignandselectionofbeltconveyorplayakeyrole.Therefore,wemuststrictlyaccordingtothedesigncodeforitsdesign.Keywords:beltconveyor,Selectiondesign;Maincomponents第一章緒論1.1選題依據及意義隨著制造業規模的擴大，生產批量的不斷增長，生產線已經越來越廣泛得應用于車間。輸送機作為生產線的樞紐，其主要作用就是將工件從一個工序輸送到下一個工序，它是由馬達提供動力，通過變頻器或變頻器調節到所需速度進行工作。帶式輸送機是連續運行的運輸設備，在冶金、采礦、動力、建材等重工業部門及交通運輸部門中主要用來運送大量散裝貨物，如礦石、煤、砂等粉、塊狀和包裝好的成件物品。帶式輸送機是煤礦最理想的高效連續運輸設備，與其它運輸設備相比，不僅具有長距離、大運量、連續輸送等優點，而且運行可靠，易于實現自動化、集中化控制，特別是對高產高礦井，帶式輸送機已成為煤炭高效開采機電一體化技術與裝備的關鍵設備。特別是近10年，長距離、大運量、高速度的帶式輸送機的出現，使其在礦山建設的井下巷道，礦井地表運輸系統及露天采礦場、選礦廠中的應用又得到進一步推廣。選擇帶式輸送機傳動裝置這種通用機械的設計作為畢業設計的選題,能培養我們獨立解決工程實際問題的能力，通過這次畢業設計師對所學基本理論和專業知識的一次綜合運用，也使我們的設計、計算和繪圖能力都等到了全面的訓練。1.2研究內容傳動裝置時輸送機的核心，研究其傳動裝置時關鍵所在。我選用了減速器作為輸送機的傳動裝置，減速器是原動機和工作機之間的獨立的閉式傳動裝置，用來降低轉速和增大轉矩一滿足各種工作機的需要。根據輸送機的特點。工作載荷比較平穩。選用展開式齒輪減速器，展開式齒輪減速器，結構簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求較大的剛度。高速級齒輪布置在軸承轉矩輸入端，這樣軸在轉矩的作用下產生的彎曲變形可部分相互抵消，以減緩高速齒輪載荷分布不均勻現象，因此展開式齒輪減速器就是就是通用輸送機所要設計的重點，其傳動裝置是其主要部分，它的設計和選型對帶式運輸機起著關鍵性的作用。因此我們必須嚴格按照設計規范對其進行設計。第二章傳動裝置的總體設計2.1傳動方案分析設計任務書以給定帶式運輸機的的傳動方案。機構運動簡圖如下:介于機械中原動機與工作機之間，主要將原動機的運動和動力傳給工作機，在此起減速作用，并協調二者的轉速和轉矩。2、該方案的優缺點：該工作機有輕微振動，由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動能減小動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的結構，而且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。減速器部分兩級展開式圓柱齒輪減速，這是兩級減速器中應用最廣泛的一種,而且采用高速機使用斜齒圓柱齒輪，斜齒輪能承受較大的人載荷,而且效率高，但是考慮到斜齒輪難于制造所以低速級使用直齒圓柱齒輪。齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠離扭矩輸入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現象。原動機部分為Y系列三相交流異步電動機?？傮w來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠,

此外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。2.2電動機的選擇（一）選擇電動機的類型按工作要求和工作條件選用Y系列三相籠型異步電動機，全封閉自扇冷式結構,電壓380V。（二）選擇電動機的容量工作機有效功率工作機的有效功率為PW二Fv1000工作機的有效功率為PW二Fv1000F=630N,v=1.6m/s630Nx1.6m/s1000二1.008kW各零件傳動效率值從電動機到工作機輸送帶間的總功率為比=n2F4F2-nTOC\o"1-5"\h\zL12 3 4聯軸器（彈性）n=0.99，軸承n=0.99，齒輪n=0.97，滾筒n=0.9612 3 4故：n=n2-n4-n-n=0.992x0.994x0.972x0.96=0.8504L12 3 4電動機的輸出功率電動機所需工作功率為Pd

=Pw=如=1.19kWnL0.850460x100060x1000x1.63.14x260=117.53r/min工作機卷筒軸的轉速為n=60X皿Vw nd二級圓柱齒輪減速器傳動比合理范圍i'L=8?40,所以電動機的可選范圍為n=n-i'=117.53x（8?40）r/min=940.24?4701.2r/min。dwL符合這一范圍的同步轉速有1000r/min和1500r/min兩種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質量及價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為1500r/min的電動機。（四）選擇電動機根據電動機類型、容量和轉速，查得選定電動機型號為Y90L-4。

