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1、機械設計課程設計說明書 殷偉琦 051506121設 計 計 算 及 說 明結 果一 設計任務書1.1 題目：鑄鋼車間型砂傳送帶傳送裝置設計1.2 任務：（1）減速器裝配圖（0號） 1張 （2）低速軸零件圖（2號） 1張（3）低速級大齒輪零件圖（2號） 1張 （4）設計計算說明書 1份（9）草圖 1份1.3 傳動方案：圖（1）傳動方案示意圖1電動機 2V帶傳動 3展開式雙級齒輪減速器4連軸器 5底座 6傳送帶鼓輪 7傳送帶(各軸代號見第六頁)1.4 設計參數： （1）傳送速度 V= 0.7 m/s （2）鼓輪直徑 D= 300 mm （3）鼓輪軸所需扭矩 T=900Nm1.5 其它條件：工作環(huán)
2、境通風不良、單向運轉、雙班制工作、試用期限為8年(年工作日300天)、小批量生產、底座（為傳動裝置的獨立底座）用型鋼焊接。二傳動方案簡述2.1 傳動方案說明2.1.1 將帶傳動布置于高速級將傳動能力較小的帶傳動布置在高速級，有利于整個傳動系統(tǒng)結構緊湊，勻稱。同時，將帶傳動布置在高速級有利于發(fā)揮其傳動平穩(wěn)，緩沖吸振，減少噪聲的特點。2.1.2 選用閉式斜齒圓柱齒輪閉式齒輪傳動的潤滑及防護條件最好。而在相同的工況下，斜齒輪傳動可獲得較小的幾何尺寸和較大的承載能力。采用傳動較平穩(wěn)，動載荷較小的斜齒輪傳動，使結構簡單、緊湊。而且加工只比直齒輪多轉過一個角度，工藝不復雜。2.1.3將傳動齒輪布置在距離扭
3、矩輸入端較遠的地方由于齒輪相對軸承為不對稱布置，使其沿齒寬方向載荷分布不均。固齒輪布置在距扭矩輸入端較遠的地方，有利于減少因扭矩引起的載荷分布不均的現象，使軸能獲得較大剛度。綜上所述，本方案具有一定的合理性及可行性。2.2 電動機的選擇2.2.1電動機類型和結構型式根據直流電動機需直流電源，結構復雜，成本高且一般車間都接有三相交流電，所以選用三相交流電動機。又由于Y系列籠型三相異步交流電動機其效率高、工作可靠、結構簡單、維護方便、起動性能較好、價格低等優(yōu)點均能滿足工作條件和使用條件。根據需要運送型砂，為防止型砂等雜物掉入電動機，故選用封閉式電動機。根據本裝置的安裝需要和防護要求，采用臥式封閉型
4、電動機。Y(IP44)籠型封閉自扇冷式電動機,具有防止灰塵或其他雜物侵入之特點。故優(yōu)先選用臥式封閉型Y系列三相交流異步電動機。2.2.2 選擇電動機容量(1)工作機所需功率Pw工作機所需功率及所需的轉速 kw r/minr/min kw式中： V -傳送速度; D -鼓輪直徑; T-鼓輪軸所需的功率(2) 由電動機至工作機的總效率 h 帶傳動V帶的效率=0.940.97 取= 0.95一對滾動軸承的效率=0.980.995 取= 0.99一對齒輪傳動的效率=0.960.98 取= 0.97聯軸器的效率=0.990.995 取= 0.99 (3) 電動機所需的輸出功率 KW(4) 確定電動機的額
5、定功率Ped 又Ped Pd 取 P ed= 5.5 kw2.2.3 電動機額定轉速的選擇 式中: -電動機轉速; iv -V帶的傳動比; -高速齒輪的傳動比 -低速齒輪的傳動比; -工作機的轉速展開式雙級圓柱齒輪減速器傳動比 =936推薦V帶傳動比 =24 = 802.626420.96 r/min2.2.4 確定電動機的型號一般同步轉速取1000r/min或1500 r/min的電動機。 初選方案： 電動機型號額定功率kw同步轉速r/min最大轉矩額定轉矩滿載轉速r/min質量kgY132S-45.51500 2.31440 68 2.2.5 電動機的主要參數（1） 電動機的主要技術數據
