設(shè)計一帶式輸送機的傳動裝置兩級展開式圓柱斜齒輪減速器

1、工程力學課程設(shè)計 目錄設(shè)計方案及要求設(shè)計內(nèi)容： 4.高速級齒輪傳動的設(shè)計計算 6.強度條件減速器軸的設(shè)計計算 7.鍵聯(lián)接的選擇 核 8.聯(lián)軸器的選擇 一設(shè)計方案及要求 輸送帶的牽引力F,（kN）65輸送帶速度V（m/s）卷筒的直徑D（mm）400 已知條件： 據(jù)所給題目：設(shè)計一帶式輸送機的傳動裝置（兩級展開式圓柱斜齒輪減速器）方 案圖如下：1.傳動裝置總體設(shè)計方案: 1. 裝置組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。 2. 設(shè)計特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求 軸有較大的剛度。 3. 傳動方案：選擇V帶傳動和二級圓柱斜齒輪減速器（展開式）。 576； 為V帶的效率

2、0.95, 2為滾動軸承的效率0.98， ， 為聯(lián)軸器的效率0.97， 為滾筒的效率0.96。方案電動機型號額定功率Pkw電動機轉(zhuǎn)速電動機重量N參考價格元傳動裝置的傳動比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動比V帶傳動減速器1Y160M-41115001460470230根據(jù)已知條件F、V和D，確定求出輸送帶的功率 Pw=FV/1000(KW)=6.5*1.2=7.8KW.電動機所需工作功率為： PdPw/a7.8卷筒轉(zhuǎn)速為 n r/min。 經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i124，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比i2840，則總傳動比合理范圍為iai1i2=16160，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為ndi

3、an（16160）57.3=916.89168 r/min.綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為Y160M4的三相異步電動機，額定功率為11kw.額定電流A，滿載轉(zhuǎn)速1460 r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。 3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動 比為nm/n1460/（2）分配傳動裝置傳動比 ，分別為帶傳動和減速器的傳動比。 為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取，則減速器傳動比為 / 根據(jù)各原則，查機械設(shè)計手冊圖得 高速級傳動比為，則低速傳動比2.73.4.高

4、速級齒輪傳動的設(shè)計計算 1. 齒輪材料，熱處理 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜 齒輪（1）齒輪材料及熱處理 材料：高速級大、小齒輪選用40cr,并經(jīng)調(diào)質(zhì)及表面淬火，齒面硬度為4855HBC， 取小齒齒數(shù)=22 ， Z=iZ22=82.06 ， 取Z=83. （2）齒輪傳動參數(shù)表 (=14 ) 名稱符號單位高速級低速級小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪中心距amm147192傳動比i模數(shù)mmm23壓力角2020齒數(shù)Z301123391分度圓直徑dmm62102齒頂圓直徑damm66108齒根圓直徑dfmm齒寬bmm6762107102旋向左旋右旋右旋左旋材料40Cr40

5、Cr40Cr45熱處理狀態(tài)調(diào)質(zhì)表面淬火調(diào)質(zhì)表面淬火調(diào)質(zhì)調(diào)質(zhì)齒面硬度(4855)HBC(4855)HBC280HBS240HBS5.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速 1460/584r/min584/r/min/ r/min= r/min，分別為高速軸、低速軸轉(zhuǎn)速。（2）各軸輸入功率0.95kW25kW25kW24=7kW 則各軸的輸出功率： kW0.98=9kWkW kW各軸輸入轉(zhuǎn)矩 = Nm 電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩=9550 =9550/1460= Nm各軸輸入扭矩：9550/Nm9550/Nm9550/=Nm=9550/ Nm，分別為高速軸，低速軸轉(zhuǎn)矩輸出轉(zhuǎn)矩： NmNmNm Nm運