其主要性能如下:電動機型號額定功率滿載轉速啟動轉矩額定轉矩錯誤！未找到引用源。Y90L-41.514002.22.2電動機外形尺寸（mm）如下:中心外形尺寸底腳安裝尺底腳螺軸伸尺寸建聯接部分高HLX(b/2+b)Xh121寸AXB栓直徑KDXE尺寸FXGD90335X(90/2+155)X190140X1251024X508X72.3傳動比的分配（一）總傳動比i￡為nm二竺二11.91zn117.53w（二）分配傳動比i￡=iIiII考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，取i]=1.3iII，故i［二\E3i￡=\：1.3X11.91二3.932.4傳動裝置的運動和動力參數計算參數：指各軸的轉速n、功率p、轉矩T先將各軸編號：O軸（電動機）、I軸（減速器高速軸）、II軸（減速器低速軸）、III軸（滾筒軸）各軸轉速I軸:970二323i1oI軸:970二323i1II軸：n=nr=-323=90r/-2i3.59 /min2III軸：n=n=90^min各軸功率o軸(電動機所需的輸出功率)P=P=7.22kw0d軸P二P耳二7.22x0.96二6.93KW0帶軸P二Pnn二6.93x0.99x0.97二6.65KW1球齒III軸P二Pnn二6.65x0.99x0.99二6.52KW2球聯各軸轉矩oT=9550葉=9550^32=71.08N.mTOC\o"1-5"\h\z軸：0 n 970T=9550J=9550a=170.57N.m軸：1 3 388T9550坯=9550乘=705.64Nm軸：2 n2 90T9550^=9550?=691.84N.m軸：3 n3 90計算結果列表f'、、 軸名參數O軸（電動機）I軸II軸III軸（滾筒）轉速(r/min)9703889090輸入功率（kw）7.226.936.656.52輸入轉矩（N.m）71.08170.57705.64691.84傳動比i33.591效率n0.960.960.98第三章傳動件的設計計算3.1帶傳動設計1、 選擇V帶型號：由表11-7查得KA=1.1,PC二KA?pd=1.1X4.46=4.906kw根據PC=4.906kw,nm=960r/min，由圖11-8可選取普通B型的。2、 確定帶輪基準直徑，并驗算帶速V：由圖11-8可知，小帶輪基準直徑的推進值為112?140由表11-8，則取dd1=125mm由dd2=dd1?nm/n1=125X960/240=500mm由表11-8取dd2=500mm,實際傳動比i為：i=dd2/dd1=500/125=4由(11-14)式得：v二兀dd1n0/60?1000=6.28m/sv值在5?25m/s范圍內，帶速合格。3、 確定帶長Ld和中心距a：由(11-15)式得:0.7(dd1+dd2)Wa0W2(dd1+dd2)437.5mmWa0W1250mm初選中心距：a0=550mm由(11-16)式得：L0=2a0+兀(dd1+dd2)/2+(dd2—dd1)2/4a0=2145.17mm由表11-2取Ld=2240mm由式(11-17)得實際中心距為：a?a0+(Ld—L0)/2=597.415mm4、 驗算小帶輪的包角a1,由式(11-18)得：a1=1800—57.3。X(dd2—dd1)/a=144.040>120。(滿足要求)5、 確定V帶的根數z：查表11-4，由線性插值法可得：p=1.64+[(1.93—1.64)/(1200—950)]?(960—950)=1.65kw查表11-5，由線性插值法可得：△p=0.25+[(0.3—0.25)/(980—800)]?(960—800)=0.294kw查表11-6，由線性插值法可得：ka=0.89+[(0.92—0.89)/(150—140)]?(144.04—140)=0.902查表11-2，可得kL=1.00由式(11T9)得V帶根數z為：z=p/[(p+△p)kak]C L=4.906/[(1.65+0.294)0.902?1.00]=2.8(根)取整數：故z=3(根)6、 計算單根V帶預緊力F0:查表11-1得q=0.17kg/m,由式(11-20)得單根V帶的預緊力F0為:F0=500p/zV[(2.5/ka)—1]+qV2C=500X4.906/[3X6.28(2.5/0.902—1)]+0.17X6.282=237.15KN7、 計算V帶對軸的壓力Q：由式(11-21)得V帶對軸的壓力Q為：Q=2zF0sin(a1/2)=2X3X237.15sin(144.04o/2)=1232.23N8、 V帶輪的結構設計，并繪制V帶輪的零件工作圖3.2齒輪傳動設計對于齒輪傳動的設計計算主要有以下工作：選擇齒輪材料及精度等級、按齒面接觸疲勞強度設計、轉矩T1、載荷系數k、許用接觸應力9]、校核齒根彎曲H疲勞強度、齒形系數Y和應力修正系數Y、許用彎曲應力9]、計算齒輪傳動Fa Sa F的中心矩a。1、選擇材料和熱處理方法，并確定材料的許用接觸應力根據工作條件，一般用途的減速器可采用閉式軟齒面傳動。