6、電動機型號額定功率kw同步轉速r/min最大轉矩額定轉矩滿載轉速r/min質量kgY132S-45.51500 2.31440 68 （2）電動機的外形示意圖 Y型三相異步電動機 （3）電動機的安裝尺寸表 （單位：mm） 電機型號Y132S 型號尺 寸HABCDEFGDGADACHDL132216140893880108332101353154752.3 總傳動比的確定及各級傳動比的分配2.3.1 理論總傳動比 nm : 電動機滿載轉速2.3.2 各級傳動比的分配(1)V帶傳動的理論傳動比初取2.33 （由2 P4表2-1） (2)兩級齒輪傳動的傳動比 (3)齒輪傳動中，高低速級理論傳動比的分
7、配取，可使兩極大齒輪直徑相近，浸油深度接近，有利于浸油潤滑。同時還可以使傳動裝置外廓尺寸緊湊，減小減速器的輪廓尺寸。但過大，有可能會使高速極大齒輪與低速級軸發(fā)生干涉碰撞。所以必須合理分配傳動比，一般可在中取，要求d2 l - d2h2030 mm。 （由2 P9圖2-2）取 ，又 4.37，2.4 各軸轉速，轉矩與輸入功率2.4.1 各軸理論轉速設定：電動機軸為0軸，高速軸為軸，圖（1）左側中間軸為軸，圖（1）中間低速軸為軸，圖（1）右側聯軸器為IV軸 (1)電動機 r/min(2)軸 r/mim(3)軸 r/min(4)軸 r/min2.4.2 各軸的輸入功率(1)電動機 kw(2)軸 kw
8、(3)軸 kw(4)軸 kw2.4.3 各軸的理論轉矩(1)電動機 (2)軸 Nmm(3)軸Nmm(4)軸 = Nmm2.4.4各軸運動和動力參數匯總表軸號理論轉速（r/min）輸入功率（kw）輸入轉矩(Nmm)傳動比電動軸14405.53.6481044.33第I軸6185.2258.0741044.37第II軸1415.0183.39871053.17第III軸444.81810.457105三、傳動設計3.1 V帶傳動設計3.1.1 原始數據電動機功率 kw電動機轉速 r/minV帶理論傳動比2.33單向運轉、雙班制、工作機為帶式運輸機3.1.2 設計計算（1） 確定計算功率PcaPca
9、 =KAPd根據雙班制工作，即每天工作16小時，工作機為帶式運輸機， 查得工作系數KA=1.2Pca =KAPd=1.25.5= 6.6 kw（2）選取普通V帶帶型根據Pca，nd確定選用普通V帶B型。 （由1P157圖8-11）（3）確定帶輪基準直徑 dd1和dd2a. 初選 小帶輪基準直徑=140mmb驗算帶速 5m/s V 20m/s m/s 5m/sV25m/s帶的速度合適。 c. 計算dd2dd2 mm 圓整dd2 =355 mm（4）確定普V帶的基準長度和傳動中心距根據0.7（dd1+dd2） a 0 2（dd1+dd2）346.5mm a 0990mm初步確定中心距 a 0 =
10、500mmLd = =1800.66mm 取Ld = 1800 mm計算實際中心距a （5）驗算主輪上的包角= 主動輪上的包角合適（6）計算V帶的根數Z 得P0 基本額定功率 得P0=2.81 P0額定功率的增量 P0=0.46包角修正系數 得=0.93長度系數 得=0.95= =2.28 取Z=3根 （7）計算預緊力 F0 得qV帶單位長度質量 q=0.10 kg/m=187 N 應使帶的實際出拉力 （8）計算作用在軸上的壓軸力FP 得=1095 N3.1.4帶傳動主要參數匯總表帶型LdmmZdd1mmdd2mmammF0NFPNA1800314035550018710953.1.3 帶輪材
11、料及結構（1）帶輪的材料帶輪的材料主要采用鑄鐵，常用材料的牌號為HT150或HT200( 2 ) 帶輪的結構 帶輪的結構形式為孔板式，輪槽槽型B型小帶輪結構圖 大帶輪結構圖3.2 高速級齒輪傳動設計3.2.1原始數據輸入轉矩= Nmm小齒輪轉速=618 r/min齒數比=由電動機驅動單向運轉、雙班制工作、工作壽命為8年、工作機為帶式運輸機、載荷較平穩(wěn)。（設每年工作日為260天）3.2.2設計計算一 選齒輪類、精度等級、材料及齒數1 為提高傳動平穩(wěn)性及強度，選用斜齒圓柱齒輪；2 因為運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度；3 為簡化齒輪加工工藝，選用閉式軟齒面?zhèn)鲃有↓X輪材料：45號鋼調質
