自動送料機傳動裝置設計說明書

⑴ 設計已螺旋輸送機的驅動裝置設計說明書

計算內容 計算結果
一， 設計任務書
設計題目：傳送設備的傳動裝置
（一）方案設計要求：
具有過載保護性能（有帶傳動）
含有二級展開式圓柱齒輪減速器
傳送帶鼓輪方向與減速器輸出軸方向平行
（二）工作機原始數據：
傳送帶鼓輪直徑___ mm,傳送帶帶速___m/s
傳送帶主動軸所需扭矩T為___N.m
使用年限___年，___班制
工作載荷（平穩，微振，沖擊）
（三）數據：
鼓輪D 278mm，扭矩T 248N.m
帶速V 0.98m/s，年限 9年
班制 2 ，載荷 微振
二.電機的選擇計算
1. 選擇電機的轉速：
a. 計算傳動滾筒的轉速
nw= 60V/πd=60×0.98/3.14×0.278=67.326 r/min
b.計算工作機功率
pw= nw/9.55×10³=248×67.326/9.55×10³=1.748Kw
2. 工作機的有效功率
a. 傳動裝置的總效率
帶傳動的效率η1= 0.96
彈性聯軸器的效率η2= 0.99

滾筒的轉速
nw=67.326 r/min
工作機功率
pw=1.748Kw

計算內容 計算結果
滾動軸承的效率 η3=0.99
滾筒效率 η4=0.96
齒輪嚙合效率 η5=0.97
總效率 η=η1×η2×η34×η4×η5²=
0.95×0.99×0.994×0.96×0.97²=0.816
c. 所需電動機輸出功率Pr=Pw/η=1.748/0.816=2.142kw
3. 選擇電動機的型號：
查參考文獻[10] 表16-1-28得 表1.1
方案
號 電機
型號 電機
質量
(Kg) 額定
功率
(Kw) 同步
轉速(r/min) 滿載
轉速
(r/min) 總傳
動比
1 Y100L1-4 34 2.2 1500 1420 21.091
2 Y112M-6 45 2.2 1000 940 13.962
根據以上兩種可行同步轉速電機對比可見，方案2傳動比小且質量價格也比較合理，所以選擇Y112M-6型電動機。
三.運動和動力參數的計算
1. 分配傳動比取i帶=2.5
總傳動比 i=13.962
i減=i/i帶=13.962/2.5=5.585
減速器高速級傳動比i1= =2.746
減速器低速級傳動比i2= i減/ i1=2.034
2. 運動和動力參數計算:

總效率
η=0.816

電動機輸出功率
Pr=2.142kw

選用三相非同步電動機Y112M-6
p=2.2 kw
n=940r/min
中心高H=1112mm,外伸軸段D×E=28×60

i=13.962
i12=2.746
i23=2.034

P0=2.142Kw

計算內容 計算結果
0軸(電動機軸):
p0=pr=2.142Kw
n0=940r/min
T0=9.55103P0/n0=9.551032.119/940=21.762N.m
Ⅰ軸(減速器高速軸):
p1=p.η1=2.1420.95=2.035Kw
n1= n0/i01=940/2.5=376
T1=9.55103P1/n1=51.687 N.m
Ⅱ軸(減速器中間軸):
p2=p1η12=p1η5η3=2.0350.970.99
=1.954 Kw
n2= n1/i12=376/2.746=136.926 r/min
T2=9.55103 P2/n2=136.283N.m

Ⅲ軸(減速器低速軸):
p3=p2η23= p2η5η3=1.876 Kw
n3= n2/i23=67.319 r/min
T3=9.55103 P3/n3=266.133 N.m
Ⅳ軸(鼓輪軸):
p4=p3η34=1.839 Kw
n4= n3=67.319 r/min
T4=9.55103 P4/n4=260.884 N.m
四.傳動零件的設計計算
(一)減速器以外的傳動零件
1.普通V帶的設計計算
(1) 工況系數取KA=1.2
確定dd1, dd2:設計功率pc=KAp=1.22.2=2.64Kw n0=940r/min
T0=21.762N.m
p1=2.035Kw
n1=376r/min
T1=51.687N.m
p2=1.954Kw
n2=136.926 r/min
T2=136.283 N.m
p3=1.876Kw
n3=67.319 r/min
T3=266.133N.m

