機械設(shè)計課程設(shè)計傳動方案

1、機械設(shè)計課程設(shè)計傳動方案設(shè)計書 題目： 帶式運輸機傳動裝置 學號： 1040112330 班級： 機自1203班 姓名： 張強3目錄 一、設(shè)計計劃書 1 二、擬定傳動方案 2 三、電動機的選擇 5 四、齒輪的設(shè)計計算 7 五、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 21 六、軸承的校核 34 七、鍵校核 37 八、第II軸的精確校核 38 3 設(shè)計計劃書一、設(shè)計 帶式輸送機傳動裝置已知條件：（1） 工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35（2） 使用折舊期：8年；（3） 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；（4） 運

2、輸帶速度允許誤差：±5%；（5） 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。已知參數(shù)：運輸帶工作壓力F = 1500 N 運輸帶工作速度v = 1.1 m/s 卷筒直徑 = 220 mm2、 擬定傳動方案a : 二級展開式圓柱齒輪減速器優(yōu)點：結(jié)構(gòu)簡單，應(yīng)用廣泛，兩級大齒輪直徑接近，有利于浸油潤滑，尺寸緊湊，成本低，用于載荷比較平穩(wěn)的場合。缺點：由于齒輪相對于軸承為不對稱布置，因而沿齒向載荷分布不均，要求軸有較大剛度。b ：二級同軸式圓柱齒輪減速器優(yōu)點：結(jié)構(gòu)簡單，應(yīng)用廣泛，齒輪減速器長度方向尺寸較小，兩級大齒輪直徑接近，浸入油中深度大致相等，有利于浸油潤滑。缺點：齒輪減速器軸向尺

3、寸較大，中間軸較長，剛度較差，沿齒寬載荷分布不均勻，高速軸的承載能力難于充分利用。C ： 圓錐圓柱齒輪減速器優(yōu)點：用于輸入輸出軸相交的場合，也用于兩軸垂直相錯的傳動中。缺點：制造安裝復雜，成本高，僅在傳動布置需要時才采用。d ：單級蝸桿減速器優(yōu)點：結(jié)構(gòu)簡單，尺寸緊湊缺點：效率較低，適用于載荷較小、間歇工作的場合，軸承潤滑不太方便。綜上所述，二級展開式圓柱齒輪減速器比較符合方案要求，故選用二級展開式圓柱齒輪減速器。3、 電動機的選擇設(shè)計設(shè)計步驟及內(nèi)容結(jié)果電動機的選擇已知： F = 1500 N v = 1.1 m/s D = 220 mm 1、電動機輸出功率 =1223324251：聯(lián)軸器效率2

4、：嚙合效率3：軸承效率4：溜油效率5：滾筒效率1 = 0.992 = 0.993 = 0.984 = 0.975 = 0.96 根據(jù)Pd查電動機手冊選取Y100L1-4型電動機 Pm = 2.2 KW Mn = 2.32、總傳動比計算及傳動比分配 取 各軸的轉(zhuǎn)速、扭矩： 軸轉(zhuǎn)速（r/min）扭矩 （N·m)功率 （KW)一143014.252.13二301.6965.562.00三95.47194.881.88選取Y100L1-4型電動機 四 、齒輪的設(shè)計計算設(shè)計設(shè)計步驟及內(nèi)容結(jié)果高速級齒輪傳動低速級齒輪傳動設(shè)計已知條件i1=4.74 i2=3.16 n1=1430r/min n2=

5、301.69r/minP=2.2kw傳動方案：二級展開式直齒圓柱齒輪傳動1.選擇材料選用二級展開式直齒齒輪傳動，壓力角為20°；根據(jù)機械設(shè)計表10-1選擇小齒輪材料為40Cr，齒面硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS;精度等級選用7級精度;試選小齒輪齒數(shù)Z1=21，大齒輪齒數(shù)Z2=i1Z1 =4.74×21=99.54 取Z2=1002.制定熱處理工藝小齒輪和大齒輪均為調(diào)質(zhì)處理，淬火后高溫回火，用來使鋼獲得高的韌度和足夠的強度。3.按齒面接觸強度設(shè)計按式（1011）進行試算小齒輪分度圓直徑，即(1)確定公式內(nèi)的各計算

