二級圓錐圓柱運輸帶工作拉力=2200n運輸帶工作速度v=1.6ms卷筒直徑280mm介紹

1、.機械設計課程設計計算說明書一、傳動方案擬定3二、電動機的選擇3三、運動、動力學參數(shù)計算5四、傳動零件的設計計算6五、軸的設計11六、軸承的選擇和計算24七、鍵連接的校核計算26八、聯(lián)軸器選擇27九、箱體設計28十、減速器附件28十一、密封潤滑29十二、設計小結30十三、參考文獻31.計算過程及計算說明注釋及說明一、傳動方案擬定設計二級圓錐 -圓柱齒輪減速器工作條件：輸送機連續(xù)單向運轉工作時有輕微震動，空載啟動，卷筒效率為 0.96，輸送帶工作速度誤差為 5%；每年按 300 個工作日計算，使用期限為 10 年，大修期 4 年，單班制工作；在專門工廠小批量生產（ 1） 原始數(shù)據：運輸機工作周轉

2、矩：T=1800N m ；帶速V=1.30m/s ；滾筒直徑 D=360mmT=1800N mV=1.30m/sD=360mm1電動機； 2 聯(lián)軸器； 3減速器； 4鼓輪； 5傳送帶二、電動機選擇1、電動機類型的選擇 ： Y 系列三相異步電動機2、電動機功率選擇：.（ 1）工作機所需功率：P W =13.00kWPW =Tn/9550,因為 VDn / 6000 ，把數(shù)據帶入式子中得n=68.97r/min,所以PW =1800*68.97/9550=13.00kW總=0.86(2)1）傳動裝置的總效率：42= 軸承聯(lián)軸器總滾筒圓柱齒輪圓錐齒輪=0.960.99420.980.99 0.97P

3、d=15.13kW=0.862)電動機的輸出功率：Pd= P W / 總=13.00/0.86nw=68.97r/min=15.13kW3、確定電動機轉速：計算工作機軸工作轉速：nw=60 1000V/ D=6010001.30/360=68.97r/min按表 14-2 推薦的傳動比范圍，取圓柱齒輪和圓錐齒輪傳動的一級減速器傳動比范圍分別為23 和 35，則總傳動比范圍為 I d=615 。故電動機轉速的可選范圍為nd=I d nw= （615） 68.97=413.81034.6r/min.符合這一范圍的同步轉速有750 和 1000r/min 。4、確定電動機型號由上可見，電動機同步轉速

4、可選750 和 1000r/min,可得到兩種不同的傳動比方案方電額電動機轉電傳動裝置的傳動案動定速動比機功同滿機傳圓圓型率步載重動錐柱號Ped /轉轉量比傳傳kW速速/kg動動比比1Y2018.100970220143.540L150-62Y2218.75073026610.2.63.95S-56698綜合各方面因素選擇第一種方案，即選電動機型號為Y225S-8機。電動機的主要參數(shù)見下表型號額定功率滿載轉速中心高軸伸尺寸/kWnm (r/minmm)Y225S-818.573022560*140三、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算電動機型號Y200L1 6i 總 =10.6i 1=2.66i 2=3.

5、99機械設計學習指導 57 頁nI =730r/minnII =274.4r/min.計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比： i=n m/n w=730/68.97=10.582、分配各級傳動比 :取 i 直=1.52 i 錐錐齒輪嚙合的傳動比： i1=0.25i=2.66圓柱齒輪嚙合的傳動比：i2=i/ i 1=10.58/2.66=3.991.計算各軸轉速（ r/min ）nI =n m =730nII =n I /i 1=730/2.66=274.4nIII =n II /i 2=274.4/4=68.8nIV= nIII = 68.82.計算各軸的功率（ kW）PI =Pd 聯(lián)軸