12、 HBS1=220接觸疲勞強度極限MPa （由1P209圖10-21d）彎曲疲勞強度極限 Mpa （由1P209圖10-20c）大齒輪材料：45號鋼正火 HBS2=190接觸疲勞強度極限 MPa （由1 P209圖10-21c） 彎曲疲勞強度極限 Mpa （由1 P209圖10-20b）4初選小齒輪齒數大齒輪齒數Z2 = Z1= 244.37=104.88取1055初選螺旋角二 按齒面接觸強度設計 計算公式： mm （由1P218式10-21） 1 確定公式內的各計算參數數值初選載荷系數小齒輪傳遞的轉矩 Nmm齒寬系數 （由1P156表10-7） 材料的彈性影響系數 Mpa1/2 （由1P20
13、1表10-6）區(qū)域系數 （由1 P217圖10-30）， （由1P215 圖10-26） 應力循環(huán)次數接觸疲勞壽命系數 （由1P207圖10-19）接觸疲勞許用應力取安全系數 取 MPa2 計算（1）試算小齒輪分度圓直徑=62.0mm（2）計算圓周速度 2.0m/s（3）計算齒寬b及模數mnt mmb/h=10.97（4）計算縱向重合度（5） 計算載荷系數 使用系數 根據電動機驅動得 動載系數 根據v=2.0m/s、 7級精度 按齒面接觸強度計算時的齒向載荷分布系數 根據小齒輪相對支承為非對稱布置、7級精度、=0.8、 mm，得 =1.291 按齒根彎曲強度計算時的齒向載荷分布系數 根據b/h
14、=10.97、 齒向載荷分配系數、 假設，根據7級精度，軟齒面?zhèn)鲃?，?=11.11.41.291=1.988（6） 按實際的載荷系數修正所算得的分度圓直徑 三 按齒根彎曲強度設計 1 確定計算參數（1）計算載荷系數K （2）螺旋角影響系數 根據縱向重合系數，得0.88（3）彎曲疲勞系數KFN 得 （4）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數S=1.4 得（5）計算當量齒數ZV，（6）查取齒型系數YF 應力校正系數YS 得 （7）計算大小齒輪的 并加以比較比較66.65mm296.136mm4 計算齒輪寬度b =54.29mm 圓整后 55mm 60 mm六 驗算 100N /mm 與初設相
15、符 設計符合要求3.3 低速級齒輪傳動設計3.3.1原始數據輸入轉矩= Nmm小齒輪轉速=141 r/min齒數比=由電動機驅動單向運轉、雙班制工作、工作壽命為8年、工作機為帶式運輸機、載荷較平穩(wěn)。（設每年工作日為260天）3.3.2設計計算一 選齒輪類、精度等級、材料及齒數1 為提高傳動平穩(wěn)性及強度，選用斜齒圓柱齒輪；2 因為運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度；3 為簡化齒輪加工工藝，選用閉式軟齒面?zhèn)鲃有↓X輪材料：45號鋼調質 HBS3=220接觸疲勞強度極限MPa （由1P209圖10-21d）彎曲疲勞強度極限 Mpa （由1 P209圖10-20c）大齒輪材料：45號鋼正火
16、HBS4=190接觸疲勞強度極限 MPa （由1 P209 圖10-21c） 彎曲疲勞強度極限 Mpa （由1 P209圖10-20b）4初選小齒輪齒數大齒輪齒數Z4= Z3= 283.17= 88.76取895初選螺旋角二 按齒面接觸強度設計 計算公式： mm （由P2181式10-21） 1. 確定公式內的各計算參數數值初選載荷系數小齒輪傳遞的轉矩 Nmm齒寬系數 （由1P156表10-7） 材料的彈性影響系數 Mpa1/2 （由1P201表10-6）區(qū)域系數 （由1P217 圖10-30）， （由1 P215圖10-26） 應力循環(huán)次數接觸疲勞壽命系數 （由1P207圖10-19）接觸疲
