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1、 目 錄 一、 任 ?????????????? 二、 體方案 ????????????? 1． 方案分析 ?????????????????????? 2． 機的 ?????????????????????? ． 3． 比分配 ??????????????????????? ． 4． 系 的運 和 力參數(shù) ???????????????? 三、 零件的 算 ?????????? ． 1． 的 ?????????????????????? ． 2．

2、 的 ????????????????????? ． 3． 的 構 及 算 ??????????????????? ． 4．校核 ?????????????????????????? ． 一、 設計任務書 1. 設計題目：帶式輸送機傳動裝置（簡圖如下） 原始數(shù)據(jù)： 參數(shù) 題號 1 2 3 4 5 輸送帶工作 2300 2100

3、 1900 2200 2000 拉力 F/N 輸送帶工作 1．5 1． 6 1．6 1．8 1．8 速度 v/(m/s) 滾 筒 直 徑 400 400 400 450 450 D/mm 每日工作時 24 24 24 24 24 數(shù) T/h 傳動工作年 5 5 5 5 5 限 /a 注：傳動不逆轉，載荷平穩(wěn)，起動載荷為名義載荷的 1． 25 倍，輸送帶速度允許誤差為 5% 2．設計工作量： ①．設計

4、說明書 1 份 ②．減速器裝配圖 1 張（ A0 或 A1） ③．零件工作圖 1～ 3 張 本組設計選第 5 組數(shù)據(jù) 二、總體方案設計 1．傳動方案分析 在分析傳動方案時應試注意常用機械傳動方式的特點及在布局上的要求： 1) 帶傳動平穩(wěn)性好，能緩沖吸振，但承載能力小，宜布置在高速級； 2) 鏈傳動平穩(wěn)性差，且有沖擊、振動，宜布置在低速級； 3) 蝸桿傳動放在高速級時蝸輪材料應選用錫表銅，否則可選用鋁鐵青銅； 4) 開式齒輪傳動的潤滑條件差，磨損嚴重，應布置在低速級；

5、5) 錐齒輪 、斜齒輪宜放在調整級。 傳動方案簡圖： 該方案的優(yōu)點： 該工作機有輕微振動，由于 V 帶有緩沖吸振能力，采用 V 帶傳動能減小振 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，并且價格便宜、標準化程度高，大幅度降低了成本。 總體來講，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.電動機的選擇 （ 1）選擇電動機

6、 按已知的工作要求和條件，選用 Y132M2 — 6 電動機。 （ 2）選擇電動機功率 工作機所需的電動機輸出功率為 Pd=Pw/η Pw=FV/1000ηw 所以 Pd=FV/1000ηwη 由電動機至工作機之間的總效率（包括工作機效率）為 ηη w=η1η 2η 3η 4η 5 η6 式中：η 1、η 2、η 3、η 4、η 5、η 6 分別為帶傳動、齒輪傳動的軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器、卷筒軸的軸承及卷筒的效率。 根據(jù)《機械設計指導書》 P6 表 2．3得：各項所取值如下表： 種 類 取 值 帶傳動 V

7、帶傳動 0．96 齒輪傳動的軸承 球軸承 0．99 齒輪傳動 8 級精度的一般齒輪傳動 0．97 聯(lián)軸器 十字滑塊聯(lián)軸器 0．98 卷筒軸的軸承 球軸承 0．99 卷筒的效率 0．96 ηη w=0．96 0． 992 0． 970．980．99 0．96＝0．85所以 Pd=FV/1000η wη =20001．8／10000．85kW=4．23kW (3)確定電動機轉速 卷筒軸的工作轉速 nw =601000／π D＝ 6010001．8／π 450r/min=76．4 r/min 按推