6、動和動力參數(shù)結(jié)果如下表軸名功率P KW轉(zhuǎn)矩T Nm轉(zhuǎn)速r/min輸入輸出輸入輸出電動機軸14601軸5842軸93軸4軸6.強度條件減速器軸的設(shè)計計算6.1 高速軸的設(shè)計計算1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由前面算得P1=9.87KW，n1=584r/min，T 1N 已知高速級小齒輪的分度圓直徑為d1=62mm 而 切向力Ft 徑向力Fr=F 軸向力Fa= F t N 強度條件 設(shè)計公式： mm 許用扭轉(zhuǎn)剪應力（N/mm2） C軸的材料系數(shù)，與軸的材料和載荷情況有關(guān)。 軸上有鍵槽需要按一定比例修正：一個鍵槽軸徑加大35%；二個鍵槽軸 徑加 大711%。 選取軸的材料為45鋼， d=A28mm

7、因為軸上應開2個鍵槽，所以軸徑應增大7%11%故d=29mm，又此段軸 與大帶輪裝配，綜合考慮兩者要求取d=30mm，查表知帶輪寬B=78mm 故此段軸長取76mm。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖6-1 圖6-1 （2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）I-II段是與帶輪連接的其d=30mm，L=76mm。 2）II-III段用于安裝軸承端蓋，軸承端蓋的e=9.6mm（由減速器及軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。根據(jù)軸承端蓋的拆卸及便于對軸承添加潤滑油的要求，取端蓋與I-II段右端的距離為38mm。故取L=58mm，因其右端面需制出一軸肩故取d=32mm。 3）初

8、選軸承，因為有軸向力故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并據(jù)d=32mm，由軸承目錄里初選3207號其尺寸為d=35mm72mm17mm故d=35mm。又右邊采用軸肩定位取=38mm所以L=129mm，=42mm，=12mm 4）取安裝齒輪段軸徑為d=38mm，齒輪左端與左軸承之間用套筒定位，已知齒輪寬度為65mm為是套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于齒輪寬度故取L=64mm。齒輪右邊-段為軸套定位，且繼續(xù)選用3207軸承，則此處d=35mm。取L=45mm（3）軸上零件的周向定位 齒輪，帶輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由表查得平鍵截面 b,鍵槽用鍵槽銑刀加工長為70mm。（4）確定軸上

9、彎矩和扭矩 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖6-2 1 圖6-2 現(xiàn)將計算出的各個截面的M， M 和M的值如下： F=N F=N F=N F=N MH1= m M258.3N.M Mh2= M=6709KN M=19617KN M=KN T 進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面A是軸的危險截面。則根據(jù)2式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取=0.6軸的計算應力: 前面選用軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由表15-1 查得=60Mp，故安全。6.2 中間軸的設(shè)計計算1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由前面的計算得P2=9.19KW，n2，T N 已知中間軸大小齒

10、輪的分度圓直徑為 d=231.9mm d=102mm 而 F=4827N F=F4827=1757N 同理可解得： F=10980N，F(xiàn)=Ft23996N Fa2=Ft2tan 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理由表15-3，取A=110，于是得： d=A 因為軸上應開2個鍵槽，所以軸徑應增大5%-7%故d=45.2mm，又此段軸與軸承裝配，故同時選取軸承，因為軸承上承受徑向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作條件可選3210其尺寸為：d=50故d=50mm右端用套筒與齒輪定位，套筒長度取24mm所以L=46mm （1）擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖6-3 圖6

11、-3 （2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1）II -III段為高速級大齒輪，由前面可知其寬度為62mm，為了使套筒端面與大齒輪可靠地壓緊此軸段應略短于齒輪輪轂寬度。故取L=60mm，d=56mm。 2）III-IV段為大小齒輪的軸向定位，此段軸長度應由同軸條件計算得L =15mm，d=68mm。 3）IV-V段為低速級小齒輪的軸向定位，由其寬度為102mm可取L=99mm，d=56mm 4）V-VI段為軸承同樣選用深溝球軸承3210，左端用套筒與齒輪定位，取套筒長度為24mm則 L =47mm d=50mm （3）軸上零件的周向定位 兩齒輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由表4-