17、勞許用應力取安全系數 取 MPa2. 計算（1）試算小齒輪分度圓直徑=92.27mm（2）計算圓周速度 0.68 m/s（3）計算齒寬b及模數mnt mmb/h=73.82/7.2=10.25（4）計算縱向重合度 （5） 計算載荷系數 使用系數 根據電動機驅動得 動載系數 根據v=0. 77m/s 7級精度 按齒面接觸強度計算時的齒向載荷分布系數 根據小齒輪相對支承為非對稱布置、7級精度、=0.8 mm，得 =1.297 按齒根彎曲強度計算時的齒向載荷分布系數 根據b/h=10.25 齒向載荷分配系數、 假設，根據7級精度，軟齒面?zhèn)鲃?，?=11.11.41.297=1.997（6） 按實際的
18、載荷系數修正所算得的分度圓直徑 99.35mm三 按齒根彎曲強度設計 1 確定計算參數（1）計算載荷系數K （2）螺旋角影響系數 根據縱向重合系數，得0.88（3）彎曲疲勞系數KFN 得 （4）計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞安全系數S=1.4 得（5）計算當量齒數ZV， ，（6）查取齒型系數YF 應力校正系數YS 得 （7）計算大小齒輪的 并加以比較比較所以大齒輪的數值大，故取0.018。2 計算=2.67m四 分析對比計算結果對比計算結果，取=3已可滿足齒根彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的d3=99.35mm來計算應有的 取33 取105需滿足、互質五 幾何尺寸
19、計算1 計算中心距阿a將a圓整為213mm2 按圓整后的中心距修正螺旋角3 計算大小齒輪的分度圓直徑d3、d4 101.870mm324.131mm4 計算齒輪寬度b =81.5mm 圓整后 82mm 87mm六 驗算 100N/mm 與初設相符 設計符合要求3.4 齒輪參數匯總表高速級齒輪齒數分度圓直徑d(mm)da(mm)df(mm)精度等級Z13367.86471.84962.8487Z2144296.136300.136291.136傳動傳動比i中心距a模數mn螺旋角計算齒寬b2(mm)4.37182213.46155低速級齒輪齒數分度圓直徑d(mm)da(mm)df(mm)精度等級Z
20、333101.870107.8794.377Z4105324.131330.131316.631傳動傳動比i中心距a模數mn螺旋角計算齒寬b4(mm)3.17213313.632823.5 齒輪結構參照2/P66表9-2，齒輪1、3采用齒輪軸，齒輪2、4采用腹板式。四. 軸及輪轂連接4.1 低速軸的結構設計4.1.1低速軸上的功率P、轉速n、轉矩TP=4.818kwn=44r/minT= Nmm4.1.2估算軸的最小直徑低速軸選用材料：45號鋼，調質處理。 取A 0 =110由于需要考慮軸上的鍵槽放大,d0 =55mm段軸需與聯軸器連接，為使該段直徑與連軸器的孔徑相適應，所以需同時選用連軸器，
21、又由于本減速器屬于中小型減速器，其輸出軸與工作機軸的軸線偏移不大。其次為了能夠使傳送平穩(wěn)，所以必須使傳送裝置具有緩沖，吸振的特性。因此選用彈性柱銷聯軸器。 得： 得： 工作情況系數 1.5 得： 選用HL4型彈性柱銷聯軸器HL4型彈性柱銷聯軸器主要參數為：公稱轉矩Tn1250 Nmm軸孔長度L=112 mm孔徑d1 =56 mm聯軸器外形示意圖聯軸器外形及安裝尺寸型號公稱扭矩Nm許用轉速r/min軸孔直徑mm軸孔長度mmDmm轉動慣量kgm2許用補償量軸向徑向角向HL412502800561121953.41.50.150304.1.3軸的結構設計(直徑,長度來歷)一 低速軸的結構圖二 根據軸
22、向定位要求，確定軸的各段直徑和長度(1)段與聯軸器配合取dI-II=56，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上取LI-II=112。(2)為了滿足半聯軸器的軸向定位，段右側設計定位軸肩，氈圈油封的軸徑取dII-III=65mm由軸從軸承座孔端面伸出15-20mm,由結構定取LII-III=49。(3)軸肩為非定位軸肩，由2P14815-6初選角接觸球軸承取dIII-IV=70考慮軸承定位穩(wěn)定，LIII-IV略小于軸承寬度加擋油環(huán)長度取LIII-IV=32。(4)根據軸上零件（軸承）的定位要求及箱體之間關系尺寸取dIV-V =80m，LIV-V =79.5(5)軸肩、為定位軸肩,直
