1樓：匿名使用者
是用電動機通過乙個減速器帶動輸送帶捲筒吧？先按給定資料選電機型號，再分配傳動比，逐步計算
2樓：大拿工友
你要的是不是著東西?
機械設計課程--帶式運輸機傳動裝置中的同軸式1級圓柱齒輪減速器 目 錄
設計任務書……………………………………………………1
傳動方案的擬定及說明………………………………………4
電動機的選擇…………………………………………………4
計算傳動裝置的運動和動力引數……………………………5
傳動件的設計計算……………………………………………5
軸的設計計算…………………………………………………8
滾動軸承的選擇及計算………………………………………14
鍵聯接的選擇及校核計算……………………………………16
連軸器的選擇…………………………………………………16
減速器附件的選擇……………………………………………17
潤滑與密封……………………………………………………18
設計小結………………………………………………………18
參考資料目錄…………………………………………………18
機械設計課程設計任務書
題目：設計一用於帶式運輸機傳動裝置中的同軸式二級圓柱齒輪減速器
一． 總體布置簡圖
1—電動機；2—聯軸器；3—齒輪減速器；4—帶式運輸機；5—鼓輪；6—聯軸器
二． 工作情況：
載荷平穩、單向旋轉
三． 原始資料
鼓輪的扭矩t（n?m）：850
鼓輪的直徑d（mm）：350
運輸帶速度v（m/s）：0.7
帶速允許偏差（％）：5
使用年限（年）：5
工作制度（班/日）：2
四． 設計內容
1. 電動機的選擇與運動引數計算；
2. 斜齒輪傳動設計計算
3. 軸的設計
4. 滾動軸承的選擇
5. 鍵和連軸器的選擇與校核；
6. 裝配圖、零件圖的繪製
7. 設計計算說明書的編寫
五． 設計任務
1． 減速器**配圖一張
2． 齒輪、軸零件圖各一張
3． 設計說明書乙份
六． 設計進度
1、 第一階段：總體計算和傳動件引數計算
2、 第二階段：軸與軸系零件的設計
3、 第三階段：軸、軸承、聯軸器、鍵的校核及草圖繪製
4、 第四階段：裝配圖、零件圖的繪製及計算說明書的編寫
傳動方案的擬定及說明
由題目所知傳動機構型別為：同軸式二級圓柱齒輪減速器。故只要對本傳動機構進行分析論證。
本傳動機構的特點是：減速器橫向尺寸較小，兩大吃論浸油深度可以大致相同。結構較複雜，軸向尺寸大，中間軸較長、剛度差，中間軸承潤滑較困難。
電動機的選擇
1．電動機型別和結構的選擇
因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩、單向旋轉。所以選用常用的封閉式y（ip44）系列的電動機。
2．電動機容量的選擇
1） 工作機所需功率pw
pw＝3.4kw
2） 電動機的輸出功率
pd＝pw/η
η＝ ＝0.904
pd＝3.76kw
3．電動機轉速的選擇
nd＝（i1』?i2』…in』）nw
初選為同步轉速為1000r/min的電動機
4．電動機型號的確定
由表20－1查出電動機型號為y132m1-6,其額定功率為4kw，滿載轉速960r/min。基本符合題目所需的要求
計算傳動裝置的運動和動力引數
傳動裝置的總傳動比及其分配
1．計算總傳動比
由電動機的滿載轉速nm和工作機主動軸轉速nw可確定傳動裝置應有的總傳動比為：
i＝nm/nw
nw＝38.4
i＝25.14
2．合理分配各級傳動比
由於減速箱是同軸式布置，所以i1＝i2。
因為i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5
速度偏差為0.5%<5%，所以可行。
各軸轉速、輸入功率、輸入轉矩
項 目 電動機軸 高速軸i 中間軸ii 低速軸iii 鼓 輪
轉速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4
功率（kw） 4 3.96 3.84 3.72 3.57
轉矩（n?m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4
傳動比 1 1 5 5 1
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97
傳動件設計計算
1． 選精度等級、材料及齒數
1） 材料及熱處理；
選擇小齒輪材料為40cr（調質），硬度為280hbs，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240hbs，二者材料硬度差為40hbs。
2） 精度等級選用7級精度；
3） 試選小齒輪齒數z1＝20，大齒輪齒數z2＝100的；
4） 選取螺旋角。初選螺旋角β＝14°
2．按齒面接觸強度設計
