畢業(yè)設(shè)計論文帶式輸送機(jī)V帶傳動及一級直齒圓柱齒輪減速器的設(shè)計

1、內(nèi)蒙古化工職業(yè)學(xué)院畢 業(yè) 論 文題 目： 帶式輸送機(jī)V帶傳動及一級直齒圓柱 齒輪減速器的設(shè)計系 部： 測控與機(jī)電工程系專 業(yè)： 機(jī)電一體化班 級： 機(jī)電09-2班學(xué) 號： 學(xué)生姓名： 指導(dǎo)教師：內(nèi)蒙古化工職業(yè)學(xué)院畢業(yè)設(shè)計(論文、專題實驗)任務(wù)書姓 名專業(yè)機(jī)電一體化班級機(jī)電09-2指導(dǎo)教師馬文龍題 目帶式輸送機(jī)V帶傳動及一級直齒圓柱齒輪減速器的設(shè)計原始數(shù)據(jù)輸送帶的牽引力為F=2000N，輸送帶的的速度v=1.2m/s卷筒的直徑D=320mm說明書(論文、實驗)主要內(nèi)容1.選定方案 5.軸的設(shè)計2.選擇電動機(jī)的型號 6.齒輪的設(shè)計3.設(shè)計V帶的傳動 7.鍵、軸承、聯(lián)軸器的選用4.設(shè)計圓柱齒輪減速器

2、 8.繪制減速器的相關(guān)圖紙圖紙要求圖紙的圖幅、比例、圖線、標(biāo)注符合基本的制圖規(guī)定對學(xué)生綜合訓(xùn)練方面的要求 充分利用本專業(yè)知識，充分發(fā)揮主觀能動性和創(chuàng)造性，刻苦專研，勤于實踐，獨立完成畢業(yè)設(shè)計任務(wù)；尊敬師長、團(tuán)結(jié)互助，虛心接受指導(dǎo)教師及有關(guān)人員的指導(dǎo)和檢查。定期匯報畢業(yè)設(shè)計的工作進(jìn)度、設(shè)想；實事求是，不弄虛作假，不抄襲他人成果。完成期限 自 2011 年 12 月 5 日至 2011 年12 月 23 日備 注:畢業(yè)論文的任務(wù)書可對原始數(shù)據(jù)及圖紙要求兩項不作要求、專題實驗可對圖紙一項不做要求。簽發(fā): 日期: 2011 年 12 月摘 要 帶式輸送機(jī)一級圓柱齒輪的設(shè)計是我們的畢業(yè)設(shè)計題目。也是我們

3、對對大學(xué)所學(xué)課程的一次深入的的綜合性連接，也是一次理論聯(lián)系實際的訓(xùn)練。更是我們?nèi)矫娴剡M(jìn)行機(jī)械傳動系統(tǒng)運動學(xué)、動力學(xué)分析和機(jī)械結(jié)構(gòu)的設(shè)計的一個十分重要實踐性的環(huán)節(jié)。因此它是我們的大學(xué)生涯中占有十分重要的地位。 我希望通過這次畢業(yè)設(shè)計可以對自己在將來從事的工作進(jìn)行一次適應(yīng)性的訓(xùn)練。從中可以鍛煉自己分析問題、解決問題的能力。為今后參加工作打下良好的基礎(chǔ)。關(guān)鍵詞：電動機(jī)的選擇、V帶的設(shè)計、齒輪的設(shè)計、軸承、密封 Abstract 目 錄第1章、減速器的概述 11.1 減速器的主要型式及其特性 11.2 減速器結(jié)構(gòu) 2 1.3 減速器潤滑 4第2章、傳動方案的擬定 6 2.1 方案的選定 6 2.2

4、方案的比較 7第3章、電動機(jī)的選擇 8 3.1 電動機(jī)類型的選擇 8 3.2 確定電動機(jī)型號 9 3.3 計算總傳動比及分配各級的傳動比 10 3.4 運動參數(shù)及動力參數(shù)計算 11第4章、傳動系統(tǒng)的設(shè)計 12 4.1 V帶的設(shè)計12 4.2 一級減速器直齒齒輪的設(shè)計 14第5章、軸的設(shè)計計算 195.1 輸入軸的設(shè)計 19 5.2 輸出軸的設(shè)計 21第6章、滾動軸承的選擇及計算 25 6.1 輸入軸承的計算 25 6.2 輸出軸承的計算 20第7章、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 277.1 輸入軸與大帶輪輪轂聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 27 7.2 輸出軸與大齒輪聯(lián)接用平鍵聯(lián)接 27 7.3 輸出軸與聯(lián)軸器聯(lián)