8、薦的合理傳動比范圍， 取 V 帶傳動的傳動比 i1’ 單級齒輪傳動比 2’ 則合理總傳動比的范圍為 i ’ ～ =2~4, i =3~5, ，故電動機轉速可選范圍為 =6 20 ’ ’ nd =i nw=(6~20)76． 4 r/min ’ nd =（ 458～1528）r/min 符合這一范圍的同步轉速有 750 r/min 、1000 r/min、1500 r/min，由《機械設計指導書》附錄 8 附表 8．1 查出有三種適用的電動機型號，其技術參數(shù)及傳動比的比較情況見下表。 方案 電動機型 額定功率

9、 電動機轉速 / r/min 傳動裝置的傳動比 號 Ped／ kW 同步轉速 滿載轉速 總傳動比 帶 齒輪 1 Y160M2 5．5 750 720 9．42 3 3． 14 — 8 2 Y132M2 5．5 1000 960 12．57 3 4． 19 — 6 3 Y132S 5．5 1500 1440 18．85 3．5 5．385 — 4 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、 重量以及帶傳動和減速器的傳動比， 比較三個方案可知：方案 1 的電動機轉速低，久廓尺寸及重量較大，價格較高，雖然總傳動比不大， 但因電動機轉速低， 導致傳動裝置尺寸

10、較大。 方案 3 電動機轉速較高，但總傳動比大，傳動裝置尺寸較大。方案 2 適中，比較適合。因此，選定電動機型號為 Y132M2 —6，所選電動機的額定功率 Ped=4kW ，滿載轉速 nm=960 r/min ，總傳動比適中，傳動裝置結構緊湊。 3.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) （ 1） 各軸轉速 Ⅰ軸： nⅠ =nm／ i0=960／ 3 r/min=320 r/min Ⅱ軸： nⅡ = nⅠ ／i 1=320／4． 19 r/min=76． 4 r/min 卷筒軸： nw= nⅡ =76．4 r/min （ 2） 各軸的輸入功率

11、 Ⅰ軸： PⅠ =Pdη 01=4． 230．96 kW=4． 06 kW Ⅱ軸： PⅡ = PⅠ η12= PⅠ η 2η 3=4．060．990．97 kW=3．9 kW 卷筒軸： Pw= PⅡ η 34= PⅡ η 5η 6=3． 9 0． 990．96 kW=3． 7 kW （ 3）各軸輸入轉矩 電動機輸出轉矩： Td=9550Pd／nm=9550 4． 23／960N m=42 ． 1 N m Ⅰ軸： TⅠ = Td i0 η01=42． 1 30．96 N m＝ 121． 2 N m Ⅱ軸： TⅡ = TⅠ i 1η 12= TⅠ i 1η

12、 2η 3=121．24．190． 990．97 N m＝487． 7 N m 卷筒軸： Tw= TⅡ i 2η34= TⅡ i 2η5η 6=487．710．990．96 N m ＝ 463.4 N m 運動和動力參數(shù)的計算結果列于下表： 軸 電動機軸 Ⅰ軸 Ⅱ軸 卷筒軸 參 名 數(shù) 轉速 n/( r/min) 960 320 76.4 76.4 輸入功率 p/ kW 4.23 4.06 3.9 3.71 輸入轉矩 T/ N m 4

13、2.1 121.2 487.7 463.4 傳動比 i 3 4.19 1 效率η 0.96 0.96 0.95 三、傳動零件的設計計算 1.選擇聯(lián)軸器的類型和型號 一般在傳動裝置中有兩個聯(lián)軸器： 一個是連接電動機軸與減速器高速軸的聯(lián)軸器，另一個是連接減速器低速軸與工作機軸的聯(lián)軸器。 前者由于所連接軸的轉速較高，為了減小起動載荷、 緩和沖擊，應選用具有較小轉動慣量的彈性聯(lián)軸器，如彈性柱銷聯(lián)軸器等。 后者由于所連接軸的轉速較低， 傳遞的轉矩較大， 減速器 與工作機常不在同一底座上而