6、器 =15.130.99=14.98PII =PI 軸承 圓錐齒輪 =14.980.99 0.98=14.3PIII =PII 軸承 圓柱齒輪 =14.30.99 0.98=13.9P = P* * =13.90.990.99=13. 8IV軸承聯(lián)軸器3.計算各軸扭矩（ Nm）Td=9550* Pd/ n m =955015.13/730=198TI =9550*PI /n I=194TII =9550*PII /n II =497.7TIII =9550*PIII /n III =1929.4TW=9550* PW/n W =1910.1nIII =68.8r/minnIV= nIII =

7、68.8PI =14.98KwPII =14.3kWPIII =13.9kWPIV =13. 8 kWT d=198 N mT I=196N mT II =497.7NmT III =1929.4NmT W=1910.1 N m.Td、TI 、TII 、T III 、TW= 依次為電動機軸，和工作V= 1.296m/s機軸的輸入轉矩。參數(shù)軸名電動機軸軸軸軸工作機軸轉速 730730274.468.868.8r/min功率 P/kW轉矩 /n*m傳動比效率15.1314.9814.313.913.8198196497.71929.41910.112.663.99110.990.970.970.9

8、84.驗證帶速V=D1nIII =1.296m/s60*1000誤差為 1.291.3 =-0.0035%, 合適1.3四、傳動零件的設計計算1. 圓錐齒輪的設計計算已知輸入功率P1=P=14.98Kw,小齒輪的轉速為730r/min ，齒數(shù)比為 u=2.66，由電動機驅動，工作壽命為10 年（每年工作300 天），單班制，輸送機連續(xù)單向運轉，工作時有輕微震動，=446MpaFp1空載啟動。Fp2= 338Mpa（1）選定齒輪精度等級，材料和確定許用應力Hp2n =580Mpa1）該減速器為通用減速器，速度不高故選用7 級精度（ GB10095-88）2)選擇小齒輪材料為35SiMn 鋼調質，

9、硬度為 229286HBS，大齒輪為 45 鋼（調質），硬度為 229 286HBS，按齒面硬度中.間值，有圖 5-29b 按碳鋼查 MQ 線得Flim1=290MpaFlim2 =220Mpa同理由圖 5-32b查得Hlim1 =700MpaHlim2 =580Mpa3）有式（ 5-29），（5-30）分別求得 = Y Y Y /S=446MpaFp1Flim1STNxFminFp2 = Flim2 YSTYNYx/S Fmin=338MpaHp2 = Hlim2 YSTZ N Z W/S Hmin=580Mpa由于為閉式齒面硬度中，主要失效形式為齒面疲勞點蝕，故應按接觸疲勞強度進行設計，并

10、校核其齒根的彎曲強度。（2）按接觸疲勞強度進行設計計算由設計公式進行計算即d11017kT1Z2/221/3(1-0.5)u HpRRH1)小齒輪的名義轉矩T1= T I =194Nm2）選取載荷系數(shù)K=1.31.6同小齒輪懸臂設置，取k=1.53)選取齒寬系數(shù)，取R0.34)選取重合度系數(shù)，取Z0.885)初算小齒輪大端分度圓直徑(0.88)2 *1.5*150.25109.1mmd1 1017* 3(1 0.5*0.3)*5500.3*3.56)確定齒數(shù)和模數(shù)機械設計基礎第四版 P82P92P93T.選取 z128，則 z 2i1 *z 12.662874.5取 z2 =75大端模數(shù) m=

11、 d1 / z13.89 mm，取 m=47）計算主要尺寸d1mz1428112mmd2mt 2475300mm錐距R1/2d12d221/ 2 1122 3002160mmbR * R0.3 160mm 48mm(3) 校核齒根彎曲疲勞強度2360KT 1YFs YFbm2 z1(1 0.5 R )2Fpm4z128mmz275mmP70 表51d1112mmd2300mmR 160mmb 48mm1)計算從重合度系數(shù)Y0.250.75Y0.69ZV 129.9Z214因為重合度1.88 3.（211 ) 1.72 ，所以z1z2Y0.750.69 。0.251.722)確定 YFs /Fp