查表5-6得小齒輪45鋼調制處理齒面硬度HBS=2301大齒輪45鋼正火處理齒面硬度HBS=1902兩齒輪齒面硬度差為40HBS，符合軟齒面傳動的設計要求2、確定材料許用接觸應力查表5-11得，兩實驗齒輪材料接觸疲勞強度極限應力為：TOC\o"1-5"\h\z6 =480+0.93(HBS-135)=480+0.93(230-135)=568.4Mpa 6hliml 1=480+0.93(HBS-135)=480+0.93(190-135)=531.2Mpahlim2 2由表5-12按一般重要性考慮，取接觸疲勞強度的最小安全系數：shlimi=i.0兩齒輪材料的許用接觸應力分別為[6H1]=6 /s=568.4Mpahlim1 hlim1[6H2]=6 /s=531.2Mpahlim2 hlim13、根據設計準則，按齒面接觸疲勞強度進行設計查表5-8，取載荷系數K=1.2；查表5-9，查取彈性系數Z=189.8 ;取齒寬系數屮=1（閉式軟齒面）；［6H］取其中較小值為531.2Mpa代入。故I、'1.2x8.69x104__3+1「3.54x189.8］2d三3 x x 1 3 0.5 3 531.2=76.34mm4、幾何尺寸計算齒數由于采用閉式軟齒面傳動，小齒輪齒數的推薦值是20?40,取Z=27，則1Z=812模數m=d1/Z1=2.83mm由表5-2，將m轉換為標準模數，取m=3mm中心距a=m(Z1+Z2)/2=162mm齒寬b二屮d=1X76.34=76.34mm，取整b=76mm2d1 2b=76+(5~10)mm，取b=80mm115、校核齒根彎曲疲勞強度由校核公式(5-35)=氾YYsFbdmFi查表5-10，兩齒輪的齒形系數，應力校正系數分別是（Y,Ys由線性插值TOC\o"1-5"\h\zF2 2求出）Z=27時Y=2.57Ys=1.60\o"CurrentDocument"1 F1 1Z=81時Y=2.218Ys=1.772 F2 2查表5-11，兩實驗齒輪材料的彎曲疲勞極限應力分別為6 =190+0.2(HBS-135)=209MpaTOC\o"1-5"\h\zflim1 16 =190+0.2(HBS-135)=201Mpaflim2 2查表5-12，彎曲疲勞強度的最小安全系數為s =1.0Flim1兩齒輪材料的許用彎曲疲勞應力分別為[6]=6 /s =209MpaF1 hlim1 hlim1[6]=6 /s =201MpaF2 hlim2 hlim2將上述參數分別代入校核公式(5-35)，可得兩齒輪的齒根彎曲疲勞應力分別為2kt6= 丄YYsV[6]=209MpaF1bdmF1 F1i2kt6=jYYsV[6]=201MpaF2bdmF22 F21所以兩齒輪的齒根彎曲疲勞強度均足夠。6、 齒輪其他尺寸計算分度圓直徑d=mZ=3X27=81mm11d=mZ=3X81=243mm22齒頂圓直徑d=d+2h=81+2X3=87mmTOC\o"1-5"\h\za11 ad=d+2h=243+2X3=249mma22 a齒根圓直徑 d=d-2h=81-2X1.25=77.25mmf11 fd=d-2h=243-2X1.25=239.25mmf22 f中心距 a=m(Z1+Z2)/2=162mm齒寬 b=80mmb=76mm127、 選擇齒輪精度等級齒輪圓周速度v1=6^000=1.36m/s查表5-7，選齒輪精度等級：第II公差組為9級，由“齒輪傳動公差”查得小齒輪 9-9-8GJGB10095-88大齒輪 9-9-8HKGB10095-88

3.2.1高速級齒輪的傳動設計材料及齒輪精度：考慮到齒輪所傳遞的功率不大，且該機構傳動尺寸無嚴格限制，所以齒輪材料可選用中碳鋼，調質處理。參照參考資料[1]中表6-2可得，小齒輪齒面硬度為230-240HBS,大齒輪齒面硬度為190-200HBS,且大小齒輪都采用斜齒圓柱齒輪閉式軟齒面傳動，選用8級精度。選取齒輪齒數和螺旋角閉式軟齒面齒輪傳動，初選z=24,則Z2二iTxZ、二3.93x24二94.32，取z=95。2T12(Z)(Z)102)i-23.98-二100%=26i3.981丿V 丿驗算：Ai=100%=1.4%V土5%(符合要求)。初選0二12。。按齒面接觸疲勞強度設計對閉式軟齒面齒輪傳動，承載能力一般取決于齒面接觸強度，故按接觸強度計算，校核齒根彎曲疲勞強度。TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"d>3 1. (EH )2it\屮u [b]d H式中各參數為：因為啟動載荷為名義載荷的1.5倍，故初取齒輪載荷系數K=1.5。tT[=8036.325N-mm。由參考文獻[1]P133表6-6,因為所設計的減速器為不對稱布置，故T的取值d

