第1章任務書1.1課程設計說明1.1.1題目及原始數據的確定根據任務分配，本人需要利用題號為8的設計數據，編號為d的傳動方案，來完成帶式運輸機傳動裝置的設計1.1.2課程設計的概述本設計為課程設計，通過帶式運輸機傳動裝置的設計這個課題的實際設計，來培養自己理論聯系實際的設計思想和解決實際工程的問題的能力，加深和鞏固自己的設計方面的相關知識，達到了解和掌握基本的機械零件、機械傳動裝置或簡單機械的設計過程和方法，并進行基本的設計技能的訓練，如計算機繪圖，熟悉《機械設計手冊》等資料，以及相關數據的處理能力。在設計的過程中體會和感悟理論與實際運用的差距，以及運用所學的理論知識解決實際中產生的問題的樂趣和成就感。我相信這一次獨立設計個人經歷和解決問題的方法、思路將會為自己大四的畢業設計提供寶貴的經驗和方法。1.2課程設計任務書1.2.1運動簡圖圖1帶式運輸機傳動示意圖1.2.2原始數據運輸帶工作拉力F/N:4000運輸帶工作速度v/（m/s）:1.6卷筒直徑D/mm:4001.2.3已知條件（1）工作條件：兩班制，連續單向運轉，載荷較平穩，室內工作，有粉塵，環境溫度35r；使用折舊期：8年；檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修;動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V；運輸帶速度允許誤差：5%制造條件及生產批量：一般機械廠制造，小批量生產。1.2.4設計內容減速器裝配圖1張(A0或A1)；零件工作圖2張；設計說明書1份。第2章設計步驟2.1初步確定減速器結構和零部件類型2.1.1選定減速器級數根據任務，需要采用兩級減速器2.1.2初選軸承類型由已知條件，可知減速器對軸承無特殊的要求，故采用滾動軸承。2.1.3決定減速器機體結構根據已知條件，可知對于減速器的機體沒有特殊的要求，為了便于裝配減速器，故采用沿齒輪軸線水平剖分的結構。2.2電機的選擇2.2.1選擇電機的類型由已知條件中的動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V，(2)工作環境：室內，且該機械要求氣動性能好，擁有較大的轉矩，，故可以參照下表確定電機采用：我國新設計的Y系列三相籠型異步電動機，電壓380V。2.2.2選擇電機的容量電機所需要的工作效率的公式為式中：P——工作機所需的工作效率，指工作機軸上的功率;n——由電機至工作機軸上的總效率。傳動裝置到主軸上的傳動總效率門a應為組成傳動裝置的各部分運動副效率的乘積，即(2-2)門=門門門門(2-2)a0 1 2n常用機械傳動和摩擦副的效率概略值如下(圖2-1)所示，