因為低速級的載荷大於高速級的載荷，所以通過低速級的資料進行計算
按式（10—21）試算，即
dt≥1） 確定公式內的各計算數值
（1） 試選kt＝1.6
（2） 由圖10－30選取區域係數zh＝2.433
（3） 由表10－7選取尺寬係數φd＝1
（4） 由圖10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，則εα＝εα1＋εα2＝1.62
（5） 由表10－6查得材料的彈性影響係數ze＝189.8mpa
（6） 由圖10－21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σhlim1＝600mpa；大齒輪的解除疲勞強度極限σhlim2＝550mpa；
（7） 由式10－13計算應力迴圈次數
n1＝60n1jlh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8
n2＝n1/5＝6.64×107
（8） 由圖10－19查得接觸疲勞壽命係數khn1＝0.95；khn2＝0.98
（9） 計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為1％，安全係數s＝1，由式（10－12）得
[σh]1＝＝0.95×600mpa＝570mpa
[σh]2＝＝0.98×550mpa＝539mpa
[σh]＝[σh]1＋[σh]2/2＝554.5mpa
2） 計算
（1） 試算小齒輪分度圓直徑d1t
d1t≥ = =67.85
（2） 計算圓周速度
v= = =0.68m/s
（3） 計算齒寬b及模數mnt
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm
mnt= = =3.39
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm
b/h=67.85/7.63=8.89
（4） 計算縱向重合度εβ
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59
（5） 計算載荷係數k
已知載荷平穩，所以取ka=1
根據v=0.68m/s,7級精度，由圖10—8查得動載係數kv=1.11；由表10—4查的khβ的計算公式和直齒輪的相同，
故 khβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42
由表10—13查得kfβ=1.36
由表10—3查得khα=khα=1.4。故載荷係數
k=kakvkhαkhβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
（6） 按實際的載荷係數校正所得的分度圓直徑，由式（10—10a）得
d1= = mm=73.6mm
（7） 計算模數mn
mn = mm=3.74
3．按齒根彎曲強度設計
由式(10—17 mn≥
1） 確定計算引數
（1） 計算載荷係數
k=kakvkfαkfβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96
（2） 根據縱向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，從圖10－28查得螺旋角影響係數 yβ＝0。88
（3） 計算當量齒數
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47
（4） 查取齒型係數
由表10－5查得yfa1=2.724；yfa2=2.172
（5） 查取應力校正係數
由表10－5查得ysa1=1.569；ysa2=1.798
（6） 計算[σf]
σf1=500mpa
σf2=380mpa
kfn1=0.95
kfn2=0.98
[σf1]=339.29mpa
[σf2]=266mpa
（7） 計算大、小齒輪的 並加以比較
= =0.0126
= =0.01468
大齒輪的數值大。
2） 設計計算
mn≥ =2.4
mn=2.5
4．幾何尺寸計算
1） 計算中心距
z1 =32.9，取z1=33
z2=165
a =255.07mm
a圓整後取255mm
2） 按圓整後的中心距修正螺旋角
β=arcos =13 55』50」
3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑
d1 =85.00mm
d2 =425mm
4） 計算齒輪寬度
b=φdd1
b=85mm
b1=90mm，b2=85mm
5） 結構設計