12、 的大值1arctan 1arctan z1arctan28/ 75 20.470z2290169.53ZV1Z129.9cos 1ZV 2Z2cos2142由圖 5-26查得 YFs14.3, YFs24.0。則V 2.YFs14.150.00928MpaFp 1446YFs24.00.01183MpaFp 233811因為 YFs1F2 112FP2YFs 2 ，所以選擇大齒輪進行校核Fp1Fp 23)校核大齒輪的齒根彎曲疲勞強度F223601.51944.00.694228（12480.5 0.3）112M pa pFP2338M pa故齒根彎曲疲勞強度足夠，所選參數(shù)合適。2.圓柱直齒輪

13、的設計計算已知：輸入功率 P214.3kW ，小齒輪轉速為274.4r/min，齒數(shù)比為 u=4，電動機驅動，工作壽命為10 年（每年工作 300 天）單班制，帶式輸送機，時有輕微震動，單項運轉。F lim450M pa(1)選擇齒輪材料，確定許用應力根據題設條件看，大小齒輪均采用20CrMnTi 鋼滲碳淬H lim1500M pa火，硬度 5662HRC。由圖 5-29c查得彎曲疲勞強度極限應力由圖 5-32c查得接觸疲勞強度極限應力(2)按輪齒彎曲疲勞強度計算齒輪的模數(shù)mF limH lim450M pa1500M pam12.63 KT1 Y FS Y2d Z1FP1)確定彎曲應力FPF

14、lim YSTYNYXFPSFlim.采用國標時，YST2.0,SFmin1.5,YX1.因為齒輪的循環(huán)次數(shù)N 60nat60274.4 1 (10300 8) 4.0108所以取 YN1；則FP1YSTY NYX =600MpaF limSFlim2)小齒輪的名義轉矩 T1T1T497.7Nm3)選取載荷系數(shù) K=1.64）初步選定齒輪的參數(shù)Z1，i，取8020 Z2Z1 3.99 20 79.8Z 2d0.5,uZ24Z15)確定復合齒形系數(shù)YFS ,因大小齒輪選用同一材料及熱處理，則FP 相同，故按小齒輪的復合齒形系數(shù)帶入即可由機械設計基礎第四版P88，圖 5-26 可查得： Y FS1

15、4.256）確定重合度系數(shù)Y因為重合度1.88 3.（2 11）1.7Z1Z20.750.69所以 Y 0.25將上述各參數(shù)代入m 式中得m 12.63 KT 1 Y FSY2dZ1FP12.6 3 1.5497.74.060.680.52563203.3按表 5-1，取標準模數(shù) m4mm 。則中心距FP1 =563MpaT1497.7N mm=4Z120，Z280d 0.5,u 4Y FS14.25Y0 .68a=200mm.a1 m(Z 1Z 2 )200mm27）計算傳動的幾何尺寸：d1m Z142080mmd 2mZ 2480320 mm齒寬：b2dd1 40mmb1b2(5 10)

16、48mm（3）校核齒面的接觸強度H 112ZEZKT（1 u1)2uHPbd11) 重合度系數(shù) Z0.852) 鋼制齒輪 Z E 189.8 M pa把上面各值代入式中可算得：H 1125.2M paHPH limZN ZW1500 1 1 1250M paSH lim1.2H HP 符合要求（ 4）校核齒根彎曲強度2000T1KF1bm2Z1YFS1Y 351.972000T1KF2bm2Z1YFS1Y 343.4許用彎曲應力：F1F2Flim YSTYN600MPaSF minF1FP1, F2FP1故，軸強度滿足要求。d180mmd 2320mmR160mmb148mmb248mm機械設