6、數(shù)值.試選載荷系數(shù)KHt1.3.計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩查表知 .由表107選取尺寬系數(shù)d1.由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5.由表105查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa .由式（10-9）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù).計算接觸疲勞許用應(yīng)力由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為 、由式（10-15）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：由圖10-23查取解除疲勞壽命系數(shù)KHN1 = 0.90、KHN2= 0.95取失效概率為1%、安全系數(shù)S=1，由式（10-14）得 取和中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即 2）試算小齒輪分度圓直徑 （2） 調(diào)整小齒輪分度圓直徑1） 計算

7、實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備圓周速度齒寬b2） 計算實際載荷系數(shù)由表10-2查得使用系數(shù)根據(jù)v = 2.28m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)齒輪的圓周力查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)KH=1.417由此，得到實際載荷系數(shù)3） 由式（10-12），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 及相應(yīng)的齒輪模數(shù) 3、 按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計（1） 由式（10-7)試算模數(shù)，即 1） 確定公式中的各參數(shù)值試選由式(10-5)計算彎曲疲勞強度用重合度系數(shù) 計算由圖10-17查得齒形系數(shù),由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù),由圖10

8、-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為,由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù),取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-14）得因為大齒輪的大于小齒輪,所以取2) 試算模數(shù)（2）調(diào)整齒輪模數(shù)1） 計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備圓周速度v齒寬b寬高比b/h2) 計算實際載荷系數(shù)根據(jù)v= 1.560m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.06由查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)由表10-4用插值法查得，結(jié)合b/h=9.33查圖10-13得則載荷系數(shù)為3) 由式（10-13），可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，

9、由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲疲勞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(guān)，可取由彎曲疲勞強度算得的模1.108mm并就近圓整為標準值m=1.25mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)z1=d1/m=20.832/1=20.832，取z1=21，取，與互為質(zhì)數(shù)這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。4、幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑（2） 計算中心距（3） 計算齒輪寬度考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設(shè)計齒寬b和節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加寬（510）mm，即取，而使大齒輪的齒寬等于

10、設(shè)計齒寬，即6主要設(shè)計結(jié)論齒數(shù)、，模數(shù)，壓力角，中心距齒寬，。小齒輪選用40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)）。齒輪按7級精度設(shè)計。已知：小齒輪轉(zhuǎn)速n3 =95.47r/min，齒數(shù)比u=3.16，p=2.2kw1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）按選定傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取為。（2）帶式運輸機為一般工作機器，參考表10-6，選用7級精度。（3）材料選擇。由表10-1，選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），齒面硬度280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），齒面硬度240HBS。（4）選小齒輪齒數(shù)z1 =25，大齒輪齒數(shù)2.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計（1）由式（10-11）

11、試算小齒輪分度圓直徑，即1）確定公式中的各參數(shù)值試選。計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。查軸轉(zhuǎn)速、扭矩列表得由表10-7選取齒寬系數(shù)。由圖10-20查得區(qū)域系數(shù)ZH =2.5。由表10-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE =189.8 Mpa1/2由式（10-9）計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)。 計算接觸疲勞許用應(yīng)力。由圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為、。由式（10-15）計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數(shù)。取失效概率為、安全系數(shù)，由式（10-14）得取和中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，則2）試算小齒輪分度圓直徑（2）調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)

12、準備。圓周速度。齒寬。2）計算實際載荷系數(shù)。由表10-2查得使用系數(shù)。根據(jù)v=0.364m/s、7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)齒輪的圓周力。 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。由表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，得齒向載荷分布系數(shù)。由此，得到實際載荷系數(shù)3）由式（10-12），可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑及相應(yīng)的齒輪模數(shù)3. 按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計（1） 由式（10-7）試算模數(shù)，即1) 確定公式中的各參數(shù)值試選。由式（10-5）計算彎曲疲勞用重合度系數(shù)。計算。由圖10-17查得齒形系數(shù)、。由圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)、。由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的

13、齒根彎曲疲勞極限分別為、。由圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，。取彎曲疲勞安全系數(shù)，由式（10-14）得因為大齒輪的大于小齒輪，所以取2）試算模數(shù) （2）調(diào)整齒輪模數(shù)1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備。圓周速度。齒寬。寬高比。2）計算實際載荷系數(shù)。根據(jù)，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)。由， 查表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。由表10-4用插值法查得，結(jié)合，查圖10-13，得。則載荷系數(shù)為3）由式（10-13），可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所