種類放率H種類放率①.汗艮好跑臺的日級和7織精度的齒掄佳動K油住1毋）0.98-^0.99摩擦平摩撩傳幼U.85~口?92日象精攜的齒無傳動〈油在1滑）0.97槽摩擦傳動0.UQ^Xi.909瘟蒂度南由至店遍渤1荒1酒）0.0_95加工齒的開式齒輪傳幼（:脂閭滑）□.94—0.96浮動聯軸器（十孝聯軸囂等）0.97—0.99毒蓋齒的開或擊掄傳動□.90^0.93齒戒膜料1器0_99很好跑合的6級和7級精度的岳范傳動（油涯1滑）0.97—0.98彈性聯獨器0.99?CL995$貌精度的告物傳動（油間滑）0a CL97萬向聯軸器（a<3a）0.97--0B98加工齒的開式齒輪傳幼（脂閭0=92-^0a95萬向聯軸囂）0a95~Ch97游旌齒的開式齒輪佶動□B88?592軸承朝沿示食0.94（—山帛婦1自諛蝸桿04Q--0.45萄海ii常0.97（-的）.單頭胡桿□B70^0a75伺滑特好（:莊為間滑）0-9S（—SRTT傳動戒泱醐桿0.75--0.020.99<對）三頭和四頭蝸桿0=80--^0b92劾承-基?球袖承（稀油間沿）0.99（—Sd）圓弧面蝸耗傳動0.05—0.95溜彳福承折希痼招滑）0.90（—對）平帶無壓探韜的開』?俺動0a98溫池內油的飛弒和密割庠擦oa95~CL99平帝有壓緊帖的開式傳幼0.97單級圓甘齒物猱速一靜0.97-0-98平帶玄支傳劾0a90j?形取同柱告韜殞逮器0H95—0fl960.96‘仃字1員|行焉輪赧休器0.96-0.90蜂哪0a93?辛雖園碓齒死點潼恕0a95TL96片式關節褪0.9E1夙旺圓枉焉輪質的豐0.94-0.9E0.96無如京速器0.駝?0.95齒狀鏈U.97攜線針羌耳速器0.90^U.97豆看粕組滑動帖承〔i=2~們□.92^0.98竺杠'吾動絲杠0.30-^0.SO浪勃仙承幻0.口時Ci.'J'：J孩劫絲杠0.9Bg96由該傳動轉置到傳送帶的主軸運動簡圖（圖2-2）可知，傳動裝置到主軸上的傳動總效率為n=nn2nn（其中n、n、n分別為v1 2 3 4 1 2 3帶傳動、齒輪傳動、齒形鏈、平帶傳動的傳動效率），取n「0.99（聯軸器）n2=0.97（8級精度齒輪傳動）n3=0.98（軸承）n4=0.96（滾筒），故 23n=0.992*0.972*0.984=0.82又由已知條件可知裝置所需功率P=F*v=6.4kW其輸出轉矩T=F*R=800Nm輸出轉速故電機效率至少應為因為載荷中等沖擊，電機功率即，參考給出的Y系列三相異步電動機的技術數據給出的功率，可知應選用額定功率為11kW的電動機。2.2.3確定電機轉速取其傳動比范圍為9-25，則電動機轉速可選用的范圍為688r/min-1910r/min根據所需的功率與轉速可知，需要選用型號為Y160M-4的電機，其轉速為1460r/min，2.3傳動裝置總體設計2.3.1總傳動比的計算2.3.2各級傳動比的分配若要滿足同軸要求，則IjI2，故I1=I2=即：兩級的傳動都為4.372.3.3計算傳動裝置的運動和動力參數傳動轉置從電機到工作機有三軸，故將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為I軸、II軸、III軸，IV軸，同時設I】、I】［為相鄰兩軸間的傳動比；n廣n］「nin、n^為相鄰兩軸的傳動效率；P】、P】、Pn、P］V為各軸的輸入功率(kW)；T】、T】、氣『為各齒輪軸的輸入轉矩(N/m)；n、n、n、n為各軸轉速(r/min)IIIIIIIV則有：下一級輸入功率P下可上七故有：P［=nI=p=pn=Pn=Pinn=Pv=Pnnv=對所有軸的下一級轉速，有nT=n上/；［故有：njn機二1460r/minn廣n機/I1=1460/4.37=334.10r/min%=n/I2=334.10/4.37=76.45r/minn^=n^=76.62r/min對于三根齒輪軸的轉矩，有：T=故有： 50.752Nm213.010Nm894.040Nm綜上所述傳動裝置的運動和動力參數如下表所示傳動裝置的運動和動力參數表軸號功率/kw轉矩/Nm轉速/(r/min)電機軸7.8371460軸I7.75950.7521460軸II7.452213.01334.1軸III7.229894.0476.45軸W7.15776.452.4二級減速器齒輪傳動的設計2.4.1齒輪傳動的總設計因二級同軸式圓柱齒輪減速器要求兩級齒輪有相同的中心距,所以采用兩組相同的齒輪，這樣也給制造加工帶來方便。此處計算II軸小齒輪和III軸大齒輪。a精度等級：運輸機為一般工作機械，速度不高，故采用7級精度。(GB10095-88)b選擇齒輪材料：考慮減速器傳遞功率較大，所以齒輪采用硬齒面。小齒輪選用合金鋼20CrMnMo滲碳后淬火，齒面硬度HRC=60。大齒輪選用同種材料，滲碳后淬火，齒面硬度HRC=57。c選擇齒數：選小齒輪齒數Z=25。則大齒輪齒數：Z=iZ=4.38X25=109.5取Z=1092.4.2齒輪尺寸計算1 2 1 2按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算公式其中：載荷系數:Kt=1.4小齒輪傳遞的轉矩：T=213010N?mm齒寬系數氣=1 ''軸又知ZE計算公式其中：E1=E2=210GPa,氣=七=0.3故有：Z=191.65Mpai/2.、..E、 ，- … 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限。=1475Mpa；大齒輪的接觸疲勞Hliml強度極限。Hii2=1350Mpa；計算應力循環次數(n=334?10r/min)2N=60njL=60X334.10X1X(2X8X300X8)=7.698X108N=N/4.2i7=5.606X107查得接觸疲勞壽命應數KhN1=0.89；KhN2=0.97。取失效概率為1%，安全系數S=1,由［。］=KHN°Hlim得：S[。"=KmoHiiml/S=0.89X1475/1.0Mpa=1314Mpa[oH]1=KH0Hli/S=0.97X01350/1.0Mpa=1306Mpa由此可計算小齒輪分度圓直徑d，代入[0]中較小的值竺.坦(4)2=2.32.嚴X213010.切(121g；