以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大於160mm，而又小於500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關尺寸參看大齒輪零件圖。
軸的設計計算
擬定輸入軸齒輪為右旋
ii軸：
1．初步確定軸的最小直徑
d≥ ＝ =34.2mm
2．求作用在齒輪上的受力
ft1= =899n
fr1=ft =337n
fa1=fttanβ=223n；
ft2=4494n
fr2=1685n
fa2=1115n
3．軸的結構設計
1） 擬定軸上零件的裝配方案
i. i-ii段軸用於安裝軸承30307，故取直徑為35mm。
ii. ii-iii段軸肩用於固定軸承，查手冊得到直徑為44mm。
iii. iii-iv段為小齒輪，外徑90mm。
iv. iv-v段分隔兩齒輪，直徑為55mm。
v. v-vi段安裝大齒輪，直徑為40mm。
vi. vi-viii段安裝套筒和軸承，直徑為35mm。
2） 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
1. i-ii段軸承寬度為22.75mm，所以長度為22.75mm。
2. ii-iii段軸肩考慮到齒輪和箱體的間隙12mm，軸承和箱體的間隙4mm，所以長度為16mm。
3. iii-iv段為小齒輪，長度就等於小齒輪寬度90mm。
4. iv-v段用於隔開兩個齒輪，長度為120mm。
5. v-vi段用於安裝大齒輪，長度略小於齒輪的寬度，為83mm。
6. vi-viii長度為44mm。
4． 求軸上的載荷
66 207.5 63.5
fr1=1418.5n
fr2=603.5n
查得軸承30307的y值為1.6
fd1=443n
fd2=189n
因為兩個齒輪旋向都是左旋。
故：fa1=638n
fa2=189n
5．精確校核軸的疲勞強度
1） 判斷危險截面
由於截面iv處受的載荷較大，直徑較小，所以判斷為危險截面
2） 截面iv右側的
截面上的轉切應力為
由於軸選用40cr，調質處理，所以
（[2]p355表15-1）
a) 綜合係數的計算
由 ， 經直線插入，知道因軸肩而形成的理論應力集中為 ， ，
（[2]p38附表3-2經直線插入）
軸的材料敏感係數為 ， ，
（[2]p37附圖3-1）
故有效應力集中係數為
查得尺寸係數為 ，扭轉尺寸係數為 ，
（[2]p37附圖3-2）（[2]p39附圖3-3）
軸採用磨削加工，表面質量係數為 ，
（[2]p40附圖3-4）
軸表面未經強化處理，即 ，則綜合系數值為
b) 碳鋼係數的確定
碳鋼的特性係數取為 ，
c) 安全係數的計算
軸的疲勞安全係數為
故軸的選用安全。
i軸：1．作用在齒輪上的力
fh1=fh2=337/2=168.5
fv1=fv2=889/2=444.5
2．初步確定軸的最小直徑
3．軸的結構設計
1） 確定軸上零件的裝配方案
2）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
d) 由於聯軸器一端連線電動機，另一端連線輸入軸，所以該段直徑尺寸受到電動機外伸軸直徑尺寸的限制，選為25mm。
e) 考慮到聯軸器的軸向定位可靠，定位軸肩高度應達2.5mm，所以該段直徑選為30。
f) 該段軸要安裝軸承，考慮到軸肩要有2mm的圓角，則軸承選用30207型，即該段直徑定為35mm。
g) 該段軸要安裝齒輪，考慮到軸肩要有2mm的圓角，經標準化，定為40mm。
h) 為了齒輪軸向定位可靠，定位軸肩高度應達5mm，所以該段直徑選為46mm。
i) 軸肩固定軸承，直徑為42mm。
j) 該段軸要安裝軸承，直徑定為35mm。
2） 各段長度的確定
各段長度的確定從左到右分述如下：
a) 該段軸安裝軸承和擋油盤，軸承寬18.25mm，該段長度定為18.25mm。
b) 該段為軸環，寬度不小於7mm，定為11mm。
c) 該段安裝齒輪，要求長度要比輪轂短2mm，齒輪寬為90mm，定為88mm。
d) 該段綜合考慮齒輪與箱體內壁的距離取13.5mm、軸承與箱體內壁距離取4mm（採用油潤滑），軸承寬18.25mm，定為41.25mm。
e) 該段綜合考慮箱體突緣厚度、調整墊片厚度、端蓋厚度及聯軸器安裝尺寸，定為57mm。
f) 該段由聯軸器孔長決定為42mm
4．按彎扭合成應力校核軸的強度
w=62748n.mm
t=39400n.mm
45鋼的強度極限為 ，又由於軸受的載荷為脈動的，所以 。
iii軸
1．作用在齒輪上的力
fh1=fh2=4494/2=2247n
fv1=fv2=1685/2=842.5n
2．初步確定軸的最小直徑
3．軸的結構設計
1） 軸上零件的裝配方案
2） 據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