范圍應在0.6?1.2，為方便計算，選取齒寬系數屮=1.0。d由參考文獻[1]P122表6-5查得彈性系數Z二189.8、MPa。E由參考文獻[1]P124圖6-14查得節點區域系數Z=2.45。H初取螺旋角0=12。。由參考文獻[1]P122公式(6-7)可計算齒輪傳動端面重合度：1 111e二[1.88-3.2(+)]cos卩二[1.88-3.2x( + )]cosl2。二1.676a z z 249512075由參考文獻[1]P127公式(6-13)取重合度系數Y=0.25+075=0.7，e%由式得e=0.318屮Ztan0=0.318x1.0x24xtanl2。=1.622，0 d1則由參考文獻[1]P140圖6-28查得螺旋角系數Y0二0.9，由參考文獻[1]P122圖6-13查得重合度系數Z=0.78eZ0=Jcos0二0.99。齒數比u=i=3.93。I根據設計要求：單班制工作，每班8小時，減速器使用壽命5年，每年按300天計小齒輪1和大齒輪2的應力循環次數分別為：N=60njL=60x1400x1x1x8x300x5=1.01x1091 1hiI3.93 =2?57x108'由參考文獻iI3.93 =2?57x108'由參考文獻[1]P125圖6-15查得：Z=1，N1Z=1.1。N2由參考文獻[1]P124公式(6-11)Q]h=N砂m計算許用接觸應力。SHmin式中:接觸疲勞極限,由參考文獻[1]P126圖6-16d,按小齒輪齒面硬度230?240HBS,均值235HBS，在MQ和ML中間(適當延長MQ和ML線)查得bHlim1=540MPa；同理，由圖6T6c查得-Hlim2= ，S ——安全系數，查得S =1.0。Hmin Hminz ——壽命系數，已由參考文獻［1］P125圖6-15查得：Z=1,TOC\o"1-5"\h\zN N1Z=1.1；N2□ =——Hliml\o"CurrentDocument"H1S N1 1Hmin□ =——Hlim2ZH2S N2 1Hmin又因為在選擇許用接觸的時候，應該選取其中較小的一個，即匸］口2二429MPa來進行H2齒輪的參數設計。將確定后的各項數值代入設計公式，求得:d1t-3■2KTud1t-3■2KTu土1ZZZZRX3 1. (EHJ)23屮U [b]d H(189.8x2.45x0.99x0.78丫二.'^5x8036^x注x3 1.0 3.39429mm二27.97mm修正d:1t兀dn 兀x27.97x1400___.v= 4#i= =2.05m/s160x1000 60x1000由參考文獻［1］P117表6-3查得使用系數K=1.0；A由參考文獻［1］P118圖6-7查得動載系數K=1.16；v由參考文獻［1］P119圖6-10查得齒向載荷分布系數K1.09（減速器軸的剛度較大）；由參考文獻［1］P120表6-4查得齒間載荷分配系數K=1.2，a則：K=KKKK=1.0x1.16x1.09x1.2=1.52。Av卩a,K ■152=d3 =28.44x3 =28.57mm1#3K 31.5*t

24d1cosB28.57xCOS12。,“

m,=1 = =1.16mm24n1 Z1由參考文獻［1］Pll3表6T，選取第一系列標準模數，同時，傳動需滿足模數m21-5-2mm'取叮E。齒輪主要幾何尺寸:中心距：a中心距：a二mn1(Z1+Z2)二1.5X(24+95)cosB 2xcos12。91.24mm，圓整為91mmW120mm，滿足要求。修正螺旋角：B二修正螺旋角：B二arccos件1"耳+'2)2a二arccos"x(24+95)二11。5，17,，2x91小齒輪分度圓直徑:1.5x24二36.71mmcos1115小齒輪分度圓直徑:1.5x24二36.71mmcos1115，17，，大齒輪分度圓直徑:1.5x95二145.29mmcos1115，17，，b二屮d=1.0x36.71二36.71mm，d1取B二38mm，B二43mm。1校核齒根彎曲疲勞強度2KT、……7 「］Q二4YYYYW治」FbdmFaSa￡卩 F1n式中各參數為：因為啟動載荷為名義載荷的1.5倍，故初取齒輪載荷系數K=1.5。t-=8036.325N-mm。齒寬b=36.71。模數m=1.5。n1小齒輪分度圓直徑：d二36.71mm。1齒形系數Y和應力修正系數Y:Fa Sa齒輪當量齒數:v1 1-COS3P24v1 1-COS3P24cos311o15，17，，=25.44,95COS3Pcos311o15，17，，=100.7由參考文獻[1]P128圖6-19查得齒形系數Y=2.61,Y=2.15。Fa1 Fa2由參考文獻[1]P129圖6-20查得應力修正系數Y=1.595,Y=1.79。Sa1 Sa2(7)重合度系數Y￡由《機械原理》可得公式（tana「（tan20。）a=arctan n=arctant（tana「（tan20。）a=arctan n=arctantICOSP,'1‘l心11。15'7”丿=20.36。COSP=bcosP-cosa ncosatcos11°15'17〃cos20。 =0.983cos20.36。