p4=1.839 Kw
n4=67.319r/min
T4=260.884 N.m

小帶輪轉速n1= n0=940 r/min
選取A型V帶 取dd1=118mm
dd2=(n1/n2)dd1=(940/376) 118=295mm
取標准值dd2=315mm
實際傳動i=dd1/ dd2=315/118=2.669
所以n2= n1/i=940/2.669=352.192r/min(誤差為6.3%>5%)
重取 dd1=125mm,
dd2=(n1/n2)dd1=(940/376)125=312.5mm
取標准值dd2=315mm
實際傳動比i= dd1/ dd2=315/125=2.52
n2= n1/i=940/2.52=373.016
(誤差為8% 允許)
所選V帶帶速v=πdd1 n1/(601000)=3.14
125940/(601000)=6.152m/s
在5 ~25m/s之間 所選V帶符合
(2)確定中心距
①初定a0 :0.7(dd1 +dd2)≤a0≤ 2(dd1 +dd2)

308≤a0≤880 取a0=550mm
②Lc=2 a0+(π/2)( dd1 +dd2)+( dd2 -dd1)²/4 a0
=2550+(3.14/2) (315+125)+(315-125)²/4550=1807.559
③取標准值:Ld=1800mm
④中心距:a=a0+ (Ld­Lc)/2=550+(1800-1807.559)/2

計算內容 計算結果
=546.221mm
取a=547mm,a的調整范圍為:
amax=a+0.03 Ld=601mm
amin=a-0.015Ld=520mm

(2)驗算包角:
α≈180°-(dd2-dd1) 60° /a=180°-(315-125) 60°/547=159°>120°，符合要求。
(3)確定根數:z≥pc/p0』
p0』=Kα(p0+Δp1+Δp2)
Kα=1.25(1- )=0.948
對於A型帶:c1=3.7810-4,c2=9.8110-3,
c3=9.610-15,c4=4.6510-5
L0=1700mm
ω1= = =98.437rad/s
p0= dd1ω1[c1- - c3 (dd1ω1)²- c4lg(dd1ω1)]
=12598.437[3.7810-4- -9.6
10-15 (12598.437)²- 4.6510-5
lg(12598.437)]=1.327
Δp1= c4dd1ω1 =0.148
Δp2=c4dd1ω1 =0.0142
p0』=0.948 (1.327+0.149+0.0142)=1.413 Kw

確定根數：z≥ ≤Zmax
z= = 取z=2
（4）確定初拉力F0
F0=500 =500×
=175.633KN
（5）帶對軸的壓力Q
Q=2 F0zsin =2 =690.768KN
（二）減速器以內的零件的設計計算
1．齒輪傳動設計
（1）高速級用斜齒輪
① 選擇材料
小齒輪選用40Cr鋼，調質處理，齒面硬度250~280HBS大齒輪選用ZG340~ 640，正火處理，齒面硬度170 ~ 220HBS
應力循環次數N：
N1=60n1jLh=60×376×（9×300×16）=9.74×108
N2= N1/i1=9.74×108 ÷2.746=3.549×108
查文獻[2]圖5-17得：ZN1=1.02 Z N2=1.11（允許有一點蝕）
由文獻[2]式（5-29）得：ZX1 = ZX2=1.0，取SHmin=1.0，Zw=1.0，ZLVR=0.92
按齒面硬度250HBS和170HBS由文獻[2]圖（5-16（b））得：σHlim1=690Mpa, σHlim2=450 Mpa
許用接觸應力[σH]1 =（σHlim1/SHmin）ZN1 ZX1 Zw ZLVR=647.496 Mpa，[σH]2=（σHlim2/SHmin）ZN2 ZX2 Zw ZLVR
=459.540 Mpa
因[σH]2〈[σH]1，所以計算中取[σH]= [σH]2 =459.540 Mpa
②按接觸強度確定中心距
初定螺旋角β=12° Zβ= =0.989
初取KtZεt2=1.12 由文獻[2]表5-5得ZE=188.9 ，減速傳動u=i1 =2.746，取Φa=0.4
端面壓力角αt=arctan(tanαn/cosβ)=arctan（tan20°/cos12°）=20.4103°
基圓螺旋角βb= arctan(tanβ×cosαt)= arctan(tan12°×cos20.4103°)=11.2665°
ZH= = =2.450
計算中心距a:

計算內容 計算結果
a≥
=
=111.178mm
取中心距 a=112mm
估算模數mn=(0.007~0.02)a=(0.007~0.02)×=
0.784~2.24
取標准模數mn=2
小齒輪齒數

實際傳動比： 傳動比誤差 在允許范圍之內
修正螺旋角β=
10°50′39〃
與初選β=12°相近，Zβ，ZH可不修正。
齒輪分度圓直徑

圓周速度
由文獻[2]表5-6 取齒輪精度為8級
③驗算齒面接觸疲勞強度
按電機驅動，載荷平穩，由文獻[2]表5-3 取 KA=1.25
由文獻[2]圖5-4（b），按8級精度和
取KV=1.023
齒寬 ，取標准b=45mm
由文獻[2]圖5-7（a）按b/d1=45/61.091=0.737,取Kβ=1.051
由文獻[2]表5-4，Kα=1.2
載荷系數K= KAKVKβKα=
計算重合度：
齒頂圓直徑
端面壓力角：
齒輪基圓直徑： mm
mm
端面齒頂壓力角：

高速級斜齒輪主要參數：
mn=2
z1=30, z2=80
β=
10°50′39〃
mt= mn/cosβ=2.036mm
d1=61.091mm
d2=162.909mm
da1=65.091mm
da2=166.909mm
df1= d1-2(ha*+ c*) mn=56.091mm
df2= d2-2(ha*+ c*) mn=157.909mm
中心距a=1/2(d1+d2)=112mm
齒寬b2=b=
45mm
b1= b2+(5~10)=50mm

計算內容 計算結果

齒面接觸應力
安全
④驗算齒根彎曲疲勞強度
由文獻[2]圖5-18（b）得：
由文獻[2]圖5-19得：
由文獻[2]式5-23：
取
計算許用彎曲應力：

計算內容

計算結果

由文獻[2]圖5-14得：
由文獻[2]圖5-15得：
由文獻[2]式5-47得計算

由式5-48： 計算齒根彎曲應力：

均安全。
⑵低速級直齒輪的設計
①選擇材料
小齒輪材料選用40Cr鋼，齒面硬度250—280HBS,大齒輪材料選用ZG310-570，正火處理，齒面硬度162—185HBS
計算應力循環次數N：同高速級斜齒輪的計算 N1=60 n1jL h=1.748×108
N2= N1/i1=0.858×108
計算內容

計算結果
查文獻[2]圖5-17得：ZN1=1.12 Z N2=1.14
按齒面硬度250HBS和162HBS由文獻[2]圖（5-16（b））得：σHlim1=690Mpa, σHlim2=440 Mpa
由文獻[2]式5-28計算許用接觸應力：
[σH]1 =（σHlim1/SHmin）ZN1 ZX1 Zw ZLVR=710.976 Mpa，[σH]2=（σHlim2/SHmin）ZN2 ZX2 Zw ZLVR
=461.472 Mpa
因[σH]2〈[σH]1，所以取[σH]= [σH]2 =461.472 Mpa
②按接觸強度確定中心距
小輪轉距T1=136.283N.m=136283N.m
初取KtZεt2=1.1 由文獻[2]表5-5得ZE=188.9 ，減速傳動u=i23=2.034，取Φa=0.35

計算中心距a: a≥
=145.294mm
取中心距 a=150mm估算模數m=(0.007~0.02)a=(0.007~0.02)×150=
1．05~3
取標准模數m=2
小齒輪齒數

齒輪分度圓直徑

齒輪齒頂圓直徑：

齒輪基圓直徑： mm
mm
圓周速度
由文獻[2]表5-6 取齒輪精度為8級
按電機驅動，載荷平穩，而工作機載荷微振，由文獻[2]表5-3 取 KA=1.25
按8級精度和 取KV=1.02
齒寬 b= ,取標准b=53mm
由文獻[2]圖5-7（a）按b/d1=53/100=0.53,取Kβ=1.03
由文獻[2]表5-4，Kα=1.1
載荷系數K= KAKVKβKα=
計算端面重合度：