5、接用平鍵聯(lián)接 27第8章、聯(lián)軸器的選擇 28第9章、減速器附件的選擇 29第10章、潤滑與密封 30 10.1 齒輪的潤滑 30 10.2 密封方法的選取 30第11章、設(shè)計小結(jié) 31致 謝 32參考文獻(xiàn) 33符 號 說 明P 功率 F 功V 速度 KA 工況系數(shù)n 轉(zhuǎn)速 傳動比T 轉(zhuǎn)矩 a 中心距Ld 基準(zhǔn)長度 FQ 軸壓力 帶輪包角 q 每米長質(zhì)量f0 初拉力 Z 齒輪齒數(shù)K 載荷系數(shù) 壓力角 齒數(shù)比 Ft 圓周力m 齒輪模數(shù) Fr 徑向力dd 齒頂直徑 N 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)d 齒寬系數(shù) ZE 彈性系數(shù) 許用應(yīng)力 K 分配系數(shù)b 齒寬 HBS 布氏硬度第1章 減速器概述1.1 減速器的主要型式

6、及其特性減速器是一種由封閉在剛性殼體內(nèi)的齒輪傳動、蝸桿傳動或齒輪蝸桿傳動所組成的獨立部件，常用在動力機(jī)與工作機(jī)之間作為減速的傳動裝置；在少數(shù)場合下也用作增速的傳動裝置，這時就稱為增速器。減速器由于結(jié)構(gòu)緊湊、效率較高、傳遞運動準(zhǔn)確可靠、使用維護(hù)簡單，并可成批生產(chǎn)，故在現(xiàn)代機(jī)械中應(yīng)用很廣。減速器類型很多，按傳動級數(shù)主要分為：單級、二級、多級；按傳動件類型又可分為：齒輪、蝸桿、齒輪-蝸桿、蝸桿-齒輪等，以下對幾種減速器進(jìn)行對比。 圓柱齒輪減速器當(dāng)傳動比在8以下時，可采用單級圓柱齒輪減速器。大于8時，最好選用二級(i=840)和二級以上(i>40)的減速器。單級減速器的傳動比如果過大，則其外廓尺

7、寸將很大。二級和二級以上圓柱齒輪減速器的傳動布置形式有展開式、分流式和同軸式等數(shù)種。展開式最簡單，但由于齒輪兩側(cè)的軸承不是對稱布置，因而將使載荷沿齒寬分布不均勻，且使兩邊的軸承受力不等。為此，在設(shè)計這種減速器時應(yīng)注意：、軸的剛度宜取大些；、轉(zhuǎn)矩應(yīng)從離齒輪遠(yuǎn)的軸端輸入，以減輕載荷沿齒寬分布的不均勻；、采用斜齒輪布置，而且受載大的低速級又正好位于兩軸承中間，所以載荷沿齒寬的分布情況顯然比展開好。這種減速器的高速級齒輪常采用斜齒，一側(cè)為左旋，另一側(cè)為右旋，軸向力能互相抵消。為了使左右兩對斜齒輪能自動調(diào)整以便傳遞相等的載荷，其中較輕的齠輪軸在軸向應(yīng)能作小量游動。同軸式減速器輸入軸和輸出軸位于同一軸線上

8、，故箱體長度較短。但這種減速器的軸向尺寸較大。圓柱齒輪減速器在所有減速器中應(yīng)用最廣。它傳遞功率的范圍可從很小至40 000kW，圓周速度也可從很低至60m/s一70ms，甚至高達(dá)150ms。傳動功率很大的減速器最好采用雙驅(qū)動式或中心驅(qū)動式。這兩種布置方式可由兩對齒輪副分擔(dān)載荷，有利于改善受力狀況和降低傳動尺寸。設(shè)計雙驅(qū)動式或中心驅(qū)動式齒輪傳動時，應(yīng)設(shè)法采取自動平衡裝置使各對齒輪副的載荷能得到均勻分配，例如采用滑動軸承和彈性支承。 圓柱齒輪減速器有漸開線齒形和圓弧齒形兩大類。除齒形不同外，減速器結(jié)構(gòu)基本相同。傳動功率和傳動比相同時，圓弧齒輪減速器在長度方向的尺寸要比漸開線齒輪減速器約30。 圓錐

9、齒輪減速器它用于輸入軸和輸出軸位置布置成相交的場合。二級和二級以上的圓錐齒輪減速器常由圓錐齒輪傳動和圓柱齒輪傳動組成，所以有時又稱圓錐圓柱齒輪減速器。因為圓錐齒輪常常是懸臂裝在軸端的，為了使它受力小些，常將圓錐面崧，作為，高速極：山手面錐齒輪的精加工比較困難，允許圓周速度又較低，因此圓錐齒輪減速器的應(yīng)用不如圓柱齒輪減速器廣。 蝸桿減速器主要用于傳動比較大(j>10)的場合。通常說蝸桿傳動結(jié)構(gòu)緊湊、輪廓尺寸小，這只是對傳減速器的傳動比較大的蝸桿減速器才是正確的，當(dāng)傳動比并不很大時，此優(yōu)點并不顯著。由于效率較低，蝸桿減速器不宜用在大功率傳動的場合。蝸桿減速器主要有蝸桿在上和蝸桿在下兩種不同形

