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1、設計鏈式運輸機傳動裝置題目：某鏈式運輸機采用兩班制工作，連續(xù)工作不超過3小時，然后停歇1個小時，雙向傳動，工作中受中等振動，工作年限5年，試設計其傳動裝置，要求電動機軸線與驅動鏈輪軸線平行。工作示意圖如下：原始數(shù)據(jù)：其中工作機輸入功率P為4.2kW工作機軸輸入轉速n為160r/min設 計 過 程計 算 結 果一、確定傳動方案 根據(jù)工作要求，可以擬定幾種傳動方案，如下圖所示。 (a) (b) (a)圖所示為第一級用帶傳動，后接兩級圓柱齒輪減速器。帶傳動能緩沖、吸振，過載時起安全保護作用，但結構上寬度和長度尺寸較大，且?guī)鲃硬灰嗽趷毫迎h(huán)境下工作。 (b)圖所示為電機直接與兩級圓柱齒輪減速器連接，
2、圓柱齒輪易于加工，但減速器的傳動比和結構尺寸較大。綜合考慮本題要求，工作環(huán)境一般，但工作中受到中等振動，所以選擇加一級帶傳動更好。選擇方案（a）設 計 過 程計 算 結 果二、選擇電動機 傳動裝置總效率 其中，為帶傳動效率 為一對滾動軸承傳動效率為一級圓柱齒輪傳動效率 為剛性聯(lián)軸器效率電動機所需功率其中，為工作機輸入功率 確定電動機型號：Y132S1-2其有關參數(shù)如下： 額定功率5.5kW 電動機滿載轉數(shù)=2920r/min 電動機軸伸出直徑D=28mm 電動機軸伸出長度L=60mm三、運動學和動力學計算 1.總傳動比及其分配 總傳動比2920/160=18.25 其中，,為帶傳動傳動比 ，為
3、減速器高速級傳動比 ，為減速器低速級傳動比 2.減速器各軸轉速計算（根據(jù)軸轉速的大小依次編號為、軸） n= 電動機Y132S1-2額定功率5.5kW滿載轉數(shù)2920r/min總傳動比i=18.25帶傳動高速級低速級設 計 過 程計 算 結 果 n=n/ n=n/ 3減速器各軸功率計算 P= P=P P=P 減速器各軸功率、轉速、轉矩列表如下：軸號功率P（kW）轉速n(r/min)轉矩T(Nm)4.65146030.424.4758473.104.29160256.06四、帶傳動設計 1.確定V帶型號和帶輪直徑 工作情況系數(shù)KA：由表11-5確定 計算功率 （11-19） 選帶型號：由圖11.1
4、5 小帶輪直徑：由表11-6 大帶輪直徑： 設 （11-15） 大帶輪轉速： 2計算帶長KA=1.2A型設 計 過 程計 算 結 果 求： 求： 初取中心距： 帶長： （11-2） 基準長度：由圖11.4的=1600mm 3.求中心距和包角 中心距： （11-3） 小輪包角： （11-4） 4求帶根數(shù) 帶速： 傳動比： 帶根數(shù)：由表11-8，；由表11-7，；由表11-12，；由表11-10， (11-22) 5求軸上載荷=1600mm取z=4設 計 過 程計 算 結 果 緊力： 由表11-4，q=0.10kg/m,則 (11-21) 軸上載荷： (11-23) 帶輪結構設計：帶輪寬度B=(z
5、-1)e+2f=65mm(其余略)5、 圓柱齒輪傳動的設計計算（一）高速級齒輪傳動 1.選擇齒輪材料 小齒輪 40Cr 調質 HB1=260 大齒輪 45 調質 HB2=240 2.初步計算 齒寬系數(shù) 由表12-13，取 接觸疲勞極限：由圖12-17（c） 初步計算的許用接觸應力 （12-15） 值：由表12-16，取=82（估計）初步計算的小輪直徑： B=65mm設 計 過 程計 算 結 果 初步確定齒寬： 3.齒面接觸疲勞強度計算 圓周速度: 精度等級：由表12-6 齒輪齒數(shù)Z： 取 模數(shù)m： 初選螺旋角 由表12-3，取 螺旋角： （和估計值接近） 使用系數(shù):由表12.9 動載荷系數(shù)：由