14、要求有較大的軸線偏移補償， 因此常選用無彈性元 件的撓性聯(lián)軸器，例如十字滑塊聯(lián)軸器等。 根據(jù)設計的尺寸所選的聯(lián)軸器有關數(shù)據(jù)如下表： d 許用轉矩 許用轉速 D0 D L S / N m / r/min 36,40 500 250 60 110 160 +0.5 0.5 0 2.設計減速器外傳動零件 帶傳動的設計 注：以下所涉及到的公式、表、圖都是來自《機械設計基礎》第三版 第八章。 （ 1） .確定計算功率 Pc 由表

15、8.21 查得 KA=1.4,由式 8.12 得 Pc=KA P=1.4 5.5＝ 7.7 kW （ 2） 選取普通 V 帶型號 根據(jù) Pc=7.7 kW，n1=960 r/min,由圖 8.12 選用 B 型普通 V 帶。 （ 3）確定帶輪基準直徑 dd1，dd2 根據(jù)表 8.6 和圖 8.12 選取 dd1=140mm,且 dd1=140mm>dmin =125mm 大帶輪直徑為 dd2= n1dd1/n2=960140／ 320mm=420mm 按表 8.3 選取標準值 dd2=400mm,則實際傳動比 i，從動輪的實際轉速分別為 i= dd2/

16、 dd1=400/140mm=2.86 n2= n1/i=960/2.86 r/min=336 r/min 從動輪的轉速誤差率為（ 336－320）/320100%=5% 在 5%以內為允許值 （ 4）驗算帶速 V V=πdd1 n1／ 601000＝π 140960／601000m/s=7.03m/s 帶速在 5～ 25 m/s 范圍內 （ 5）確定帶的基準長度 L d 和實際中心距 a 利用下式初步確定中心距 a0 0.7(dd1+ dd2)≤a0≤2(dd1+ dd2) 即 0.7（ 140＋ 400)mm≤a0≤ 2

17、（ 140＋400)mm 378 mm≤ a0≤1080mm 取 a0=500mm L0=2a0 +π/2(dd1+ dd2)+（dd2－ dd1） 2/4a0 =［ 2 500＋π /2（ 140＋400)＋（ 400－140)2／(4500)） =1881.6mm 由表 8.4 選取基準長度 Ld=1800mm 由式 8.16 得實際中心距為 a≈ a0 +（ L d－L 0）/2 =500+(1800－1881.6)/2 =459mm 中心距 a 的變化范圍為 amin=a－0.015 Ld =(459－0.0151800)m

18、m =432mm amax=a+0.03 Ld =(459+0.031800)mm =513mm (6)校驗小帶輪包角α 1 由式 8.17 得 α 1=1800－（ dd2－ dd1） 57.30/a =1800－（ 400－140) 57.30／ 459 =147.540＞1200 （ 7）確定 V 帶根數(shù) 由式 8.18 得 Z≥ Pc／［ P0］ = Pc／(P0+△P0)K α K L 根據(jù) dd1=140mm，n1=960 r/min，查表 8.10 根據(jù)內插法可得： P0=［1.82+（2.13－1.82）

19、（ 960－800）／（ 980－ 800）］ kW =2.096kW 取 P0=2.1kW 由式 8.11 得功率增量△ P0 △P0=K bn1(1－1/K i) 由表 8.18 查得 Kb=2.649410-3 根據(jù)傳動比 i=2.86，查表 8.19 得 K i=1.1373，則 △P0=［2.649410-3 960（ 1－1／1.1373）］ kW =0.31 kW 由表 8.4 查得帶長度修正系數(shù) K L =0.95,由圖 8.11 查得包角系數(shù) K a=0.92 得普通 V 帶根數(shù)： z=7.7／（ 2.1+0.31） 0.920.95

20、 =3.66 圓整取 z=4 （ 8）求初拉力 F0 及帶輪軸上的壓力 FQ 由表 8.6 查得 B 型普通 V 帶的每米長質量 q=0.17kg/m，根據(jù)式 8.19 得單根 V 帶 的初拉力為： F0=500 Pc(2.5／ Ka－1) ／zv+qv 2 =［500 7.7（ 2.5／ 0.92－1）／ 4 7.03+0.17（ 7.03）2］N =243.53N 由式 8.20 可得作用在軸上的壓力 FQ 為 FQ=2 F0zsina1/2 0 =2243.53 4sin147.54 /2N (9)設計結果