10、式。蝸桿圓周速度小于4m/s時最好采用蝸桿在下式，這時，在嚙合處能得到良好的潤滑和冷卻條件。但蝸桿圓周速度大于4m/s時，為避免攪油太甚、發(fā)熱過多，最好采用蝸桿在上式。 齒輪-蝸桿減速器它有齒輪傳動在高速級和蝸桿傳動在高速級兩種布置形式。前者結(jié)構(gòu)較緊湊，后者效率較高。通過比較，我們選定圓柱齒輪減速器。1.2 減速器結(jié)構(gòu)近年來，減速器的結(jié)構(gòu)有些新的變化。為了和沿用已久、國內(nèi)目前還在普遍使用的減速器有所區(qū)別，這里分列了兩節(jié)，并稱之為傳統(tǒng)型減速器結(jié)構(gòu)和新型減速器結(jié)構(gòu)。傳統(tǒng)型減速器結(jié)構(gòu) 絕大多數(shù)減速器的箱體是用中等強度的鑄鐵鑄成，重型減速器用高強度鑄鐵或鑄鋼。少量生產(chǎn)時也可以用焊接箱體。鑄造或焊接箱體

11、都應(yīng)進(jìn)行時效或退火處理。大量生產(chǎn)小型減速器時有可能采用板材沖壓箱體。減速器箱體的外形目前比較傾向于形狀簡單和表面平整。箱體應(yīng)具有足夠的剛度，以免受載后變形過大而影響傳動質(zhì)量。箱體通常由箱座和箱蓋兩部分所組成，其剖分面則通過傳動的軸線。為了卸蓋容易，在剖分面處的一個凸緣上攻有螺紋孔，以便擰進(jìn)螺釘時能將蓋頂起來。聯(lián)接箱座和箱蓋的螺栓應(yīng)合理布置，并注意留出扳手空間。在軸承附近的螺栓宜稍大些并盡量靠近軸承。為保證箱座和箱蓋位置的準(zhǔn)確性，在剖分面的凸緣上應(yīng)設(shè)有23個圓錐定位銷。在箱蓋上備有為觀察傳動嚙合情況用的視孔、為排出箱內(nèi)熱空氣用的通氣孔和為提取箱蓋用的起重吊鉤。在箱座上則常設(shè)有為提取整個減速器用的

12、起重吊鉤和為觀察或測量油面高度用的油面指示器或測油孔。關(guān)于箱體的壁厚、肋厚、凸緣厚、螺栓尺寸等均可根據(jù)經(jīng)驗公式計算，見有關(guān)圖冊。關(guān)于視孔、通氣孔和通氣器、起重吊鉤、油面指示Oe等均可從有關(guān)的設(shè)計手冊和圖冊中查出。在減速器中廣泛采用滾動軸承。只有在載荷很大、工作條件繁重和轉(zhuǎn)速很高的減速器才采用滑動軸承。 新型減速器結(jié)構(gòu) 下面列舉兩種聯(lián)體式減速器的新型結(jié)構(gòu)，圖中未將電動機(jī)部分畫出。、齒輪蝸桿二級減速器；、圓柱齒輪圓錐齒輪圓柱齒輪三級減速器。這些減速器都具有以下結(jié)構(gòu)特點： 在箱體上不沿齒輪或蝸輪軸線開設(shè)剖分面。為了便于傳動零件的安裝，在適當(dāng)部位有較大的開孔。 在輸入軸和輸出軸端不采用傳統(tǒng)的法蘭式端蓋

13、，而改用機(jī)械密封圈；在盲孔端則裝有沖壓薄壁端蓋。 輸出軸的尺寸加大了，鍵槽的開法和傳統(tǒng)的規(guī)定不同，甚至跨越了軸肩，有利于充分發(fā)揮輪轂的作用。和傳統(tǒng)的減速器相比，新型減速器結(jié)構(gòu)上的改進(jìn)，既可簡化結(jié)構(gòu)，減少零件數(shù)目，同時又改善了制造工藝性。但設(shè)計時要注意裝配的工藝性，要提高某些裝配零件的制造精度。1.3 減速器潤滑 圓周速度u12m/s一15ms的齒輪減速器廣泛采用油池潤滑，自然冷卻。為了減少齒輪運動的阻力和油的溫升，浸入油中的齒輪深度以12個齒高為宜。速度高的還應(yīng)該淺些，建議在07倍齒高左右，但至少為10 mm。速度低的(05ms一08ms)也允許浸入深些，可達(dá)到16的齒輪半徑；更低速時，甚至可

14、到13的齒輪半徑。潤滑圓錐齒輪傳動時，齒輪浸入油中的深度應(yīng)達(dá)到輪齒的整個寬度。對于油面有波動的減速器(如船用減速器)，浸入宜深些。在多級減速器中應(yīng)盡量使各級傳動浸入油中深度近予相等。如果發(fā)生低速級齒輪浸油太深的情況，則為了降低其探度可以采取下列措施：將高速級齒輪采用惰輪蘸油潤滑；或?qū)p速器箱蓋和箱座的剖分面做成傾斜的，從而使高速級和低速級傳動的浸油深度大致相等。 減速器油池的容積平均可按1kW約需035L一07L潤滑油計算(大值用于粘度較高的油)，同時應(yīng)保持齒輪頂圓距離箱底不低于30 mm一50 mm左右，以免太淺時激起沉降在箱底的油泥。減速器的工作平衡溫度超過90時，需采用循環(huán)油潤滑，或其他