6、圖12.9 齒間載荷分配系數(shù)： 由表12-10，先求 選9級精度設 計 過 程計 算 結 果 （表12-8） （表12-8） （表12-8） 由此得： 齒向載荷分布系數(shù)：由表12-11 載荷系數(shù)K： (12-5) 彈性系數(shù) 由表12-12 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 由圖12.16 重合度系數(shù)：由式12-31，因， 故 螺旋角系數(shù) 接觸應力最小安全系數(shù)：由表12-14 應力循環(huán)次數(shù)： K=4.66 接觸壽命系數(shù): 由圖12.18 許用接觸應力： 計算結果表明，接觸疲勞強度符合要求；否則，應調整齒輪參數(shù)或改變齒輪材料，并再次進行驗算。 4確定傳動主要尺寸 實際分度圓直徑 中心距 尺寬 5齒根彎曲疲勞強度驗算
7、齒形系數(shù) 由圖12.21得 符合要求設 計 過 程計 算 結 果 應力修正系數(shù)由圖12.22 ， 重合度系數(shù)： （12-35） 螺旋角系數(shù) (12-36) (12-35) 齒間載荷分配系數(shù):前面已求的 齒向載荷分布系數(shù): 由圖12.14， 載荷系數(shù)K： 彎曲疲勞極限：由圖12.23(c)得 考慮本題齒輪為雙向運轉，可將其彎曲疲勞極限乘以系數(shù)0.85，結果變?yōu)椋?彎曲最小安全系數(shù)：由表12.14得 彎曲壽命系數(shù)：由圖12.24得 尺寸系數(shù)：由圖12.25得：許用彎曲應力： (12-19) 驗算彎曲強度：(2) 低速級齒輪傳動 1.選擇齒輪材料 小齒輪 40MnB 調質 HB1=280 大齒輪 Z
8、G35Si 調質 HB2=260 2.初步計算 齒寬系數(shù) 由表12-13，取 接觸疲勞極限：由圖12-17（c） 初步計算的許用接觸應力 （12-15） 值：由表12-16，取=82（估計） 初步計算的小輪直徑: 初步確定齒寬： 3.齒面接觸疲勞強度計算 圓周速度: 精度等級：由表12-6 齒輪齒數(shù)Z： 取 模數(shù)m： 初選螺旋角 由表12-3，取 螺旋角： （和估計值接近） 使用系數(shù):由表12.9 動載荷系數(shù)：由圖12.9 齒間載荷分配系數(shù)： 由表12-10，先求 （表12-8） （表12-8） （表12-8） 由此得： 齒向載荷分布系數(shù)：由表12-11 載荷系數(shù)K： (12-5) 彈性系數(shù)
9、由表12-12 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 由圖12.16 重合度系數(shù)：由式12-31，因， 故 螺旋角系數(shù) 接觸應力最小安全系數(shù)：由表12-14 應力循環(huán)次數(shù)： 接觸壽命系數(shù): 由圖12.18 許用接觸應力： 計算結果表明，接觸疲勞強度符合要求；否則，應調整齒輪參數(shù)或改變齒輪材料，并再次進行驗算。 4確定傳動主要尺寸 實際分度圓直徑 中心距 尺寬 5齒根彎曲疲勞強度驗算 齒形系數(shù) 由圖12.21得 應力修正系數(shù)由圖12.22 ， 重合度系數(shù)： （12-35） 螺旋角系數(shù) (12-36) (12-35) 齒間載荷分配系數(shù):前面已求的 齒向載荷分布系數(shù): 由圖12.14， 載荷系數(shù)K： 彎曲疲勞極限：由圖12
10、.23(c)得 考慮本題齒輪為雙向運轉，可將其彎曲疲勞極限乘以系數(shù)0.85，結果變?yōu)椋?彎曲最小安全系數(shù)：由表12.14得 彎曲壽命系數(shù)：由圖12.24得 尺寸系數(shù)：由圖12.25得： 許用彎曲應力： (12-19) 驗算彎曲強度： (12-33) 六、軸的初步設計選取軸的材料及熱處理：45鋼，調質處理按許用應力估算軸的最小直徑： （16-2）由表16-2，取C=112軸：d高速軸為輸入軸，最小直徑處跟V帶輪軸孔直徑。因為帶輪軸上有鍵槽,有一個鍵槽，加3%，得d軸: d 軸: d 有兩個鍵槽，加7%，得d符合要求=82選9級精度，符合要求5=1.25取dmin=20mm取dmin=30mm取d