14、決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù)2.114mm并就近圓整為標準值m=2mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑,算出小齒輪齒數(shù)。取，則大齒輪齒數(shù)，與互為質(zhì)數(shù)。這樣設(shè)計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。4. 幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑（2）計算中心距（3） 計算齒輪寬度考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設(shè)計齒寬和節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加寬，即取，而使大齒輪的齒寬等于設(shè)計齒寬，即。5. 主要設(shè)計結(jié)論齒數(shù)、，模數(shù)，壓力角，中心距，齒寬，。小齒輪選用40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)）。齒輪按7級精度設(shè)計

15、。二級展開式直齒圓柱齒輪傳動取Z1=21Z2=100KHt1.3d1ZH = 2.5ZE=189.8MPaKH=1.417Kv=1.06m=1.25mmz1=21、小齒輪選用40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)）。齒輪按7級精度設(shè)計。直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取為z1 =25ZH =2.5ZE =189.8 Mpa1/2 1.717 =0.01482.02m = 25、 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計設(shè)計設(shè)計步驟及內(nèi)容結(jié)果軸一軸二設(shè)計軸三設(shè)計已知電動機P = 2.2kW，轉(zhuǎn)速n = 1430r/min，z1=21，mt = 1.25mm1.求輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩查轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩表知2. 求作用在齒輪上的力而

16、 3. 初步確定軸的最小直徑先按式（152）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。根據(jù)表153，取，于是得查表14-1，取，則聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩查表得選用GY1型凸緣聯(lián)軸器，公稱轉(zhuǎn)矩為，半聯(lián)軸器的孔徑dI=14mm，故取dI-II=14mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=27mm。4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1） 擬定軸上零件的裝配方案現(xiàn)選用圖15-22a所示的裝配方案。（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）取段的直徑d-=15mm半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=27mm，為保證軸段擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故-段的長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取l-=25mm。2) 選用單列

17、深溝球軸承，選取0基本游隙組、標準精度級的單列深溝球軸承6303，其尺寸為，故d-=d-VIII=17mm，l-VII=14mm。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。取dVI-VII=20mm。3） 取安裝齒輪處的軸段-的直徑d=20mm，齒輪的左端采用套筒定位，已知齒輪轂輪寬32mm，為使套筒可靠地壓緊齒輪，此段應(yīng)略短與轂輪寬度，取l-=30mm。齒輪的右端采用軸肩定位，由直徑d=20mm查表15-2，得R=1.0mm，則軸環(huán)處的dV-VI=25mm.lV-VI=8mm。4) 軸承端蓋的總寬度為20mm，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=16.5mm，故取l-=36.5mm。5) 取齒

18、輪距箱體內(nèi)壁之距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取s=2mm，已知滾動軸承寬度B=14mm，則l-=25mm dI-II=14mml-=36.5mm d-=15mmlIII-IV=29.5mm d-= 17mml-=30mm d=20mmlV-VI=8mm dV-VI=25mmlVI-VII=63.5mm dVI-VII=20mml-VII=14mm d-VIII=17mm，(3) 軸上零件的周向定位齒輪直接在軸上加工，半聯(lián)軸器與軸的周向定采用平鍵連接。半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為5mmx5mmx20mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位有過

19、度配合保證，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（4） 確定軸上圓角和倒角尺寸查表15-2，倒角取C1.0，C1.2，圓角取R1.0，R1.2。5. 求軸上的載荷由得, 由得, 查表知 6. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度對第三截面進行校核d=17mm17.40Mpa軸材料選40CrNi由表15-1查得，因此，故安全。對第四截面進行校核d=20mmW2=0.1d3=800mm339.50Mpa軸材料選40CrNi由表15-1查得，因此，故安全。已知 z1=100，z2=25,mt1 = 1.25mm mt2=2mm1. 求輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 查表知 2.求作用在齒輪上的力而 3.初步確定軸的最小