>u[bh] 3 1 4.371306=46.189mm計算圓周速度V=ndn/60X1000=3.14X46.189X334.10/60X1000=0.808m/s計算齒成bb=?d=1X46.189mm=46.189mm計算備寬與齒高之比b/h模數m=d/^=46.189/17=2.717mm齒高h=2.125n1=2.25X2.717=6.113mmtb/h=46.189/6.113=7.556計算載荷系數根據v=0.808m/s,7級精度，查得動載系數K=1.05v直齒輪，假設KF/b^100N/mm。查得\二%=1.10查得使用系數Kv=1.10 HaFa._ 一一、A一..-查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置，故K耶=1.12+0.18(1+0.6?d2)^d2+0.23X10-3bK=1.12+0.18(1+0.6X12)X12+0.23X10-3X46.189=1.40由b/h=9.332,K=1.420查得K=1.34;故載荷系數HB 邛K=KKKK=1.10X1.05X1.10X1.40=1.7787按實際載荷系數校正嶄津彳得的分度圓直徑，得

K 1.7787.d=d3 =46.189X3 =50.03mmlmin1t*蹌 31.4計算模數mm4/zi=50.03/17=2.9427mm彎度強度的設計公式為其中：查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限分別為查得疲勞壽命系數K=0.92K=0.94計算彎曲許用應力FN1FN2取彎曲疲勞許用系數為S=1.4，則KFN19FE1S0.92xKFN19FE1S0.92x70014=460Mpa\1K9t =―FN2 FE2FN2S0.94x625八八， =419.61.4Mpa計算載荷系數KK=K?K-匕-*§=1.10x1.05x1.10x1.34=1.70247查取齒形系數查得Y=2.97Y=2.232查取應力校正索數 Fa2查得Ys「1.52 Ys2=1.758計算大小齒輪的4[b]FYFa1Ysa1=297xL52=0.009814[tL460Yf^=2.232x嘗=0.009351