11、min=50mm設 計 過 程計 算 結 果7、 初選聯(lián)軸器和軸承 1.聯(lián)軸器選擇 減速器輸出軸與工作機輸入軸采用彈性柱銷聯(lián)軸器，其型號為： 主要參數(shù)尺寸如下: 公稱轉矩：400Nm 許用轉速：8000r/min 2.軸承選擇 軸選擇深溝球軸承6207 軸選擇深溝球軸承6208軸選擇深溝球軸承6210八、齒輪結構尺寸小齒輪采用齒輪軸結構大齒輪采用鍛造結構，其結構尺寸如下：輪轂直徑 輪轂長度取L=b=61mm腹板厚度C=0.3b=0.361=18.3mm其余尺寸可參考有關資料。九、軸按許用彎曲應力計算（以I軸為例）(a)(b)設 計 過 程計 算 結 果 (C) (d)(e)(f)設 計 過 程
12、計 算 結 果(g)(h)(i)設 計 過 程計 算 結 果 軸的材料選用45#鋼，調質處理 作出軸的初步結構設計：如圖（a）所示 1.確定軸上各力的作用點及支點跨距 由于選用的是深溝球軸承，其負荷中心在軸向寬度的中點位置，齒輪作用力按尺寬中點考慮，由裝配草圖可得出： 2.齒輪作用力計算 畫出軸的受力圖：如圖（b）所示 3.支座反力、彎矩及轉矩計算 水平面： 水平面受力及彎矩圖如圖（c）（d）所示 垂直面： 垂直面受力及彎矩圖如圖（e）（f）所示 合成彎矩：如圖（g）所示 轉矩：T=73.10Nm，如圖（h）所示 4許用應力 許用應力值：由于裝置要求正反轉，所以轉矩為對設 計 過 程計 算 結
13、 果 稱循環(huán)的，查表16-3取 應力校正系數(shù)： 5.畫當量彎矩圖 當量彎矩：在小齒輪中間截面A處 在右端大齒輪所在軸頭處 6校核軸徑 小齒輪齒根圓直徑： 十、軸承壽命計算（以軸軸承6207為例） 6207的主要性能參數(shù)如下：（可查閱相關手冊得到）基本額定動載荷：基本額定靜載荷：極限轉速： 軸承面對面安裝，由于前面已求出支座反力，則軸承受力為： 軸徑滿足要求設 計 過 程計 算 結 果 由于 由表18-7得： 當量動載荷P為：（由表18-8，取） 軸承壽命計算由于,只需驗算C處軸承 （18-7） 軸承預期使用壽命為 顯然十一、選用鍵并校核（以軸為例） 1.安裝齒輪處鍵的類型和尺寸選擇 鍵1050
14、 GB/T 1096-2003 具體參數(shù)為：b=10mm，h=8mm，L=50mm 2.鍵的擠壓強度校核 由表7-1查得： 連接所能傳遞的轉矩為： 十二、箱體、箱蓋的設計 1機座壁厚 2箱體壁厚 3機座凸緣厚度 4機蓋凸緣厚度 5基座底凸緣厚度 滿足要求滿足要求取取設 計 過 程計 算 結 果 6地角螺栓直徑 7地腳螺釘數(shù)目 8軸承旁連接螺栓直徑 9蓋與座連接螺栓直徑10.軸承端蓋螺釘直徑 10窺視孔蓋螺釘直徑 11定位銷直徑 12凸臺高度 h 13外機壁至軸承座距離 14大齒輪頂圓與機壁距離 15齒輪端面與機壁距離 16機蓋機座筋厚 17軸承端蓋外徑十三、減速器結構草圖（略）十四、繪制減速器結構總圖（見大圖）十五、選擇軸承、齒輪、帶輪等安裝處的配合（以軸為例） 軸與軸承圈配合采用k6 箱體座孔與軸承外圈配合采用H7 齒輪與軸的配合采用H7/r6 帶輪與軸的配合采用H7/n6十六、齒輪和軸承潤滑（以軸為例） 1.齒輪 V=2.11m/s12m/s,可采用油池潤滑，50號機械潤滑油。按每傳遞1kW的功率需油量0.350.7L計算，所需油量為0.54.84=2.42L 2.軸承 可采用脂潤滑或浸油潤滑取取D3=8取取h=30C1=18 c2=16取取取取D=88 D=100 D=122
二級直齒輪減速器設計書