23、徑應大于安裝于軸上齒輪內徑610mm,且保證10mm取dV-VI=88mm，LV-VI=8mm(6)段安裝齒輪，由低速級大齒輪內徑取dVI-VII=75考慮齒輪軸向定位，LVI-VII略小于齒寬，齒輪右端用套筒定位。取LVI-VII =80m。 (7)軸肩至間安裝深溝球軸承為6314AC 取dVII-VIII =70m根據箱體結構 取LVII-VIII=58軸上齒輪、半聯軸器零件的周向定位均采用鍵聯接 。由2P119表（11-5），取軸端倒角1.545，各軸肩處圓角半徑R=1.6mm二、中速軸尺寸（1）確定各軸段直徑d1=40mmd2 =50mmd3 = 60mmd4=107 mmd5=60m
24、md6= 40mm（2） 確定各軸段長度L1=45mmL2=52mmL3=7.5mmL4=87mmL5=8mmL6=32mm三、高速軸尺寸（1）確定各軸段直徑d1=25mmd2 =32mmd3 =35mmd4=40 mmd5=71.849mmd6=40 mm d7=35mm(2)確定各軸段長度L1=56mmL2=58mmL3=18mmL4=112mmL5=60mmL6=8mm L7=30mm4.2 低速軸強度校核4.2.1作用在齒輪上的力4.2.2 計算軸上的載荷載荷分析圖 (1)垂直面 載荷分析圖水平垂直面由裝配圖俯視受力視角決定(2)水平面 (3) 總彎矩從軸的結構以及扭矩圖中可以看出截面
25、C是軸的危險截面，現將計算出的截面C處的MH、M V、M V及M的值例于下表：載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=617.52NFNH2=3015.10NFNV1=2303.37NFNV2=4151.75N彎矩MM H1 =3.37105NmmM H2 =3.36105NmmMV =3.36105 Nmm總彎矩M 1=4.76105 NmmM 2=4.75105Nmm扭矩TT=Nmm4.2.3 按彎扭合成校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。由1P362 表（15-1），得：由1P374 式（15-5），取，軸的計算應力為：4.3鍵聯接強度校核
26、4.31低速軸齒輪的鍵聯接1 選擇類型及尺寸根據d =75mm，L=80mm，選用A型，bh=2012，L=70mm2 鍵的強度校核(1) 鍵的工作長度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度kl = L -b= 70-20=50mmk = 0.5h = 6mm(2) 強度校核此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，取p=110MPaT = N.mmp = p 鍵安全合格4.3.2 低速軸聯軸器的鍵聯接1 選擇類型及尺寸根據d =56mm，L=112mm，選用C型，bh=1610 L=110mm2 鍵的強度校核(1) 鍵的工作長度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度kl = Lb/2= 102mmk = 0.5h =5 mm(2) 強度校核此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，取p=110MPaT = N.mmp = p 鍵安全合格五. 軸承選擇計算5.1 減速器各軸所用軸承代號普通齒輪減速器，其軸的支承跨距較小，較常采用兩端固定支承。軸承內圈在軸上可用軸肩或套筒作軸向定位，軸承外圈用
鑄鋼車間型砂傳送帶傳送裝置設計