aN1.676 acos2P 0.9832b=1.73由參考文獻[1]P126公式(6-13)計算可得:0.75 0.75八―Y=0.25+ =0.25+ =0.681.73aN⑻由參考文獻[1]P140圖6-28查得螺旋角系數Yp=0.9之前算得，小齒輪1和大齒輪2的應力循環次數分別為：N=1.01x109；N=2.57x10812由參考文獻[1]P130圖6-21查得彎曲強度壽命系數為：Y=0.87;Y=0.9N1 N2由參考文獻[1]P126圖6-22c,按小齒輪齒面硬度230~240HBS均值235HBS,在ML線（適當延長）查得b =340MPa；同理，在圖6-22b上，查得Flimb =310MPa；取S=1.25?Flim Flim 'b]=Fliml IMPaF1 S N11.25Fmint］-bflim2 MPaTOC\o"1-5"\h\zF2 S N2 1.25Fmin再將確定出來的數值代入彎曲強度校核公式，可得2KT““”” 2x1.52x8036.325小“ ?cc“““廠 「］t二卜YYYY二 x2.61x1.595x0.68x0.9二29.75MPawin」F1bdmFa1Sa18p38x36.71x1.5 F11n2KT““”” 2x1.52x8036.325 c?cc“ 「］t二4YYYY二 x2.15x1.79x0.68x0.9二27.5MPawt」F2bdmFa1Sa18p38x36.71x1.5 F21n所以，齒根彎曲疲勞強度足夠。齒輪精度設計根據設計要求，以低速級畫裝配圖，所以以低速級為例。3.2.2低速級齒輪的傳動設計材料及齒輪精度：考慮到齒輪所傳遞的功率不大，且該機構傳動尺寸無嚴格限制，所以齒輪材料可選用中碳鋼，調質處理。參照參考資料［1］中表6-2可得，小齒輪齒面硬度為230-240HBS,大齒輪齒面硬度為190-200HBS，且大小齒輪都采用斜齒圓柱齒輪閉式軟齒面傳動。選用8級精度。選取齒輪齒數和螺旋角閉式軟齒面齒輪傳動，初選z3=28,則Z4二inxZ3二3.03x28二84.84，取z4=85。初選P=12。初選P=12。。驗算：Ai=(z\

i-幺Z3iI丿100%=3.03-85283.03100%=0.18%<±5%(符合要求)。按齒面接觸疲勞強度設計對閉式軟齒面齒輪傳動，承載能力一般取決于齒面接觸強度，故按接觸強度計算，校核齒根彎曲疲勞強度。, [2KTu土I,ZZZZ,TOC\o"1-5"\h\zd>3 亠. (EH )221\屮U [b]1d H式中各參數為：因為啟動載荷為名義載荷的1.5倍，故初取齒輪載荷系數K=1.5。tT[[二2.64x104N-mm。由參考文獻[1]P133表6-6,因為所設計的減速器為不對稱布置，故屮」勺d取值范圍應在0.6?1.2,為方便計算，選取齒寬系數屮=1.0。d由參考文獻[1]P122表6-5查得彈性系數Ze=189&MPa。由參考文獻[1]P124圖6-14查得節點區域系數Z=2.45。H初取螺旋角0=12。。由參考文獻[1]P122公式(6-7)可計算齒輪傳動端面重合度：TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"1 1 1 1e二[1.88-3.2(+)]cos卩二[1.88-3.2x( + )]cosl2。二1.69\o"CurrentDocument"a z z 28854075由參考文獻[1]P127公式(6-13)取重合度系數Y=0.25+075=0.69，e%由式得e=0.318屮Z3tan0=0.318x1.0x28xtanl2。=1.89，0 d3則由參考文獻[1]P140圖6-28查得螺旋角系數Y0二0.9，由參考文獻[1]P122圖6-13查得重合度系數Z=0.735eZ=.Jcos0二0.99。0弋齒數比u=i=3.03。II根據設計要求：單班制工作，每班8小時，減速器使用壽命5年，每年按300天計小齒輪1和大齒輪2的應力循環次數分別為:N=60nJL=60x356.23x1x小齒輪1和大齒輪2的應力循環次數分別為:N=60nJL=60x356.23x1x1x8x300x5=2.56x108N 2?3=8.46x107,3.03由參考文獻[1]P125圖6-15查得：Z=1.1，N3Z=1.17。N4由參考文獻[1]P124公式（6-11）[b]=HSHmin耳斑計算許用接觸應力。式中:接觸疲勞極限，由參考文獻[1]P126圖6-16d，按小齒輪齒面硬度230?240HBS,均值235HBS,在MQ和ML中間（適當延長MQ和ML線）查得b =540MPa；同理，由圖6—16c查得b=390MPa，HlimlHlim2SHmi安全系數，查得S=1.0。Hmin壽命系數，已由參考文獻[1]P125圖6-15查得：Z=1.1，N3Z=1.17；b]Z=1.17；b]N4 H3b—Hlim3ZSHmin=540x1.1=594MPaN3 1b]H4bHlim4ZS N4=390x1.17=456.3MPa1-E_H_f[b]H：-E_H_f[b]H：2x1.5x2.62x104 3.03+1x x3.03(189.8x2.45x0.99x0.735\21.0456.3mm=38.59mmHmin又因為在選擇許用接觸的時候，應該選取其中較小的一個，即UH4=曲珈丹來進行齒輪的參數設計。將確定后的各項數值代入設計公式，求得:2KTu±1ZZZZR、圧. (EH￡P)2U 「=修正d:2t兀dnV= 2tII2 60x1000兀x38.59x356.23=0.72m/s60x1000由參考文獻[1]P117兀dnV= 2tII2 60x1000兀x38.59x356.23=0.72m/s60x1000由參考文獻[1]P117表6-3查得使用系數K=1.0；A由參考文獻[1]P118圖6-7查得動載系數K=0.8；v由參考文獻[1]P119圖6-10查得齒向載荷分布系數K1.09（減速器軸的剛度較大）;由參考文獻[1]P120表6-4查得齒間載荷分配系數K=1.2，a貝V：K=KKKK=1.0x0.8x1.09x1.2=1.05。