17、計課程設計 P22.五、軸的設計計算輸入軸的設計計算1已知： P1 =14.98kw, n1 =730r/min,T1 =196 Nm2選擇材料并按扭矩初算軸徑選用 45#調質，硬度 217255HBS，b=650Mp根據課本 P235（ 10-2）式，并查表 10-2，取 c=115dmin=115mm=31.38mmF1F2 600MPa考慮到最小直徑處要連接聯(lián)軸器要有鍵槽，將直徑增大 5%，則d=31.38(1+5%)mm=33mm3.初步選擇聯(lián)軸器要使軸徑 d12 與聯(lián)軸器軸孔相適應故選擇連軸器型號查課本 P297,查 kA=1.5, Tc=kA T1=1.5*196=294 N m查

18、機械設計課程設計P298，取 HL 彈性柱銷聯(lián)軸器，其額dmin31.38mm定轉矩 315 Nm，半聯(lián)軸器的孔徑d1 =35mm,故取 d12 =35mm,軸孔長度 L=82mm,聯(lián)軸器的軸配長度L1 =60mm.d12 =35mm4.軸的結構設計d2-3=42mm（ 1）擬定軸的裝配方案如下圖：d3-4=d 5-6=45mmd4-5=54mmd67=42mml 12 =60mm.l 23=50l 3-4=26mml 45=120mml56=26mml67=78mm（ 2）軸上零件的定位的各段長度，直徑，及定位1 為了定位半聯(lián)軸器， 1-2 軸右端有一軸肩，取d2-3=42mm2 選滾動軸承

19、：因軸承同時承受有徑向力和軸向力，故選用系列圓錐滾子軸承。參考d2-3=42mm。查機械設計課程設計P311，表 18-4.選取標準精度約為03.尺寸系列 30309.尺寸：dDT45 10027.25故 d3-4= d5-6=45mm，而 l3-4=26mm此兩對軸承均系采用軸肩定位，查表 18-4，3030軸承軸肩定位高度h=4.5mm因此取 d4-5=54mm。3 取安裝齒輪處的直徑d67=42mm，使套筒可靠的壓在軸承上，故 l56T =27.25mm，l56=26mm。4 軸承端蓋總寬度為20mm，由于裝拆及添加潤滑油的要求，軸承端蓋與外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離l=30mm，故l2

20、3=20+30=50mm。取 l45=120mm.Ft1 =4117.6N.5 圓錐齒輪的輪轂寬度lh=（ 1.21.5）ds，取 lh=63mm，齒輪端面與箱壁間距取15mm，故 l67=78mm。6 軸上零件的周向定位Fr1=1404.1NFa1=524.1N半聯(lián)軸器與軸、齒輪與軸采用平鍵連接，即過盈配合。由設計手冊，并考慮便于加工，取半聯(lián)軸器與齒輪處的鍵剖面尺寸bh16 10 ,齒輪鍵長 L=B- （ 510） =57.5mm配合均用 H7/K6 ，滾動軸承采用軸肩及套筒定位。軸承內圈與FBX =255.6N軸的配合采用基孔制，軸尺寸公差為K6FBY =704.3N7 軸圓角： 2450

21、FCx =6684.0N5.軸強度的計算及校核FCy=2108.4N求平均節(jié)圓直徑 :已知 d1=28mmdm1= d1(1-0.5 R)=4 428(10.50.31)95.2 mm錐齒輪受力：已知 T1=196N m,則圓周力： Ft1=2000T1/dm1=徑向力： Fr1=Ft1 tancos=1404.1N軸向力： Fa1=Ft1tansin=524.1N=4117.6N113軸承的支反力(1) 繪制軸受力簡圖（如下圖）.（ 2）軸承支反力水平面上的支反力：M c 0tan 200cos20.4701404.1NW0.1d3M eeW1 b59MPad12d5640.34mmFBx

22、+FCx =Ft=4117.6N解得： FBx =-255.6 N, FCx =6684.0N垂直面上的支反力M c0FBy =-704.3 NFCy= Fr1 -FBy=2108.4N(3) 求彎矩，繪制彎矩圖（如下圖）MCx=-Ft CD=-347.7N mMCy1 =FByBC=-64.1 N mMCy2=-Fadm/2=-24.9 N mMCx=-347.7N mMCy1=64.1NmMCy2=-24.9N mMec=275.06Nme =1.36MpaMC1372.8N m.MC2367N mA(4)合成彎矩：M c1 =M cx2M cy21 = 353.6 N mP214.3KW