15、冷卻措施，如油池潤滑加風(fēng)扇，油池內(nèi)裝冷卻盤管等。循環(huán)潤滑的油量一般不少于05L/kW。圓周速度u>12m/s的齒輪減速器不宜采用油池潤滑，因為：、由齒輪帶上的油會被離心力甩出去而送不到嚙合處；、由于攪油會使減速器的溫升增加；、會攪起箱底油泥，從而加速齒輪和軸承的磨損；4)加速潤滑油的氧化和降低潤滑性能等等。這時，最好采用噴油潤滑。潤滑油從自備油泵或中心供油站送來，借助管子上的噴嘴將油噴人輪齒嚙合區(qū)。速度高時，對著嚙出區(qū)噴油有利于迅速帶出熱量，降低嚙合區(qū)溫度，提高抗點蝕能力。速度u20心s的齒輪傳動常在油管上開一排直徑為4 mm的噴油孔，速度更高時財應(yīng)開多排噴油孔。噴油孔的位置還應(yīng)注意沿齒

16、輪寬度均勻分布。噴油潤滑也常用于速度并不很高而工作條件相當(dāng)繁重的重型減速器中和需要用大量潤滑油進(jìn)行冷卻的減速器中。噴油潤滑需要專門的管路裝置、油的過濾和冷卻裝置以及油量調(diào)節(jié)裝置等，所以費用較貴。此外，還應(yīng)注意，箱座上的排油孔宜開大些，以便熱油迅速排出。 蝸桿圓周速度在10m/s以下的蝸桿減速器可以采用油池潤滑。當(dāng)蝸桿在下時，油面高度應(yīng)低于蝸桿螺紋的根部，并且不應(yīng)超過蝸桿軸上滾動軸承的最低滾珠(柱)的中心，以免增加功率損失。但如滿足了后一條件而蝸桿未能浸入油中時，則可在蝸桿軸上裝一甩油環(huán)，將油甩到蝸輪上以進(jìn)行潤滑。當(dāng)蝸桿在上時，則蝸輪浸入油中的深度也以超過齒高不多為限。蝸桿圓周速度在10ms以上

17、的減速器應(yīng)采用噴油潤滑。噴油方向應(yīng)順著蝸桿轉(zhuǎn)入嚙合區(qū)的方向，但有時為了加速熱的散失，油也可從蝸桿兩側(cè)送人嚙合區(qū)。齒輪減速器和蝸輪減速器的潤滑油粘度可分別參考表選取。若工作溫度低于0，則使用時需先將油加熱到0以上。蝸桿上置的，粘度應(yīng)適當(dāng)增大。第2章 傳動方案的擬定2.1 方案的選定 根據(jù)輸送機(jī)的性能有以下方案 2.2 方案的比較因為本輸送機(jī)運輸碎石、型砂等材料，所以要求對傳動系統(tǒng)的操作和維護(hù)要方便。因為方案d在次環(huán)境下維護(hù)不方便。所以方案d不適合。因為本輸送機(jī)經(jīng)常滿載工作，而且是小批量生產(chǎn)。所以要求傳動系統(tǒng)的傳動效率要高、成本低。因為方案b傳動效率低，所以方案b不宜。 因為本輸送機(jī)允許有速度誤差

18、5%。綜合考慮方案c和方案a。方案a成本低切符合工作要求。所以選擇方案a。第3章 電動機(jī)選擇3.1 電動機(jī)類型的選擇 選擇電動機(jī)的類型和結(jié)構(gòu)形式 本減速器在常溫下連續(xù)工作，載荷平穩(wěn)，經(jīng)常滿載工作，空載啟動，工作環(huán)境有較多的灰塵，故選用Y系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機(jī)，電源380V。結(jié)構(gòu)形式為臥式。 確定電動機(jī)的功率工作機(jī)機(jī)所需的功率為 Pw=FV/1000=2000×1.2/1000=2.4kw電動機(jī)的工作功率為 Pd = Pw/電動機(jī)到輸送帶的總效率為 =由機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計P111表13-7查得：V帶傳動效率=0.96，滾子軸承效率=0.98，（兩對齒輪軸承和一對卷筒軸承

19、），齒輪副效率=0.97（齒輪精度為8級），齒輪聯(lián)軸器效率=0.99，卷筒效率=0.96，代入得 =0.96×0.983×0.97×0.99×0.96=0.83Pd = Pw/=2.4/0.83=2.89kw由機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計P95表11-1選電動機(jī)的額度功率為3 kw。 確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速 計算滾筒工作轉(zhuǎn)速： nw=60×1000v/D=60×1000×1.2/3.14×320=71.66r/min 由機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計P110推薦的傳動比合理范圍，取V帶傳動比1=24 由機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計P15表2-1取圓

