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1、 機械設計課程設計 計算說明書 設計題目 帶式輸送機傳送裝置 飛行器制造工程 專業(yè) 05010902 班 設 計 者 李啟晨 指導老師 袁茹 2012年07月08日 西北工業(yè)大學 計算項目及內容 主要結果 一、設計題目（4-E） 1.題目說明 設計一帶式輸送機傳動用的二級圓柱齒輪展開式減速器。 傳動簡圖如下圖所示： 1—電動機；2—聯(lián)軸器；3—減速器； 4—鏈傳動；5—輸送帶鼓輪 2.已知條件 題號 輸送帶牽引力

2、F/KN 輸送帶的速度 V/（m/s） 輸送帶滾筒的直徑D/mm 4—E 2.7 1.1 400 連續(xù)單向運轉，工作時有輕微震動； 使用期10年（每年300個工作日）； 小批量生產(chǎn)，輸送機工作軸轉速允許誤差為5%； 帶式輸送機的傳動效率為0.96 二、運動參數(shù)計算 1.電動機選擇 初選電動機轉速n=1500r/min 聯(lián)軸器的效率為，高速級齒輪組和低速級齒輪組的效率為和，鏈傳動的效率為，帶式輸送機的效率為，軸承效率為 == 0.98 取精度為IT=7 = 0.96 選擇滾子鏈傳動 = 0.99 彈性套柱銷聯(lián)軸器 = 0.96

3、由已知條件得到 = 0.99 選用角接觸球軸承 工作機所需功率：= 3.09KW 傳動裝置的總效率 =0.89 電動機所需功率：=3.47KW 根據(jù)以上數(shù)據(jù)選擇電動機參數(shù)如下: 工作功率= 4KW，轉速= 1440r/min Y112M-4三相異步電動機滿足要求,可供選用. 軸伸出端直徑= 28mm 長度E= 60mm 鍵槽截面尺寸F*G*D=8*24*28 電動機中心高112mm 2.傳動比選擇 根據(jù)各類機械傳動的傳動比范圍及傳動比分配原則選擇各傳動比： i=nm/nw=1440/67.14=27.42 高速級傳動比;i1=3.45低速級傳動比

4、i2=3；鏈輪傳動比i3=3 3．各軸傳動參數(shù) (1) 各軸的轉速n(r/min)的確定 高速軸的轉速： 中間軸的轉速： 低速軸的轉速： 滾筒軸的轉速： (2) 各軸的輸入功率（KW） 高速軸的輸入功率： 中間軸的輸入功率： 低速軸的輸入功率： (3) 各軸的輸入扭矩（Nm） 高速軸的輸入扭矩： 中間軸的輸入扭矩：Nm 低速軸的輸入扭矩： 三、傳動零件設計 1.高速級齒輪傳動計算 (1) 選定齒輪類型，精

5、度等級，材料及齒數(shù) 1) 選用斜齒圓柱齒輪 2) 初選小齒輪材料為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。 3) 精度等級取7(GB10095-88) 4) 初選小齒輪齒數(shù)，則大齒輪齒數(shù)，取51單排鏈傳動，初選螺旋角β=14 (2) 按按齒面接觸強度設計 （1.1） 確定公式內的各計算數(shù)值 1) 工作時有輕微振動，選Kt=1.6 2) 由參考文獻[2]圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.435 3) 由參考文獻[2]表10-7選取齒寬系數(shù)Φd=1 4) 由參考文獻[2]圖10-26查得

6、 5) 小齒輪轉距 6) 由參考文[2]表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 7) 由參考文獻[2]圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限 8) 由參考文獻[2]式（10-13）計算應力循環(huán)次數(shù) 9) 由參考文獻[2]圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) ； 10) 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由參考文獻[2]式（10-12） 得： 計算各數(shù)據(jù) 1) 試計算小齒輪分度圓直徑，有計算公式得 2) 計算圓周速度 m/s 3) 計算齒寬b及模數(shù) 4) 計算縱向重合度

7、 5) 計算載荷系數(shù)K 已知載荷平穩(wěn)，由參考文獻[2]表10-2選取使用系數(shù)取 根據(jù)，7級精度，由參考文獻[2]圖10-8查得動載系數(shù)；由表10-4查得的計算公式和直齒輪的相同故； 由參考文獻[2]圖10-13查得 由表10-3查得 故載荷系數(shù) 6) 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由參考文獻[2]式（10-10a）得 7) 計算模數(shù) (3) 按齒根彎曲強度設計 由參考文獻[2]式（10-17） 確定計算參數(shù) 1) 計算載荷系數(shù) 2) 根據(jù)縱向重合度，從參考文獻[2]圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Yb=0.88