[tJ? 419.6進行比較可知，小齒輪的數值較大。計算模數m=2.9095mmFaSaIg]'F/心」四fYfZ

3①/1=2.9095mmFaSaIg]'F/對比計算結果由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎度疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由齒根彎度疲勞強度算得的模數2.9095并就近圓整為標準值m=3.0mm,按齒面接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1最小為50.03mm，取小齒輪齒數z1=25則有分度圓直徑1 1d=mz=75mm符合條件故大齒輪齒數z=uz=4.37X25=109.25取z=1091確定2齒輪的主要幾何尺寸分度圓直徑：d1=75mm d2=328mm齒寬： b=51.0mm b =51.0mm取 B=56.0mm B =51.0mm中心距 a=201.5mm齒輪齒數： z=25 z =109驗算 1 2F=2T/d=2X213010/51=8353.3NKF/b=%110X8353.3/51=180.17N/mm>100N/mm 故，合格。2.4「3結構設計見繪制齒輪零件圖2.4.4齒輪潤滑設計計算第一級齒輪的圓周速度因為齒輪的圓周速度均滿足v<12ms，且兩個大齒輪的直徑相同，所以可采用將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑的方式。2.5軸的設計2.5.1按扭矩初算軸徑輸入軸選用45#調質鋼，硬度(217~255HBS)查表，取A=1120dminNc(P3/n3)1/3=112(7.157/76.45)1/3=50.85mm取d=51mm取d=55mm中間軸選用45#調質量鋼取[d]=32mm選用m6010型深溝球軸承，取最小直徑d=50mm=1.56[d]故不需要再核輸出軸選用45#調質鋼 min min取[d.]=20mm由于電機轉軸直徑d=42mm故取輸入軸直徑最小直徑dmin=32mm=1.6[d訕]所以不用校核2.5.2輸出軸上的功率、轉速和轉矩P=7.157KWTIII=894040N-mmn=76.45r/min2^53校核輸出軸2.5.3 核輸出^軸已知低速級大齒輪的分度圓直徑d=328.0mm2而F=2T/d=2X894040/328.0=8054.4NF=F巖na2=8054.4Xtan20°=2931.6N故有受力圖如下 T「TMecippjYrrrr 3)一軸的載荷分析圖由圖計算易得F=182.05NFAY=182.05NFBY=500.2NMAZ=9.1N-mMC1=25N-mMC2=26.6N-mT=48N?mMec=99.6N?m

ae=14.5MPa<[o]li2=82mm 12「50mm134=33mmd=55mmd=58mmd=60mm2.5.5中間軸的設計"li2=82mm 12「50mm134=33mmd=55mmd=58mmd=60mm2.5.5中間軸的設計"中間軸分為5段，尺寸如下145=51mm"6=12mm167=0mm

d56=66mm178=36mmd78=60mmAlSUAlSU…求系數x、y查表得e=0.68，故計算當量載荷P「查表取f=1.5，則1=33mm 1=55mm1=106mm1=51mm1=36mm1-2 2-33-44-55-6d=50mmd=58mmd=66mmd=50mm1-2 2-32.5.6輸入軸的設計3-45-6輸入軸分為6段，尺寸如下11-2=15mm 12-3=15mm13-4=56mm14-5=33mm15-6=50mm167=82mmd1-2=40mm d2-3=50mmd4-5=40mmd5-6=36mmd67=322.6軸承的設計根據條件，2年更換一次軸承，軸承預計壽命2X8X300X2=9600小時2.6.1計算輸入軸承已知氣=334.1r/min；兩軸承徑向反力：F=F=500.2N。故初先選取兩軸承為6008型深溝球軸承，軸承內部軸向力F=0R163F則F=F=0.63F=315.1N由于F/Fa=FS2而Fa=0故任意取一^為壓緊端，現取2 1站 2 3 4 5678輸入軸各段尺寸如下為壓緊端則 2 3 4 5678輸入軸各段尺寸如下F=F=31*：1NSF=Fs「315.1NF/F=315.1N/500.2N=0.63F：/F：=315.1N/500.2N=0.63TOC\o"1-5"\h\zF/F<e x=1 y=0F/F<e x=1 y=0PA2R2 2 2r2PP=f(xF+yF)=1.5X(1X500.2+0)=750.3N1P/1R11A1,一 /一…cc、八cP=f(xF+yF)=1.5X(1X500.2+0)=750.3N…t … 2p2R12A25.軸承壽命計算因為P=p故取P=750.3N，滾子軸承￡=10/3根據手1冊得6212型的Cr=195000N故有L=16670/n(fCr/P)￡H=16670/75「45X(1X195000/750.3)10/3=1047500h>48720h故預期壽命足夠2.6.2計算輸出軸承已知n=76.45r/min,Fa=0F=F=2931.6N試選6212型深溝球軸承 RA'查表得F=0.063F,則SRF=F=0.63F=0.63X903.35=569.1N計算軸向載荷F/F：S2R由于F+Fa=FM福=0故任黃用一旎為壓緊端，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、yF/F=5