20、柱齒輪傳動一級減速器傳動比取 2=04. 則總傳動比理時范圍=016。故電動機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍為nd=nw=（016）×71.66=01145.56r/min 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750 r/min和1000 r/min。根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速,由機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計P95查表11-1有兩種適用的電動機(jī)型號，其技術(shù)參數(shù)及傳動比的比較情況，見表3-1。表3-1 可選電動機(jī)參數(shù)比較方案電動機(jī)型號額定功率/kw電動機(jī)轉(zhuǎn)速r/min同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1Y132S-637507102Y132M-8310009603.2 確定電動機(jī)型號綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、重量以及帶傳動和減速器的傳動比，選擇方

21、案1比較合適。因此選定電動機(jī)型號為Y132S-6，主要性能見表3-2。表3-2 Y132S-6電動機(jī)主要性能參數(shù)電動機(jī)型號額定功率/kw同步轉(zhuǎn)速/kw滿載轉(zhuǎn)速/kw堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩Y132S-6375071022由機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計表11-2，外形和安裝尺寸，見表3-3。 表3-3 Y132S-6電動機(jī)主要外形和安裝尺寸 單位：mm中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD) ×HD安裝尺寸A×B軸伸尺寸D×E平鍵尺寸F×G132475×(270/2+210) ×315216×14038×

22、8010×333.3 計算總傳動比及分配各級的傳動比 傳動系統(tǒng)的總傳動比 i =nw / nd =710/71.66=9.9 分配各級傳動比 i = 1 2為了方便設(shè)計和制造，減速器的傳動比為2=3，則帶傳動為： 1 = i2 =3.3 即： 1 =3.3 2 =33.4 運動參數(shù)及動力參數(shù)計算 計算各軸的輸入功率（kw） 電動機(jī)軸 P0= Pd =3kw 減速器小齒輪軸 軸 P= Pd01=3×0.96=2.88kw 減速器大齒輪軸 軸 P= P23= P23 =2.88×0.98×0.97=2.74kw 卷筒軸 軸 P=P34=

23、P34軸 =2.47×0.97×0.99=2.63kw 計算各軸轉(zhuǎn)速（r/min） 軸：n=nw / 1=710/3.3=215.15r/min 軸：n= n/ 2=215.15/3=71.72 r/min 軸：n= n=71.72 r/min 計算各軸扭矩（N·mm） Td = 9550 Pw/ nw=9550×3/710=40.34N·m=40340 N·mm TI=9550 P/ n=9550×2.88/215.15=127.84 N·m=127840 N·mm TII=9550 P/ n=9550

24、×2.74/71.72=364.85 N·m =364850 N·mm T=9550 P/ n=9550×2.63/71.72=350.20 N·m =350200 N·mm將機(jī)械傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)的計算數(shù)值列表3-4。表3-4 機(jī)械傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)的計算數(shù)值計算項目電動機(jī)軸軸軸軸功率/kw32.882.742.63轉(zhuǎn)速（r/min）710215.1571.7271.12轉(zhuǎn)矩（N·m）40.34127.84364.85350.20傳動比3.331效率0.960.950.96第4章 傳動系統(tǒng)的設(shè)計4.1 V帶的設(shè)計表

25、4-1 V帶傳動設(shè)計計算步驟設(shè)計項目計算內(nèi)容和依據(jù)計算結(jié)果1、設(shè)計功率Pd根據(jù)機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)P134表7-10查得工況 系數(shù)KA=1.2Pd=KAP=1.2×3=3.6 kwPd=3.6 kw2、選擇帶型根據(jù)Pd=3.6kw、n=710r/min由機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)圖7-10選擇A型普通V帶選擇A型普通V帶3、帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1及dd2參考機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)中表7-4、表7-6和圖7-10，取dd1=140 mmdd2= 1 dd1=3.3×140=426 mm 取dd2=450 mmdd1=140 mmdd2=450 mm4、驗算傳動比誤差傳動比 =450/140=3.21 原傳動比

26、 1=3.3 = （1-）/ 1×100% =（3.3-3.21）/3.3×100%=2.27%在允許誤差范圍 ±5% 之內(nèi)在允許誤差范 圍內(nèi)5、驗算帶速 vv=dd1n/60×1000 =3.14×140×710/60×1000=5.20 m/s在 525 m/s范圍內(nèi)帶速v在允許范圍內(nèi) 設(shè)計項目 初定中心距a0根據(jù)機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)式（7-24）0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0.7(140+450)a02(140+450) 413 mm a01180 mma0=1000 mm 初算帶長Ld0由機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)式（

27、7-25） 計算內(nèi)容和依據(jù) 計算結(jié)果6、確定中心距a及帶的基準(zhǔn)長度LdLd0=2a0+ (dd1+dd2)/2+(dd2-dd1) 2 /4a0 =2×1000+(140450) ×3.14/2+(450140)2/4×1000 =2860.325 mm 確定帶基準(zhǔn)長度Ld根據(jù)機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)表7-2取Ld=2800 mm 確定實際中心距a根據(jù)機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)式（7-26）aa0+（Ld-Ld0）/2 =1000（28002860.325）/2 =929.84 mm安裝時所需最小中心距amin=a0（2bd+0.09Ld）機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)表73得bd=11.0amin =92