安全。
③校核齒根彎曲疲勞強度
按z1=50, z2=100,由文獻[2]圖5-14得YFa1=2.36 ,YFa2=2.22
由文獻[2]圖5-15得YSa1= 1.71，YSa2=1.80。
Yε=0.25+0.75/ εα=0.25+0.75/1.804=0.666
由文獻[2]圖5-18（b），σFlim1=290Mp, σFlim2=152Mp
由文獻[2]圖5-19，YN1= YN2=1.0,因為m=4〈5mm，YX1= YX2=1.0。
取YST=2.0，SFmin=1.4。
計算許用彎曲應力：
[σF1]= σFlim1YST YN1 YX1/SFmin=414Mp
[σF2]= σFlim2YST YN2 YX2/SFmin=217Mp
計算齒根彎曲應力：
σF1=2KT1YFa1YSa1Yε/bd1m=2×1.445×136283×2.36×1.71×0.666/53×100×2=99.866Mp〈[σF1]
σF2=σF1 YFa2YSa2/ YFa1YSa1=98.866Mp〈[σF2]
均安全。
五．軸的結構設計和軸承的選擇
a1=112mm, a2=150mm,
bh2=45mm, bh1= bh2+(5~10)=50mm
bl2=53mm, bl1= bl2+(5~10)=60mm
(h----高速軸，l----低速軸)
考慮相鄰齒輪沿軸向不發生干涉，計入尺寸s=10mm，考慮齒輪與箱體內壁沿軸向不發生干涉，計入尺寸k=10mm，為保證滾動軸承放入箱體軸承座孔內，計入尺寸c=5mm，初取軸承寬度分別為n1=20mm,n2=22，n3=22mm，3根軸的支撐跨距分別為：
計算內容

低速級直齒輪主要參數：
m=2
z1=50, z1=50 z2=100
u=2.034
d1=100mm
d2=200mm
da1=104mm
da2=204mm
df1=
d1-2(ha*+ c*) m=95mm
df2=
d2-2(ha*+ c*) m=195mm
a=1/2(d2+ d1)=150mm
齒寬b2 =b=53mm
b1=b2+
(5~10)=60mm

計算結果
l1=2(c+k)+bh1+s+bl1+n1=2×(5+10)+50+10+60+20=170mm
l2=2(c+k)+bh1+s+bl1+n2=2×(5+10)+50+10+60+20=

172mm
l3=2(c+k)+bh1+s+bl1+n3=2×(5+10)+50+10+60+20=172mm
(2)高速軸的設計：
①選擇軸的材料及熱處理
由於高速軸小齒輪直徑較小，所以採用齒輪軸，選用40r鋼，
②軸的受力分析：
如圖1軸的受力分析：

lAB=l1=170mm,
lAC=n1/2+c+k+bh1/2=20/2+5+10+50/2=50mm
lBC= lAB- lAC=170-50=120mm
(a) 計算齒輪嚙合力：
Ft1=2000T1/d1=2000×51.687/61.091=162.131N
Fr1=Ft1tanαn/cosβ1692.13×tan20°/cos10.8441°=627.083N
Fa1= Ft1tanβ×tan10.8441°=324.141N
(b) 求水平面內支承反力，軸在水平面內和垂直面的受力簡圖如下圖：

RAx= Ft1 lBC/ lAB=1692.131×120/170=1194.445N
RBx= Ft1-RAx=1692.131-1194.445=497.686N
RAy=(Fr1lBC+Fa1d1/2)/lAB=(627.083×120+324.141×
61.091/2)/170=500.888N
RBy= Fr1-RAy=627.083-500.888=126.195N
(c) 支承反力

彎矩MA= MB=0，MC1= RA lAC=64760.85N.mm
MC2= RB lBC=61612.32N.mm
轉矩T= Ft1 d1/2=51686.987N.mm
計算內容