8、 3) 計算當量齒數(shù) 4) 查取齒型系數(shù) 由參考文獻[2]表10-5查得； 5) 查取應力校正系數(shù) 由參考文獻[2]表10-5查得； 6) 由參考文獻[2]圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞極限，大齒輪的彎曲疲勞極限 7) 由參考文獻[2]圖10-18，查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，； 8) 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞許用應力S=1.4，由文獻[2]式（10-12）得 9) 計算大，小齒輪的 ，并加以比較 大齒輪的數(shù)值大 設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒跟彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取，已可滿足彎曲強度。但為了同

9、時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算出的分度圓直徑=41.19mm來計算應有的齒數(shù)。于是由 取20 則 取69 (4) 幾何尺寸計算 1) 計算中心距 將中心距圓整為92mm。 2) 按圓整后的中心距修正螺旋角 因b值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。 3) 計算大、小齒輪的分度圓直徑 4) 計算齒輪寬度 圓整后取；。 2.低速級齒輪傳動計算 (1) 選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數(shù) 1) 選用斜齒圓柱齒輪 2) 初選小齒輪材料小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為

10、280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 3) 精度等級取7 4) 初選小齒輪齒數(shù)，則大齒輪齒數(shù)，取73。初選螺旋角β=14 (2) 按按齒面接觸強度設計 （1.1） 確定公式內的各計算數(shù)值 1) 工作時有輕微振動，選Kt=1.6 2) 由參考文獻[2]圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.435 3) 由參考文獻[2]表10-7選取齒寬系數(shù)Φd=1 4) 由參考文獻[2]圖10-26查得 5) 小齒輪轉距T2=87.86Nm 6) 由由參考文[2]表10-6查得材料的彈性影響系數(shù) 7) 由參考文獻[

11、2]圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限 8) 由參考文獻[2]式（10-13）計算應力循環(huán)次數(shù) 9) 由參考文獻[2]圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù) ； 10) 計算接觸疲勞許用應力 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由參考文獻[2]式（10-12）得： 計算數(shù)據(jù) 1) 試計算小齒輪分度圓直徑，有計算公式得 取=52mm 2) 計算圓周速度 3) 計算齒寬b及模數(shù) 4) 計算縱向重合度 5) 計算載荷系數(shù)K 已知載荷平穩(wěn)，由參考文獻[2]表10-2選取使用系數(shù)取 根據(jù)，7級

12、精度，由參考文獻[2]圖10-8查得動載系數(shù)；由表10-4查得的計算公式和直齒輪的相 同故 ； 由參考文獻[2]圖10-13查得 由表10-3查得 故載荷系數(shù) 6) 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由參考文獻[2]式（10-10a）得： mm 7) 計算模數(shù) mm (3) 按齒根彎曲強度設計 由參考文獻[2]式（10-17） 確定計算參數(shù) 1) 計算載荷系數(shù) 2) 根據(jù)縱向重合度，從參考文獻[2]圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Yb=0.875 3) 查取齒型系數(shù) 由參考文獻[2]表10-5查得YFa1=2.5919；YFa2=

13、2.2202, 4) 查取應力校正系數(shù) 由參考文獻[2]表10-5查得；Ysa1=1.5964,Ysa2=1.7698 5) 由參考文獻[2]圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞極限，大齒輪的彎曲疲勞極限 6) 由參考文獻[2]圖10-18，查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，； 7) 計算彎曲疲勞許用應力 取彎曲疲勞許用應力S=1.4，由文獻[2]式（10-12）得 8) 計算大，小齒輪的 ，并加以比較 大齒輪的數(shù)值大 設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒跟彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn=2mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足

14、接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算出的分度圓直徑=77.2mm來計算應有的齒數(shù)。于是由 取Z1=28 則Z2=28x3=84取85 (4) 幾何尺寸計算 1) 計算中心距 將中心距圓整為117mm。 2) 按圓整后的中心距修正螺旋角 因b值改變不多，故參數(shù)、、等不必修正。 3) 計算大、小齒輪的分度圓直徑 mmmm 4) 計算齒輪寬度 圓整后取B1=65；B2=60。 小結： 項目 d/mm z mn /mm B /mm 材料 高 速

15、 級 齒輪1 41.35 20 2 40 40Gr 齒輪2 142.65 69 2 45 45鋼 低 速 級 齒輪3 57.98 28 2.5 75 40Gr 齒輪4 182.23 85 2.5 70 45鋼 四、鏈傳動計算 選擇材料40,50.ZG310~570.熱處理回火熱處理硬度40~50HRC無劇烈振動及沖擊的鏈輪 1. 選擇鏈輪齒數(shù) 取小鏈輪齒數(shù)=21取大鏈輪齒數(shù)=321=63 2. 確定計算功率 查表的=1.1, =1.21,單排鏈=1,則計算功率的 ===4.962KW 3. 選擇;鏈