28、9.84（2×11+0.09×2800） =655.84 mm張緊或補償伸長所需最大中心距amax=a+0.02Ld =929.84+0.02 ×2800=985.84 mmLd=2800 mma=929.84 mmamin=655.84 mmamax=985.84 mm7、驗算小帶輪的包角a1a1=180°-（d2dd1）×57.3°/a =180°-310×57.3°/929.84 =160.90°>120°a1>120°包角合適8、單根V帶額定功率P0根據(jù)d

29、d1=140 mm，n1=710 r/min由機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)表7-7查得A型帶P0=1.31 kwP0=1.31 kw9、額定功率增量P0由機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)表7-8得P0=0.09 kw P0=0.09 kw 10、確定V帶的根數(shù)ZZ=Pd/（P0+P0）KKL機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)表7-9得K=0.9556機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)表7-2得KL=1.11Z=3.6/（1.31+0.09）×0.955×1.11 =2.42取Z=3 根 Z=3根 設(shè)計項目計算內(nèi)容和依據(jù) 計算結(jié)果11、確定帶的初拉力F0F0=500×（）機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)表7-1得q=0.11 kg/mF0=500×（）&

30、#215;+0.11×=189.5 NF0=189.5 N12、計算帶對軸的壓力FQFQ=2zF0sinFQ=2×3×189.5×sin81.4° =1161.27 NFQ=1161.27 N13、帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸及零件工作圖附上4.2 一級減速器直齒齒輪的設(shè)計表4-2 直齒輪傳動的設(shè)計計算步驟 計算項目設(shè)計計算與說明 計算結(jié)果1、 選擇齒輪材料、熱處理、齒面硬度、精度等級及齒數(shù) 選擇精度等級 選擇齒輪的材料、熱處理及齒面硬度 選擇齒數(shù)Z1、Z2運輸機(jī)為一般工作機(jī)器，轉(zhuǎn)速不高，故選用8級精度考慮減速器傳遞功率不大，按機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)表8-2選，齒輪采

31、用軟齒面。從工作情況選用于便于制造且價格便宜的材料，小齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度為240HBS。大齒輪選用45鋼，正火，齒面硬度200HBS。Z1=25,Z2= ×Z1 =3×25=75在誤差范圍內(nèi) 因選用閉式軟齒面?zhèn)鲃?，故按齒面接觸疲勞強度設(shè)計，然后校核其齒根彎曲疲勞強度8級精度小齒輪：45鋼調(diào)質(zhì) 240HBS大齒輪：45鋼正火 200HBS=3Z1=25Z2=75計算項目設(shè)計計算與說明計算結(jié)果2、按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 初選載荷系數(shù) 小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩T1 選取齒寬系數(shù) 彈性系數(shù) 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 接觸疲勞強度極限、 接觸應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N1、N2 接觸疲勞強度壽命系數(shù)、

32、接觸疲勞強度安全系數(shù)機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)式（8-9），設(shè)計公式為d1試選載荷系數(shù)=1.5T1= TI=127840 N·mm機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)表8-9選取齒寬系數(shù)=1機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)表8-7得彈性系數(shù)=189.8節(jié)點區(qū)域系數(shù)=2.5（=20°）機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)圖8-6得=580 Mpa，=540 Mp機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)式（8-2）N=60njN1=60×215.15×1×（16×300×10） =6.2×N2=N1/=6.2×/3=2.07×機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)圖8-8得=1.1 =1.12去失效概率為1%，則接觸疲勞強度安全系數(shù)

33、=1=1.5T1=127840 N·mm=1=189.8=2.5=580 Mpa=540 MpN1=6.2×N2=2.07×=1.1=1.12=1計算項目設(shè)計計算與說明計算結(jié)果 計算許用接觸應(yīng)力 試計算小齒輪的分度圓直徑 計算圓周速度 確定載荷系數(shù)K 修正小齒輪分度圓直徑3、 確定齒輪傳動主要參數(shù)和幾何尺寸機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)式（8-3）=580×1.1=638 Mpa=540×1.12=604.8 Mpa =68.02 mm =0.77 m/s機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)表8-5取使用系數(shù)=1根據(jù)=0.1925m/s機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)圖8-10動載荷系數(shù)=1.02直齒輪傳

34、動，齒間載荷分配系數(shù)=1機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)表8-6齒向載荷分配系數(shù)=1.05載荷系數(shù)K= =1×1.02×1×1.05=1.071=68.02×=60.08 mm=604.8Mpa=68.02 mm=0.77 m/sK=1.071=60.08 mm計算項目設(shè)計計算與說明計算結(jié)果 確定模數(shù)m 計算分度圓直徑、 計算中心距a 計算齒寬、4、校核齒根彎曲疲勞強度 齒形系數(shù)、 應(yīng)力系數(shù)、 彎曲疲勞強度極限、 彎曲疲勞強度壽命系數(shù)、 彎曲疲勞強度安全系數(shù)m=/Z1=60.08/25=2.432 mm圓整為標(biāo)準(zhǔn)值取m=3 mm=mz1=3×25=75 mm=mz