23、M c2 =M cx2M cy22 348.6 Nmn2274.4r / min(5)求當量彎：1 b / 0 b ,b650MPaT2497.7 N m因單向回轉，視轉矩為脈動循環(huán)，59MPa,0 b98MPa 1 b.則剖面 C 的當量彎矩 : M C1M C12( T)2dmin =40.34mm372.8 N mM C2M C22( T)2367 N m6 斷危險截面并驗算強度1）剖面 C 當量彎矩最大， 而直徑與鄰段直徑相差不大，故剖面C 為危險截面。已知 Me= MC 1=372.8MPa,W 0.1d3eM e =40.9MPa 1 b59 MPaW2)A 處雖只受扭矩但截面最小

24、也為危險截面eM e =27.5MPa 1 b59 MPaW所以其強度足夠 .中間軸的設計1.已知 ： P214.3KW , n2274.4r / min, T2497.7 N ?m2選擇材料并按扭矩初算軸徑d12= d 56=50mm1 選用 45#調質，b 650M pa ，硬度 217255HBSd23=d45=57mm根據課本 P235（ 10-2）式，并查表10-2，取 c=108P240.34mmd34=63mmdmin C 3n 23.軸的結構設計l 1280mm（1）擬定軸的裝配方案如下圖l 23=52mm.l 3416mml 45=46mm。l 56116mm（ 2）軸上零件

25、的定位的各段長度，直徑，及定位 1 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受到徑向力和軸向力， 故 選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據d12d5640.34mm ，F(xiàn)t1=12442.5N查 取 30310型，尺寸dDT50mm110mm29.25mmFr1=4528.7N故 d12= d56=50mm， 此兩對軸承均系采用套筒定位，查表 18-4， 軸定位軸肩高度 h=4.5mm,因此取套筒直徑為 59mm.Ft2=3903.5N2取安裝齒輪處的直徑： d23=d45=57mm，錐齒輪右端與左軸Fr2= 496.87N承之間采用套筒定位， 已知錐齒輪輪轂長 lh=（1.21.5）ds，取 lh=

26、55m 為了使套筒可靠的壓緊端面，故取l 23 =52mm,Fa1= 1331.1N齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度 h0.07d,取 h=4mm,則此處軸環(huán)的直徑 d34=63mm.3已知圓錐直齒輪的齒寬為 b1=48mm,為了使套筒端面可靠地.壓緊齒輪端面，此處軸長l450.07d,取 h=7mm, 軸環(huán) 處處的直徑 d56=104mm, l56 1.4h, 取 l56 =10mm, FBY2090.4Nl6752mm5) 取箱體小圓錐齒輪的中心線為對稱軸，l4590.5mm, l78113mm,6）軸上的周向定位齒輪與軸用鍵連接查機械設計課程設計取b h 25 14 ，L=B-(510)

27、=55mm.同時保證齒輪與軸有良好對中性，選擇齒輪輪轂與軸合為 H7/m6, 滾動軸承宇宙的軸向定位有過渡配合來保證，軸尺寸公差為 m67)確定軸的倒角尺寸： 2 450 。4.軸的強度校核1）齒輪上的作用力的大小Ft 21066.8 N , Fr 23530.8 N2）求直反力FDY2298.6NMCX871.5N?mM Cy317.2N ?mMC927N?m.水平方向：F BXF DXF t 2MB0,F t 2?BCF DXBD6315.5NF BX5743.3N豎直方向：F BYF r 2?CD2090.4NBDF DYF r 2?BC2298.6NBD3）畫彎矩圖：M CXFBX ? BC871.5N ? mM CyFBY ? BC317.2N ? mM CM CX 2M Cy 2927N ? m