16、條型號和節(jié)距 根據(jù)=4.962KW, =156.9r/min ,由[2]查圖9-11可選20A， ,查表9-1得鏈條節(jié)距為p=31.75mm 4. 計算鏈節(jié)數(shù)和中心矩 初選中心矩=(30~50)p=(30~50)31.75=952.5~1587.5取=1000mm 鏈節(jié)數(shù)=106.35 取=110 查表取中心矩計算系數(shù)=0.24421 最大中心矩=1055mm 5. 計算鏈速V,確定潤滑方式 =6.04m/s 由=6.04m/s和鏈號20A查圖9-14可知應采用油池潤滑或油盤飛濺潤滑 6. 計算壓軸力 軸材料為45號鋼,調質處理 有效圓周力: =617.1N 鏈輪水平

17、布置時的壓軸力系數(shù)=1.15,則壓軸力為=1.15617.2=707.98N 五、軸的設計及校核 1. 材料選用及熱處理 軸一選用40Cr,調質處理 軸二、軸三均選用45，調質處理 由參考文獻[2]表15-3查得、、、、 2. 估算最小直徑(按扭轉強度) 由參考文獻[2]表15-3確定=110mm =15.41mm (按一個鍵槽,軸頸增大7%為17mm) 考慮到彈性套柱銷聯(lián)軸器的規(guī)格,取最小直徑為=25mm (第二根) =115mm =23.98mm (考慮到兩個鍵槽,軸頸增大15%為27.577mm) =28mm 考慮到角接觸球軸承的規(guī)格,取最小直徑為=30mm

18、 (第三根)=115mm =33.06mm (考慮到兩個鍵槽,軸頸增大15%為38.02mm)=39mm 考慮到與鏈輪連接，取最小直徑為=40mm 3. 軸的設計校核(對于軸1) 軸的結構設計： 根據(jù)所設計的齒輪及選用的軸承7206C、聯(lián)軸器，設計計算每一段的長度寬度，并根據(jù)定位確定軸肩的高度及寬度。 1.求齒輪上的載荷： 齒輪的分度圓直徑=41.35mm 扭矩=26.26 查得軸承7206C的a=14.2，B=16. 做出軸的受力分析，得到：，47608，22763。52770

19、 六、軸承校核 1. 角接觸球軸承7211C的基本額定動載荷 =52.8 KW,基本額定靜載荷=40.5KW。 2. 徑向載荷 =596-162=434N =274+75=349N =2584N =1799N 3.軸向力： 軸承派生軸向力 =是對應表13-5中 =的Y值 Y=1.6 E=0.37 N N N =1.當量動載荷和和 對軸承1：， 對軸承2， 因軸承運轉中存在輕微沖擊 則 2.驗算軸承 則因為則所以按照軸承1的受力大小驗算。 年，則：滿足軸承壽命要求。 七 、鍵的選用以及校核 （軸一） 1.

20、 與聯(lián)軸器連接的鍵的選擇: 普通平鍵A型,主要參數(shù) L=32 T為第一根軸的扭矩 T=26263N*mm k=0.5h=3.5mm l=32-8=24mm d=25mm 鍵連接強度計算 因為載荷性質為輕微沖擊 鍵的材料為鑄鐵為50~60MPa 所以滿足強度條件 （軸二） 1. 與大齒輪連接的鍵的選擇: 普通平鍵A型,主要參數(shù) L=56 T為第二根軸的扭矩T= 87861N*mm k=0.5h=4mm l=56-10=46mm d=35mm 鍵連接強度計算 因為載荷性質為輕微沖擊 鍵的材料為鑄鐵為50~60MPa 所以滿足強度條件

21、 2. 與小齒輪連接的鍵的選擇: 普通平鍵A型,主要參數(shù) L=28 T為第二根軸的扭矩T= 87861N*mm k=0.5h=4mm l=28-10=18mm d=35mm 鍵連接強度計算 因為載荷性質為輕微沖擊 鍵的材料為鋼，為120MPa 所以滿足強度條件 （軸三） 3. 與齒輪連接的鍵的選擇: 普通平鍵A型,主要參數(shù) L=56 T為第三軸的扭矩 226150N*mm k=0.5h=5.5mm l=56-18=38mm d=60mm 鍵連接強度計算 因為載荷性質為輕微沖擊 鍵的材料為鑄鐵為50~60MPa 所以滿足強度條件