Av0a，—=38.59x3：竺=34.26mmK \1.5d2cos0 34.26xCOS12°n2=七= =1-2mmZ3由參考文獻[1]P113表6-1,選取第一系列標準模數，同時，傳動需滿足模數28m三1.5-2mm,取m=1.5mm。n2齒輪主要幾何尺寸:中心距：a=Is芒丄= x"2*+ =106.64mm，圓整為87mmW140mm,2cos0 2xcos12。滿足要求。m修正螺旋角：0=arccosr2(Z3+Z4)=arccos1'5x坐±85)=13°3,32〃2a 2x87小齒輪分度圓直徑:佯=山x28 =43.12mmcos0 cos13o3'32"大齒輪分度圓直徑:驚=Z0^If=130?88mmb=屮d=1.0x43.12=43.12mm,d3取B取B=42mm,4B3=47mm。校核齒根彎曲疲勞強度2KTT……7 「］Q=圧YYYYW「1」FbdmFaSa8B3n(1)式中各參數為:(1)因為啟動載荷為名義載荷的1.5倍，故初取齒輪載荷系數K=1.5。(2)T［［二2.64x104N(2)T［［二2.64x104N-mm。(3)齒寬b=43.12。(4)模數m=1.5。n2(5)小齒輪分度圓直徑：d=43.12mm。3齒形系數Y和應力修正系數Y:Fa Sa齒輪當量齒數:z ?z= 3 = =30.29,zv3cos3B cos313。3'32〃28z4cos3B cos313°3'32〃85=91.95由參考文獻[1]P128圖6-19查得齒形系數Y =2.49,YFa3 Fa4=2.19。由參考文獻[1]P129圖6-20查得應力修正系數Y=1.62,Sa3Y=1.76。Sa4(7)重合度系數Y￡由《機械原理》可得公式(tana「(tan20。］a=arctan n=arctant\cosB>、2y1cos13°3'2”丿二20.48。cosPbcos卩?cosa cos13°3'32〃cos20。=°977cosatcos20.48°8..aNCOS2卩0.9772b1.69=1.77由參考文獻[1]P126公式(6-13)計算可得:0.75 0.75Y=0.25+ =0.25+ =0.671.77aN⑻由參考文獻[1]P140圖6-28查得螺旋角系數=0.88之前算得，小齒輪1和大齒輪2的應力循環次數分別為：N=2.56x108；N=8.46x107，3 4由參考文獻［1］P130圖6-21查得彎曲強度壽命系數為：Y=0.91;Y=0.95N1 N2由參考文獻［1］P126圖6-22c，按小齒輪齒面硬度230~240HBS均值235HBS，在ML線（適當延長）查得b 二340MPa；同理，在圖6-22b上,查得Flimb 二310MPa；取S二1.25-Flim Flim 'b］—Flim3 :MPaF3 SN31.2Fminb］—Flim4 MPaF4S N41.25Fmin再將確定出來的數值代入彎曲強度校核公式，可得b—YYYY—2x1.05x2.62x104x2.49x1.62x0.67x0.88—44.96MPawb]TOC\o"1-5"\h\zF3bdmFa3Sa3sp 45x43.12x1.5 F33n2KT““w 2x1.05x2.62x104 「]b—亠YYYY— x2.19x1.76x0.67x0.88—42.96MPa<bF4bdmFa4Sa4sP 45x43.12x1.5 F43n所以，齒根彎曲疲勞強度足夠。齒輪精度設計（大齒輪）按選擇的8級精度，查參考文獻［2］齒輪公差表可得，F-±31.5卩m,F-±18卩m，a ptF—70卩m，F—25卩m，F—29卩mp a p齒厚偏差計算（由參考文獻［1］可知）:分度圓弦齒高公稱值:|1+|1+冬1-cos'90。、l-1.511+竺1-cos［90。）12；Z4J12-:85J」lh—mn2—1.51mm分度圓弦齒厚公稱值:s—mn2—1.5x85sin（90。）—2.36mm由參考文獻[1]P151中式(6-35)可確定最小側隙：j 二2(0.06+0.0005a+0.03m)=2(0.06+0.0005x87+0.03x1.5)=0.099mmTOC\o"1-5"\h\zbnmin3 n23齒后上偏差：j 0099|E=—bnmin—= =0.053mm=53卩m，取負值，得E=一53卩m。\o"CurrentDocument"sns2cos 2cos20° snsOh查齒輪公差表，齒輪徑向跳動公差F=56Rmr查標準公差數值表，IT9=130rm查參考文獻[1]P151表6-9，徑向進刀公差：b=1.26IT9=1.26x130=163.8rm。r齒厚公差：T=2tanX；'F2+b2=2xtan20562+163.82=126卩m。sn Onr r齒厚下偏差：E=E-T=-53-126=-179rm。