21、選用 4 根 B— 4000GB/T 1154— 1997 的 V 帶，中心距 a=459mm，帶輪直徑dd1=140mm，dd2=400mm，軸上壓力 FQ=1870.6N 2. 齒輪傳動的設計 注：以下所涉及到的公式、表、圖都是來自《機械設計基礎》第三版 第十章。 （ 1） 選擇齒輪材料及精度等級 小齒輪選用 45 鋼調質，硬度為 220～250HBS；大齒輪選用 45 鋼正火，硬度為170～ 210HBS。因為是普通減速器，由表 10.21 選 8 級精度，要求齒面粗糙度 Ra≤3.2～ 6.3um （

22、 2） 按齒面接觸疲勞強度設計 因兩齒輪均為鋼質齒輪，可應用式 10.22 求出 d1 值。確定有關參數(shù)與系數(shù)： ① 轉矩 T1 T1=9.55106P/ n1 6 =9.5510 4.06／320 5 =1.2110 Nm ② 載荷系數(shù) K 查表 10.11 取 K=1.4 ③ 齒數(shù) z、螺旋角β和齒寬系數(shù)Ψ d ，因單級齒輪傳動為對稱布置， 小齒輪的齒數(shù)取為 z1 ，則大齒輪齒數(shù) 2 =25 z =105 而齒輪齒面又為軟齒面，由表 10.20 選取Ψ d

23、=1 ④ 許用接觸應力［σ H ］ 由圖 10.24 查得 σHlim1 =560MPa σ Hlim2 =530MPa 由表 10.10 查得 S =1 H N1 =60njLh=60320 1(536524)=8.41108 N2 = N1／i=8.41108／4.19=2.01 108 查圖 10.27 得 ZNT1 =1 ZNT2 =1.06 由式 10.13 可得 F 1 YNT1 F lim 1 ［σ ］ = SF =

24、 210 MPa 1.3 =560MPa ZNT2 σHlim2 ［σ F］2= ────── 1.06 560 = ──── MPa 1 =562MPa m=d1／z1=47.02／25=1.88 由表 10.3 取標準模數(shù) m=2mm （ 3） 計算主要尺寸 d1=m z1=225mm=50mm d2=m z2=2105mm=210mm b=Ψd d1=150=50mm 經圓整后取 b2=50mm b1

25、= b2+5mm=55mm a=1/2m(z1+ z2)=1/2 2 (25+105)mm=130mm （ 4） 按齒根彎曲疲勞強度校核 由式 10.24 得出σ F，如果σ F≤［σ F］，則校核合格 確定有關系數(shù)與參數(shù) : ① 齒形系數(shù) Y F 查表 10.13 得 YF1 =2.65 Y F2 =2.18 ② 應力修正系數(shù) Y S 查表 10.14 得 YS1 Y S2 =1.59 =1.80 ③ 許用彎曲應力［σ F

26、 ］ 由圖 10.25 查得σ F lim1=210MPa σFlim2 =190MPa 由表 10.10 查得 S =1.3 F 由圖 10.26 查得 YNT1 = YNT2 =1 Y NT1σ F lim1 ［σ H］ 1= ────── SF 210 = ─── MPa 1.3 =162MPa Y NT2σH lim2 ［σ F］2= ────── SF 190 = ─── MPa 1.3 =146MPa 2K

27、 T 1 故 σ H= ────── Y H YS1 bm2z1 21.44.211042.65 1.59 = ─────────────── MPa 50425 =99MPa＜［σ F］1=162MPa Y F2Y S2 σF2=σ F1────── Y H Y S1 992.181.8 = ──────── MPa 2.651.59 =92＜［σ F］2=146MPa 齒根彎曲強度校核合格。 （ 5） 驗算齒輪的圓周速度 V πd1n1 V= ───── m/s 601000