35、2=3×75=225 mma=（+）/2=（75+225）/2=150 mmb=1×75=75 mm取=75 mm、=70 mm機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)式（8-10）=機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)表8-8=2.62，=2.23（內(nèi)插法）機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)表8-8=1.59，=1.76（內(nèi)插法）機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)圖8-8得=230 MPa，=210 Mpa機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)圖8-9=1，=1取彎曲疲勞強度最小安全系數(shù)=1.4m=3 mm=75 mm=225 mma=150 mm=75 mm=70 mm=2.62=2.23=1.59=1.76=230 MPa=210 Mpa=1=1=1.4計算項目設(shè)計計算與說明計算結(jié)果 計

36、算許用彎曲應(yīng)力、 校核齒根彎曲疲勞強度機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)式（8-3）=/ =230×2×1/1.4=329 MPa= =210×2×1/1.4=300 Mpa= = =115.46 MPa<329 MPa= = =108.78MPa<300 Mpa=329 MPa=300 MPa滿足齒根彎曲疲勞強度的要求5、結(jié)構(gòu)設(shè)計 齒輪的結(jié)構(gòu)尺寸及零件工作圖附上第5章 軸的設(shè)計計算5.1 輸入軸的設(shè)計 選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力由于設(shè)計的是單級減速器的輸入軸，該軸無特殊要求，選用45鋼，=650MPa、=59 MPa、=98 MPa、=216 Mpa 初算直徑機(jī)

37、械設(shè)計基礎(chǔ)式（10-24） C× 表10-17，取C=110 =111×=26.12 mm 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則 d1=22.4×(1+5%) mm=23.5 mm 取 d1=30mm 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù)軸上零件的布置和軸徑的初步估算將此軸做成齒輪軸。其結(jié)構(gòu)圖如下圖5-1 齒輪軸 軸上零件的軸向定位根據(jù)軸徑的初步估算和簡圖，將本軸做成齒輪軸。為了裝拆方便，兩軸承靠近齒輪的一端均采用軸肩定位。兩軸承采用同一尺寸，以便購買、加工、安裝和維修。 軸上零件的周向定位大帶輪與輸入軸的周向定位采用平鍵連接，根據(jù)機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計表14-35，并考慮為便于加工，在與大

38、帶輪連接處的剖面尺寸b×h=8×7根據(jù)機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計表18-6配合采用H7/k6.滾動軸承的內(nèi)圈與軸的配合采用基孔制，軸的尺寸公差為k6.確定各段軸徑和軸長： 軸徑：從右向左取依次為 d1=30 mm、d2=40 mm、d3=50 mm、d4=小齒輪、d5=50 mm d6=40 mm。 軸長長度取決于帶輪輪轂結(jié)構(gòu)和安裝位置，暫定L1=50 mm初選用6008軸承，其寬度為15 mm。軸承蓋的厚度為20 mm，套筒的寬度，考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離。通過密封蓋軸段長應(yīng)根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮箱體外壁應(yīng)有一定矩離而定，兩軸肩的寬度均為10 m

39、m 。為此，取該段長L2=165。小齒輪的寬度=75 mm。 軸的結(jié)構(gòu)工藝考慮軸的結(jié)構(gòu)工藝，在軸的左右兩端面和軸肩處均制成2×45°的倒角。右端支承軸的軸頸為了磨削到位，留有砂輪越程槽。 按扭轉(zhuǎn)復(fù)合進(jìn)行強度計算 求分度圓直徑：已知d1=62.5 mm 求轉(zhuǎn)矩：已知T1=127840 N·mm 求圓周力：Ft=2T1/d1=2×127840/62.5=4090.88 N 求徑向力Fr=Ft·tan=4090.88×tan20°=1488.96 N因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=50.5 mm繪制軸受力簡圖（如圖

40、a） 軸承支反力：RHA= RHB = Ft/2=2045.44 N由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。 截面C在水平面彎矩為MHC= RHA L/2=2045.44×50.5=103294.72 N·mm 繪制垂直面彎矩圖（如圖c）RVA= RVB = Fr/2=744.48 N由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。 截面C在水平面彎矩為MVC= RVA L/2=744.48×50.5=37596.24 N·mm 繪制合成彎矩圖（如圖d）MC=(MHC2+MVC2)1/2=(103294.72+37596.24)1/2=70445.48 N·mm

41、繪制扭矩圖（如圖e）轉(zhuǎn)矩：T=364850 N·mm 按扭轉(zhuǎn)復(fù)合進(jìn)行強度計算Mc=70445.48 N·mm =59 MPa=70445.48/0.1 ×62.5³=2.89 MPa< =59 MPa所以該軸的強度足夠。5.2 輸出軸的設(shè)計 選擇軸的材料，確定許用應(yīng)力由于設(shè)計的是單級減速器的輸入軸，該軸無特殊要求，選用45鋼，=650 MPa、=59 MPa、=98 MPa、=216 Mpa 初算直徑按扭轉(zhuǎn)復(fù)合進(jìn)行強度估算輸出端聯(lián)軸器的最小直徑。機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)表10-17按45鋼取C=110，輸出軸的功率P=2.74 kw。輸出轉(zhuǎn)速n=71.72 r