i-ii ii-iv iv-v v-vi vi-vii vii-viii
直徑 60 70 75 87 79 70
長度 105 113.75 83 9 9.5 33.25
5．求軸上的載荷
mm=316767n.mm
t=925200n.mm
6. 彎扭校合
滾動軸承的選擇及計算
i軸：1．求兩軸承受到的徑向載荷
5、 軸承30206的校核
1） 徑向力
2） 派生力
3） 軸向力
由於 ，
所以軸向力為 ，
4） 當量載荷
由於 ， ，
所以 ， ， ， 。
由於為一般載荷，所以載荷係數為 ，故當量載荷為
5） 軸承壽命的校核
ii軸：
6、 軸承30307的校核
1） 徑向力
2） 派生力
， 3） 軸向力
由於 ，
所以軸向力為 ，
4） 當量載荷
由於 ， ，
所以 ， ， ， 。
由於為一般載荷，所以載荷係數為 ，故當量載荷為
5） 軸承壽命的校核
iii軸：
7、 軸承32214的校核
1） 徑向力
2） 派生力
3） 軸向力
由於 ，
所以軸向力為 ，
4） 當量載荷
由於 ， ，
所以 ， ， ， 。
由於為一般載荷，所以載荷係數為 ，故當量載荷為
5） 軸承壽命的校核
鍵連線的選擇及校核計算
代號 直徑
（mm） 工作長度
（mm） 工作高度
（mm） 轉矩
（n?m） 極限應力
（mpa）
高速軸 8×7×60（單頭） 25 35 3.5 39.8 26.0
12×8×80（單頭） 40 68 4 39.8 7.32
中間軸 12×8×70（單頭） 40 58 4 191 41.2
低速軸 20×12×80（單頭） 75 60 6 925.2 68.5
18×11×110（單頭） 60 107 5.5 925.2 52.4
由於鍵採用靜聯接，衝擊輕微，所以許用擠壓應力為 ，所以上述鍵皆安全。
連軸器的選擇
由於彈性聯軸器的諸多優點，所以考慮選用它。
二、高速軸用聯軸器的設計計算
由於裝置用於運輸機，原動機為電動機，所以工作情況係數為 ，
計算轉矩為
所以考慮選用彈性柱銷聯軸器tl4（gb4323-84），但由於聯軸器一端與電動機相連，其孔徑受電動機外伸軸徑限制，所以選用tl5（gb4323-84）
其主要引數如下：
材料ht200
公稱轉矩
軸孔直徑 ，
軸孔長 ，
裝配尺寸
半聯軸器厚
（[1]p163表17-3）（gb4323-84
三、第二個聯軸器的設計計算
由於裝置用於運輸機，原動機為電動機，所以工作情況係數為 ，
計算轉矩為
所以選用彈性柱銷聯軸器tl10（gb4323-84）
其主要引數如下：
材料ht200
公稱轉矩
軸孔直徑
軸孔長 ，
裝配尺寸
半聯軸器厚
（[1]p163表17-3）（gb4323-84
減速器附件的選擇
通氣器由於在室內使用，選通氣器（一次過濾），採用m18×1.5
油麵指示器
選用遊標尺m16
起吊裝置
採用箱蓋吊耳、箱座吊耳
放油螺塞
選用外六角油塞及墊片m16×1.5
潤滑與密封
一、齒輪的潤滑
採用浸油潤滑，由於低速級周向速度為，所以浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為35mm。
二、滾動軸承的潤滑
由於軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。
三、潤滑油的選擇
齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用於小型裝置，選用l-an15潤滑油。
四、密封方法的選取
選用凸緣式端蓋易於調整，採用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。
密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為（f）b25-42-7-acm，（f）b70-90-10-acm。
軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。
設計帶式運輸機傳動裝置設計帶式運輸機傳動裝置
目 錄 一 傳動方案擬定 二 電動機的選擇 三 各軸運動的總傳動比並分配各級傳動比 四 運動引數及動力引數計算 五 v帶傳動設計 六 齒輪傳動設計 七 軸的設計 八 滾動軸承的選擇及校核計算 九 鍵的校核計算 十 聯軸器的選擇 十 一 潤滑與密封 十 二 減速器附件的選擇及簡要說明 十 三 箱體主要...
帶式運輸機傳動裝置設計運輸帶工作拉力F 2300N速度V
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課程設計帶式運輸機的傳動裝置 一級減速器
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