22、4. 與鏈輪連接的鍵的選擇: 材料為鋼=120MPa 主要參數(shù)及強度校核 bh=149 L=36mm d=45mm =101.87=120MPa 所以滿足強度條件 八、減速箱的設計 箱體采用水平刨分式，刨分面與軸線平面重合，將箱體分為箱蓋和箱座兩部分。材料選為HT150。 箱體設計主要是在滿足強度，鋼度的前提下，同時考慮結構緊湊，制造方便，重量輕及使用等方面要求進行設計。 鑄鐵減速器箱體結構尺寸之一 名稱 符號 圓柱齒輪減速

23、器 箱座壁厚 a:高速級與低速級的中心矩 0.025a+3=5.625 8mm 箱蓋壁厚 8 地腳螺拴直徑 20 地腳螺拴數(shù)目 4 鑄鐵減速器箱體結構尺寸之二 名稱 符號 尺寸關系 箱座凸緣厚度 1.5=12 箱蓋凸緣厚度 1.5=12 箱座底凸緣厚度 2.5=20 軸承旁連接螺拴直徑 0.75=16 箱蓋與箱座連接螺拴直徑 (0.5~0.6)=12 軸承蓋螺釘直徑 軸承7211C為8；軸承7206為 6； 視孔蓋螺釘直徑 8 定位銷直徑 10 , ,至外箱壁距離

24、 26,22,18 ,至凸緣邊緣距離 24,16 軸承旁凸臺半徑 20 凸臺高度 待定 外箱壁至軸承座端面距離 45 大齒輪齒頂圓與內箱壁距離 38 箱座肋厚 8 軸承蓋外徑 軸承7211C 為 140 軸承7206C 為 92 軸承旁連接螺拴距離 軸承7211C 為 120 軸承7206C 為 77 九 、減速器的潤滑及密封選擇 軸承潤滑 采用脂潤滑,在軸上加裝甩油環(huán)。 附 轉軸最高軸1 m/s 所以可選氈圈密封 十.減速器的附件選擇及說明 1. 視孔和視孔蓋 確定檢查孔尺寸為

25、 為120， ， ， ， =箱體寬- ， ， 螺釘數(shù)， ， ， 2. 通氣器的選用 選擇簡易式通氣器 ； 3. 游標的選用 選用圓形游標，尺寸為： 4. 油塞的選用 六角螺塞及封油圈尺寸： 5. 吊鉤吊耳的選用 吊鉤尺寸為： 吊耳尺寸為: d=b=15，R=15，e=15 6. 定位銷尺寸確定 定位銷直徑可取（為凸緣上螺栓的直徑）長度應大于分箱面凸緣的總厚度。 選用d=10mm，l=32mm 7. 起蓋螺釘?shù)拇_定 為便于開啟箱蓋，在箱蓋側邊的凸緣

26、上裝一個啟蓋螺釘。取的螺釘，材料為。 設計總結 通過這次二級展開式圓柱斜齒輪減速器的課程設計，我對機械機構及其零件的設計流程和設計規(guī)范有了基本的認識。同時，也應用了以前在畫法幾何、機械制圖、材料力學、機械原理、機械設計等課程中學到的基礎知識，使我對這些知識的掌握更加深了一步。 在這次設計的過程中，我體會最深的就是經(jīng)驗在機械設計中的重要性。如果沒有詳細、可靠的指導，一個人是很難完成最初的設計部分的。當然，這也會對后面的設計造成很大的麻煩。例如，在本次設計中，裝配底圖的繪制一定要嚴格按照書上給定的流程，否則后面的一系列定位都將難以處理。 最后就是最初的設計中難免有錯誤，而且有些錯誤往往在設

27、計快結束時才表現(xiàn)出來。雖然這次作業(yè)中已經(jīng)無法修改或來不及修改，但是我們應該記住這次教訓，在以后的設計工作中盡量避免這些錯誤。 【參考資料】 1、 機械設計課程設計.李育錫.高等教育出版社 2008 2、 機械設計. 第八版. 濮良貴，紀名剛. 高等教育出版社，2006 3、 機械原理. 第七版. 孫桓，陳作模，葛文杰. 高等教育出版社，2006 4、 工程制圖基礎. 第二版. 孫根正，王永平. 西北工業(yè)大學出版社，2005 5、 機械制圖. 第二版. 臧宏琦，王永平. 西北工業(yè)大學大學出版社，2004 6、 機械精度設計與檢測技術 王玉 國防工業(yè)出版社，2008 7、 AUTO

28、CAD2007中文版標準教程 夏文秀，倪祥明，胡仁喜，2006 電動機工作功率= 4KW， 轉速= 1440r/min 選擇Y112M-4 三相異步電動機 各級傳動比： i1=3.45 i2=3 i3=3 i=27.43 各軸轉速： 各軸功率：

29、 各軸扭矩： mm mm

30、

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33、 24