sni snssn各級齒輪的主要參數具體數值如下:高速級低速級齒數z24952885中心距a91107法面模數mn1.51.5螺旋角011°15’17〃13°3’32〃法面壓力角On20°20°端面壓力角Ot20.36°20.48°齒寬b43384742齒根高系數標準值h*am11齒頂系數標準值c*0.250.25當里齒數zv25.44100.728.11101.61分度圓直徑d36.71145.2930.2991.95第四章軸系零部件設計4.1軸的設計與校核軸的設計（a） 從動軸的設計1、 選取材料和熱處理方法，并確定軸材料的許用應力：由于為普通用途，中小功率，選用45鋼正火處理。查表15-1得a=600Mpa,b查表15-5得[a]T=55Mpab2、 估算軸的最小直徑：由表15-2查得A=110，根據公式（15-1）得：d1三A3斗=42.295mm考慮軸端有一鍵槽，將上述軸徑增大5%，即42.295X1.05=44.40mm。該軸的外端安裝聯軸器，為了補償軸的偏差，選用彈性柱銷聯軸器。查手冊表選用柱銷聯軸器，其型號為為HL3,最小直徑d1=45mm（b） 主動軸的設計1、 選取材料和熱處理的方法，并確定軸材料的許用應力根據設計要求，普通用途，中小功率，單向運轉，選用45鋼正火處理。查表15-1得6=600Mpa,查表15-5[6]=55Mpa.b 02、 估算軸的最小直徑由表[7]查取A=110，根據公式（15-1）得d1三Aj￡2=110x孑：423=26.2mmn 3320'2考慮軸端有一鍵槽，將上述軸徑增大5%,即26.2X1.05=27.51mm。該軸的外端安裝V帶輪，為了補償軸的偏差，選用腹板式帶輪，最后取軸的最小直徑為d1=30mm。3、 軸的結構設計并繪制草圖。1） 確定軸上零件的布置方案和固定方式2） 參考--般減速器機構3）確定軸的各端直徑外端直徑dl=30mm按工藝和強度要求把軸制成階梯形，取穿過軸承蓋周段的軸徑為d2=dl+2h=dl+2X0.07dl=34.2mm，由于該處安裝墊圈，故取標準直徑d2=36mm考慮到軸承的內孔標準。取d3=d7=45mm（兩軸承類型相同）。初選深溝球軸承型號為6209。直徑為d4的軸段為軸頭，取d=54mm4軸環直徑d5=50mm，根據軸承安裝直徑，查手冊得d6=47mm。4、確定各軸的長度：L4=84mm（輪轂寬度為B2=82mm。L4比B2長1~3mm）L1=58mm（HL3彈性注銷聯軸器J型軸孔長度為B1=60mmL1比B1短1~3mm）L7=20mm（軸承的寬度B3為19mm，加1mm的擋油環）L5=8mm（軸環寬度為b±1.4h）根據減速器結構設計的要求，初步確定△2=10~15mm l2=5~10mmL6=^+L2—L5=llmm2L3二B3+L2+A=42mm2L2=55mm兩軸承的跨距L二B+2L+2A+B=22+2X（5~10）+2X（10~15）+56=135mm3 2 2 2軸的校核根據總合成彎矩圖、扭矩圖和軸的結構草圖的判斷a、b截面是否為為危險截面,下面分別進行校核：（1）校核a截面IMeada三3 =23.96mm\0.1[]y b-1考慮鍵槽后，由于da=23.96X1.05=25.158mm<dl=32mm,故a截面安全。（2）校核b截面Meb=M合=107767N?mm:Meb\：O.1Q」］考慮鍵槽后，由于db=26.96X1.05=28.3mm<d4=47.5mm，故b截面安全。因為危險截面a、b均安全，所以原結構設計方案符合要求。4.2滾動軸承的選擇及校核(a)滾動軸承的選擇1、輸入軸承選用6209型深溝球軸承，其內徑d為45mm,外徑D為85mm，寬度B為19mm.Cr=24.5kN根據根據條件，軸承預計壽命16x365x8=48720小時已知nII=458.2r/min兩軸承徑向反力：FR1=FR2=500.2N初先兩軸承為6209型深溝球軸承根據手冊P265(11-12)得軸承內部軸向力FS=0.63FR則FS1=FS2=0.63FR1=315.1N因為；FS1+Fa=FS2Fa=0故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端FA1=FS1=315.1NFA2=FS2=315.1N求系數x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根據手冊P263表(11-8)得e=0.68FA1/FR1<ex1=1FA2/FR2<ex2=1y1=0 y2=0⑷計算當量載荷P1、P2根據手冊P263表(11-9)取fP=1.5根據手冊P262(11-6)式得Pl=fP(xlFRl+ylFAl)=1.5x(lx500.2+0)=750.3NP2=fp(x2FRl+y2FA2)=1.5x(lx500.2+0)=750.3N(5)軸承壽命計算因為；Pl=P2故取P=750.3N所以；角接觸球軸承￡=3根據手冊得7206AC型的Cr=23000N由手冊P264(ll-lOc)式得LH=16670/n(ftCr/P)￡=16670/458.2x(1x23000/750.3)3=lO475OOh>4872Oh所以預期壽命足夠2、輸出軸承選6213型深溝球軸承，其內徑d為65mm,外徑D=12Omm,寬度B為23mmCr=44.OkN已知nIII=76.4r/minFa=OFR=FAZ=9O3.35N試選6213型深溝球軸承根據手冊P265表(11-12)得FS=O.O63FR,則FS1=FS2=0.63FR=0.63x903.35=569.1N計算軸向載荷FA1、FA2VFS1+Fa=FS2Fa=O???任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放松端兩軸承軸向載荷：FA1=FA2=FS1=569.1N求系數x、yFA1/FR1=569.1/9O3.35=O.63FA2/FR2=569.1/93O.35=O.63根據手冊P263表(11-8)得：e=O.68因為；FAl/FRlve所以；x1=1y1=O