20、直徑先按式（152）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。根據(jù)表153，取，于是得4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1) 選用單列深溝球軸承，選取0基本游隙組、標準精度級的單列深溝球軸承6307，其尺寸為，故dI-II=dV-VI=35mm。2)取左側(cè)安裝齒輪處的軸段II-III的直徑d=40mm，齒輪的左端采用套筒定位，已知齒輪轂輪寬26.25mm，為使套筒可靠地壓緊齒輪，此段應(yīng)略短與轂輪寬度，取l-=24mm。齒輪的右端采用軸肩定位，由直徑d=40mm查表15-2，得R=1.2mm，則軸環(huán)處的dIII-IV=45mm.lV-VI=8mm。取右側(cè)安裝齒輪

21、處的軸段IV-V的直徑d=40mm，齒輪的右端采用套筒定位，已知齒輪轂輪寬56mm，為使套筒可靠地壓緊齒輪，此段應(yīng)略短與轂輪寬度，取l-=54mm，齒輪的左端采用軸肩定位3）l-=36.125mm dI-II=35mml-=24mm d-=40mmlIII-IV=8mm d-= 45mml-=54mm d=40mmlV-VI=29.875mm dV-VI=35mm4）軸上零件的周向定位齒輪1與軸的周向定位采用平鍵連接。按d=40mm查表6-1得平鍵截面bXh=12X8，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長分為20，同時為了保證齒輪與軸有良好的對中性，選擇齒輪轂孔與軸的配合為；滾動軸承與軸的周向定位有過度配合

22、保證，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。齒輪2直接加工在軸上。5）確定軸上圓角和倒角尺寸查表15-2，倒角取C1.0，C1.2，圓角取R1.0，R1.2。5求軸上的載荷由得 ,得 查表知6. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度對第二截面進行校核d=40mm11.32Mpa軸材料選40CrNi由表15-1查得，因此，故安全。對第四截面進行校核d=40mmW2=0.1d3=6400mm316.70Mpa軸材料選40CrNi由表15-1查得，因此，故安全。已知電動機P = 2.2kW，z1=79，mt =2mm1.求輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩查轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩表知2.求作用在齒輪上的力而 3. 初步確定軸的最小直徑先

23、按式（152）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。根據(jù)表153，取，于是得查表14-1，取，則聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩查表得選用GY5型凸緣聯(lián)軸器，公稱轉(zhuǎn)矩為，半聯(lián)軸器的孔徑d=32mm，故取d=32mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=60mm。4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（2） 擬定軸上零件的裝配方案現(xiàn)選用圖15-22a所示的裝配方案。（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）取段的直徑d-=34mm半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=60mm，為保證軸段擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故-段的長度應(yīng)比略短一些，現(xiàn)取l-=58mm。3) 選用單列深溝球軸承，選取0基本游隙組、標準精度級

24、的單列深溝球軸承6307，其尺寸為，故d-=d-VIII=35mm，l-VII=21mm。左端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。取dVI-VII=40mm。4） 取安裝齒輪處的軸段-的直徑d=40mm，齒輪的右端采用套筒定位，已知齒輪轂輪寬50mm，為使套筒可靠地壓緊齒輪，此段應(yīng)略短與轂輪寬度，取l-=48mm。齒輪的左端采用軸肩定位，由直徑d=40mm查表15-2，得R=1.2mm，則軸環(huán)處的dV-VI=45mm.lV-VI=8mm。4) 軸承端蓋的總寬度為20mm，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=10mm，故取l-=30mm。5) 取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定

25、滾動軸承位置時，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離，取s=2mm，已知滾動軸承寬度B=14mm，則l-=50mm dI-II=32mml-=30mm d-=34mmlIII-IV=32.875mm d-= 35mml-=48mm d=40mmlV-VI=8mm dV-VI=45mmlVI-VII=42.175mm dVI-VII=40mml-VII=21mm d-VIII=35mm，(4) 軸上零件的周向定位齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按d=40mm查表6-1得平鍵截面bXh=12X8，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長分別為40和50mm，同時為了保證齒輪與軸有良好的對中性，選擇齒輪轂孔與軸的配合為半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為10mmx8mmx50mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位有過度配合保證，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（5） 確定軸上圓角和倒角尺寸查表15-2，倒角取C1.0，C1.2，圓角取R1.0，R1.2。5. 求軸上的載荷由得, 由得, 查表知 6. 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度對第四截面進行校核d=40mm22.30Mpa軸材料選40CrNi由表15-1查得，因此，故安全。對第五截面進行校核d=35mmW2=0.1d3=4287.5mm327.27Mpa軸材料選40C