42、/min。根據(jù)機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)式（10-24） C×得 dmin= C×= 110×=37.5 由于安裝聯(lián)軸器有鍵。將直徑增大5%。故選用HL4彈性柱銷聯(lián)軸器J40×84/Y40×112，故取軸與聯(lián)軸器的連接處的軸徑為40 mm。 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 根據(jù)齒輪減速器的簡圖和軸的初步估算的軸徑確定軸上零件的布置。進(jìn)行軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計。 軸上零件的軸向定位齒輪的一端靠軸肩定位，另一端靠套筒定位，拆裝、傳力均較方便，兩端軸承采用同一尺寸，以便購買、安裝和維護(hù)。左側(cè)軸承靠軸肩定位。故左側(cè)軸承與齒輪之間設(shè)置兩個軸肩。 軸上零件的周向定位 齒輪與軸、聯(lián)軸器與軸的周向定位

43、均采用平鍵連接。根據(jù)機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計表14-35，并考慮為便于加工，齒輪與軸、聯(lián)軸器與軸連接處的剖面尺寸b×h=12×8根據(jù)機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計表18-6配合采用H7/k6.滾動軸承的內(nèi)圈與軸的配合采用基孔制，軸的尺寸公差為k6.確定各段軸徑和軸長： 軸徑：從右向左取為 d1=40 mm、d2=50 mm、d3=60 mm、d4=70 mm、d5=60 mm、d6=50 mm。 軸長長度取決于帶輪輪轂結(jié)構(gòu)和安裝位置，從右依次取半聯(lián)軸器與軸的配合寬度為84mm，為了使套筒壓住半聯(lián)軸器端面，取其長度為82 mm軸承蓋的厚度為20 mm，初選用6010軸承，其寬度為16 mm

44、?？紤]齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離。通過密封蓋軸段長應(yīng)根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮箱體外壁應(yīng)有一定矩離而定，為此，該段中再用套筒定位。所以取該段長197 mm。大齒輪寬=70 mm，為了使套筒壓住齒輪端面，取其長度為68 mm。軸肩寬度為10 mm。所以此軸的長度為： 軸的結(jié)構(gòu)工藝 考慮軸的結(jié)構(gòu)工藝，在軸的左右兩端面處均制成2×45°的倒角。左端支承軸的軸頸為了磨削到位，留有砂輪越程槽。為便于加工，齒輪、半聯(lián)軸器處的鍵槽布置在同一母線上并取同一剖面尺寸。 按扭轉(zhuǎn)復(fù)合進(jìn)行強度計算 求與齒輪配合直徑：已知d3=70mm 求轉(zhuǎn)矩：已知T2=364850N

45、3;mm 求圓周力: Ft=2T2/d3=2×364850/70=3891.73N 求徑向力:Fr=Ft·tan=3891.73×tan20°=1416.47N因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=60mm繪制軸受力簡圖（如圖a）、 軸承支反力：RHA= RHB = Ft/2=1945.865N由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。 截面C在水平面彎矩為MHC= RHA L/2=1945.865×60=116931.9N·mm 繪制垂直面彎矩圖（如圖c）RVA= RVB = Fr/2=708.235N由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。 截

46、面C在水平面彎矩為MVC= RVA L/2=708.235×60=42494.1N·mm 繪制合成彎矩圖（如圖d）MC=(MHC2+MVC2)1/2=(116931.9+42494.1)1/2=79713N·mm繪制扭矩圖（如圖e） 轉(zhuǎn)矩：T=364850 N·mm 按扭轉(zhuǎn)復(fù)合進(jìn)行強度計算Mc=79713N·mm =59 MPa=79713/0.1 ×70³=2.324MPa< =59 MPa所以該軸的強度足夠。滾動軸承的選擇及校核計算 根據(jù)根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命:Lh=16×300×10=4800

47、0小時第6章 滾動軸承的選擇及計算6.1 輸入軸承的計算 求軸承的當(dāng)量動載荷P1、P2 機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)表10-12和表10-11 選擇載荷系數(shù)=1.2，溫度系數(shù)=0.9。 已知分度圓直徑d1=62.5mm，轉(zhuǎn)速n1=215.15 r/min，假設(shè)軸承僅受徑向載荷R1和R2，機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)式（8-5）可得： Ft=2T1/d1=2×127840/62.5=4090.88 N Fr= =4090.88tan20°=1488.96 N因軸承對稱齒輪分布，故R1=R2=Fr/2=744.48 N P1= R1=1.2×744.48=893.76N P2=R2=0.95×744.48=707.256N 試選軸承型號   根據(jù)計算軸徑d2=40 mm，初選6008型，機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計表16-1得該型號軸承的基本額定動載荷Cr=17000 N，基本額定靜載荷Cor=11800 N。 由預(yù)期壽命求所需C P1P2，即按軸承1計算機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)表10-10 得=12000 h C=893.76×=4800.05 N因CCr=17000 N，故選軸承型號為6008型。6.2 輸出軸承的計算 求軸式（8-5）可得： Ft=2T1/d1=2×364850/187.5=3891.73 N