因為；FA2/FR2ve所以；x2=ly2=0計算當量動載荷Pl、P2根據表(11-9)取fP=1.5根據式(11-6)得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5x(1x903.35)=1355NP2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5x(1x903.35)=1355N計算軸承壽命LH因為；P1=P2故P=1355 ￡=3根據手冊P717207AC型軸承Cr=30500N根據手冊P264表(11-10)得：ft=1根據手冊P264 (11-10c)式得Lh=16670/n(ftCr/P)￡=16670/76.4x(1x30500/1355)3=2488378.6h>48720h所以；此軸承合格(b)滾動軸承的校核1、中間軸上滾動軸承正裝型號為6207深溝球軸承，查表得，C二26.8KN,C二20.5KN,F=.068F，取e=0.68r 0r drA點總支反力F=F=1707.14Nr1 RAB點總支反力F=F=581.9Nr2 RB2、外部軸向載荷F二F二1046.33NTOC\o"1-5"\h\zae a13、派生軸向力F=.068F二1024.283、派生軸向力d1 r1F=.068F二349.14Nd2 r2F+F=1389.47N〉F，則A被壓緊B被放松.d2 ae d1F二F二349.14N,F二1046.33Na2 d2 a1

F1046.33ai= =0.62<e,X=0.41,Y=0.87F1707.14rlF34914y二 二0.6<e,X二0.41,Y二0.87F581.9r22、當量動載荷據工況(工作平穩)，取載荷系數f二1.1則算得當量動載荷如下：pP=f仗頁+Yf])=1.1x(0.41x1707.14+0.87x1046.33)=1771.26NP=f(XF+YF)=1.1x(0.41x581.9+0.87x349.14)=596.56N2 p r2 a23、驗算軸承壽命P>P,則只用驗算A軸承，預期壽命[l]=8x320x8x2=40960h1 2 h106(C、106(C、60nIP丿106 (26.8x103)360x13211771.26=427607.5h>h則軸承的壽命滿足要求.4.3鍵的選擇與校核標準鍵的選擇包括鍵的選擇，聯軸器的選擇，螺栓、螺母、螺釘的選擇，銷的選擇、墊圈、墊片的選擇。1、鍵的選擇查表4-1（機械設計基礎課程設計）鍵1：圓頭普通平鍵（A型）b=8mmh=7mmL=28mm鍵2：圓頭普通平鍵（A型）b=14mmh=9mmL=45mm鍵3：圓頭普通平鍵（A型）b=14mmh=9mmL=63mm鍵4：圓頭普通平鍵（A型）b=20mmh=12mmL=56mm鍵5：圓頭普通平鍵（A型）b=16mmh=10mmL=40mm2、螺栓、螺母、螺釘的選擇

考慮到減速器的工作條件，后續想體的附件的結構，以及其他因素的影響選用螺栓GB5782-86,M6*25和GB5782-86,M10*35,GB5782-86,M10*25三種。選用螺母GB6170-86,M10和GB6170-86,M12兩種。選用螺釘GB5782-86,M6*25和GB5782-86,M6*30兩種。3、鍵的校核設定輸入軸與聯軸器之間的鍵為1,齒輪2與中間軸之間的鍵為鍵2,齒輪3與中間軸之間的鍵為鍵3,齒輪4與輸出軸之間的鍵為鍵4,輸出軸與鏈輪之間的鍵為鍵5。校核鍵的承載能力因為：鍵1受到的轉距T］=34.12N?m鍵2受到的轉距T2=97.78N?m鍵3受到的轉距T2=97.78N?m鍵4受到的轉距T4=357.58N?m鍵5受到的轉距T5=357.58N?m鍵的材料為鋼，輕微沖擊，［G］為100?120Mp，取［g］=110Mpp p2T乂103鍵的校核公式：g= （k=0.5hl=L-bd為軸的直徑）pkid所以：校核第一個鍵:=43.52MpW[g]p2Tx103 2x34.12校核第一個鍵:=43.52MpW[g]pg=——1 =—pkid 8x7x28校核第二個鍵:2Tx10校核第二個鍵:2Tx103G=2—pkid2x97.78x10314x9x45=34.49MpW[g]p校核第三個鍵:2Tx1032x97.78x校核第三個鍵:2Tx1032x97.78x103b= 3 =p kid 14x9x63=24.64MpW[b]p校核第四個鍵:2Tx103 2x357.58x103b= 4 =—pkid20x12x56=53.21MpW[b]p校核第五個鍵:2Tx103b=——5—

pkid2x357.58x10