28、 π 50960 = ───── m/s 601000 =2.51m/s 由表 10.22 可知，選 8 級精度是合格的。 （ 6） 計算幾何尺寸及繪制齒輪零件工作圖略。 3.軸的設計 注：以下所涉及到的公式、表、圖都是來自《機械設計基礎》第三版 第十四章。 Ⅰ軸的設計 （ 1） 選擇軸的材料，確定許用應力 由已知條件知減速器傳遞的功率屬小功率，對材料無特殊要求，故選用45 鋼并經調質處理。 由表 14.7 查得強度極限σ B=650MPa，再由表 14.2

29、得許用彎曲 應力［σ －1b］=60MPa （ 2） 按扭轉強度估算軸徑 根據(jù)表 14.1 得 C=107～ 118。又由式 14.2 得 4.06 d≥107～1183 mm=24.96～ 27.52 mm 考慮到軸的最小直徑處要安裝聯(lián)軸器，會有鍵槽存在，故將估算直徑加大 3%～5%，取為 24.96～ 27.45mm。由設計手冊取標準直徑 d1=25mm。 （ 3） 設計軸的結構并繪制結構草圖 由于設計的是單級減速器， 可將齒輪布置在箱體內部中央， 將軸承對稱安裝在齒輪兩側，軸的外伸端安裝半聯(lián)軸器。 1）確定軸上零件的位置和固定方式

30、要確定軸的結構開關， 必須先確定軸上零件的裝配順序和固定方式。 參考圖14.8，確定齒輪從軸的右端裝入，齒輪的左端用軸肩（或軸環(huán)）定位，右端用套 筒固定。這樣齒輪在軸上的軸向位置被完全確定。 齒輪的周向固定采用平鍵連接。 軸承對稱安裝于齒輪的兩側，其軸向用軸肩固定，周向采用過盈配合固定。 2）確定各軸段的直徑 ，考慮到要對安裝在軸段 如圖所示，軸段 1（外伸端）直徑最小， d1 =25mm 1 上的聯(lián)軸器進行定位，軸段 2 上應有軸肩，同時為能很順利地在軸段 2 上安裝 軸承，軸段 2 必須滿足軸承內徑的標準，故取軸段 2

31、的直徑， d2 為 ；用相 同的方法確定軸段 3、4 的直徑 d3 、 4 30 mm ；為了便于拆卸左軸承，可 =35mm d =40mm 查出 6207 型滾動軸承的安裝高度為 3.5 mm，取 d5 。 =42mm 3）確定各軸段的長度 齒輪輪轂的寬度為 50 mm，為了保證齒輪固定可靠，軸段 3 的長度應略短于齒輪輪轂寬度，取為 48；為保證齒輪端面與箱體內壁不相碰，齒輪端面與箱體內壁音應留有一定的間距， 取該間距為 15 mm，為保證軸承安裝在箱體軸承座孔中（軸承寬度為 17 mm），并考慮軸

32、承的潤滑，取軸承端面距箱體內壁的距離為 5 mm，所以軸段 4 的長度取為 20 mm，軸承支點距離 l=118 mm；根據(jù)箱體結構 及聯(lián)軸器距軸承蓋要有一定距離的要求，取 ’ l =75 mm；查閱有關的聯(lián)軸器手冊 取為 80 mm；在軸段 1、3 上分別加工出鍵槽， 使兩槽處于軸的同一圓柱母線上， 鍵槽的長度比相應的輪轂寬度小約 5～10 mm，鍵槽的寬度按軸段直徑查手冊得到，詳見 14.6 節(jié)。 4)選定燦的結構細節(jié)，如圓角、倒角、退刀槽等的尺寸。 按設計結果畫出軸的結構草圖（如圖 a） （ 4） 按彎扭合成強度校核軸徑 ?。┊嫵鲚S的受力圖（如圖 b） 2)作水平面內的彎矩圖（如圖 c）。 T1=9.55106P/ n1=1.21105Nm 支點反力為 Ft1= Ft2= 2T1 =9.55 d1