12、1查得平b,按d得平鍵截面b=16其與軸的配合均為。軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)的，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 參考表15-2取軸端倒角為2.個軸肩處圓覺角見圖。 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖6-4?，F(xiàn)將計算出的各個截面的M，M 和M的值如下： F=719N F=2822N F=4107N F=7158N M=49611N M=253980Nmm M=-283383N M=-644220N M=284000N M=690000N 圖6-4 進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面B和的右側(cè)是軸

13、的危險截面,對該軸進行詳細校核，對于截面B則根據(jù)2式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取=0.6，軸的計算應力 前面選用軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由2表15-1查得=60Mp，。對于的右側(cè) 由2表15-1查得 由2表3-8查得 由2附圖3-4查得由2中和得碳鋼的特性系數(shù)，取，故綜合系數(shù)為 故右側(cè)的安全系數(shù)為 故該軸在截面的右側(cè)的強度也是足夠的。綜上所述該軸安全。6.3 低速軸的設(shè)計計算1.求軸上的功率，轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由前面算得P3=8.55KW，n3=57.35r/min，TN 已知低速級大齒輪的分度圓直徑為 d而 F=10135N F=F101353689N Fa=Fttan=2527 現(xiàn)初步估算軸的最

14、小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理據(jù)表15-3，取A=110，于是得： d=A同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩T=K查表14-1取K=1.3.則：T 按計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件查表可選用L4型彈性柱銷聯(lián)軸器。其公稱轉(zhuǎn)矩為2500000N。半聯(lián)軸器孔徑d=63mm，故取d=63mm半聯(lián)軸器長度L=142mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度l=132mm。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案通過分析比較，裝配示意圖6-5 圖6-5（2）據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，I-II右端需制出一軸肩故II-III段的直徑d=65mm；左端用軸端擋圈定

15、位取軸端擋圈直徑D=65mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長為132mm，為保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸上，故I-II段長度應比L略短一些，現(xiàn)取L=130mm. 2）II-III段是固定軸承的軸承端蓋e=12mm。據(jù)d =65mm和方便拆裝可取L=95mm。 3）初選軸承，因為有軸向力故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求d=70mm，由軸承目錄里初選3214號其尺寸為d=70mm125mm24mm，L=24mm由于右邊是軸肩定位，d=82mm，L=79mm，d=88mmmm，L=12mm。 4）取安裝齒輪段軸徑為d=80mm，已知齒輪寬為107mm取L=104mm。齒輪右邊-段為軸套定位，軸肩高

16、h=6mm則此處d=70mm。取L=48mm（3）軸上零件的周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由表4-1查得平鍵截面b鍵槽用鍵槽銑刀加工長為110mm。選擇半聯(lián)軸器與軸之間的配合為，同樣齒輪與軸的連接用平鍵2290齒輪與軸之間的配合為軸承與軸之間的周向定位是用過渡配合實現(xiàn)的，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 參考表15-2取軸端倒角為2.個軸肩處圓覺角見圖。 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖6-6。 現(xiàn)將計算出各個截面處的M，M和M的值如下： F=12049N F=2465N F=3309N F=6772N M=-211990N M=582384N M=620000N 圖6-6 進行校核時，通常只校核危險截面的強度，從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎 矩圖和扭矩圖中可以看出截面A是軸的危險截面，則根據(jù)式15-5及上面的數(shù)據(jù)，取=0.6，軸的計算應力 前面選用軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由2表15-1 查得=60Mp，故安全。都選用圓頭平鍵聯(lián)接查表6-2得許用擠壓應力為V AUTONUM * ROMAN -V AUTONUM * ROMAN AUTONUM * ROMAN 段鍵與鍵槽接觸疲勞強度 故此鍵能安全工作。在段與鍵槽接觸疲勞強度工作長度故