計算結果

d≥ ③軸的結構設計
按經驗公式，減速器輸入端軸徑A0 由文獻[2]表8-2，取A0=100
則d≥100 ，由於外伸端軸開一鍵槽，
d=17.557（1+5%）=18.435取d=20mm，由於da1<2d,用齒輪軸，根據軸上零件的布置、安裝和定位的需要，初定軸段直徑和長度，其中軸頸、軸的結構尺寸應與軸上相關零件的結構尺寸聯系起來考慮。
初定軸的結構尺寸如下圖：

高速軸上軸承選擇：選擇軸承30205 GB/T297-94。
（2）中間軸（2軸）的設計：
①選擇軸的材料及熱處理
選用45號綱調質處理。
②軸的受力分析：
如下圖軸的受力分析：

計算內容

計算結果

lAB=l2=172mm,
lAC=n2/2+c+k+bh1/2=22/2+5+10+50/2=51mm
lBC= lAB- lAC=172-51=121mm
lBD=n2/2+c+k+bl1/2=22/2+5+10+60/2=56mm
(a) 計算齒輪嚙合力：
Ft2=2000T2/d2=2000×136.283/162.909=1673.118N
Fr2=Ft2tanαn/cosβ=1673.118×tan20°/cos10.8441°=620.037N
Fa2=Ft2tanβ=1673.118×tan10.8441°=320.499N
Ft3=2000T2/d3=2000×136.283/100=2725.660N
Fr3=Ft3tanα=2725.660×tan20°=992.059N
(b)求水平面內和垂直面內的支反力
RAx=(Ft2lBC+Ft3lBD )/lAB=(1673.118×121+2725.660×56)/172=2064.443N
RBx=Ft2+Ft3-RAX=1673.118+2725.660-2064.443=2334.35N
RAY=(Fa2d2/2-Fr2lBC+Fr3lBD)/lAB=(320.449×162.909/2-620.037×121+992.059×56)=190.336N
RBY=Fr3-Fr2-RAY=992.059-620.037-190.336=
計算內容

計算結果
181.656N
RA=2073.191N, RB=2341.392N
③軸的結構設計
按經驗公式, d≥A0 由文獻[2]表8-2，取A0=110
則d≥110 ，取開鍵槽處d=35mm
根據軸上零件的布置、安裝和定位的需要，初定軸段直徑和長度，其中軸頸、軸的結構尺寸應與軸上相關零件的結構尺寸聯系起來考慮。
初定軸的結構尺寸如下圖：

中間軸上軸承選擇：選擇軸承6206 GB/T276-94。
（3）低速軸（3軸）的設計：
①選擇軸的材料及熱處理
選用45號綱調質處理。
②軸的受力分析：
如下圖軸的受力分析：

計算內容

計算結果

初估軸徑：
d≥A0 =110
聯接聯軸器的軸端有一鍵槽，dmin=33.5（1+3%）=34.351mm，取標准d=35mm
軸上危險截面軸徑計算：d=（0.3~0.4）a=（0.3~0.4）×150=45~60mm 最小值dmin =45×（1+3%）=46.35mm，取標准
計算內容 計算結果
50mm
初選6207GB/T276-94軸承，其內徑，外徑，寬度為40×80×18
軸上各軸徑及長度初步安排如下圖：

③低速級軸及軸上軸承的強度校核
a、 低速級軸的強度校核
①按彎扭合成強度校核：
轉矩按脈動循環變化，α≈0.6
Mca1= Mc=106962.324N.mm
Mca2=
Mca3=αT=159679.800N.mm
計算彎矩圖如下圖：

計算內容

計算結果

Ⅱ剖面直徑最小，而計算彎矩較大，Ⅷ剖面計算彎矩最大，所以校核Ⅱ，Ⅷ剖面。
Ⅱ剖面:σca= Mca3/W=159679.8/0.1×35³=37.243Mp
Ⅷ剖面：σca= Mca2/W=192194.114/0.1×50³=15.376Mp
對於45號綱，σB=637Mp，查文獻[2]表8-3得
[σb] -1=59
Mp，σca<[σb] -1,安全。
②精確校核低速軸的疲勞強度
a、 判斷危險截面：
各個剖面均有可能有危險剖面。其中，Ⅱ，Ⅲ，Ⅳ剖面為過度圓角引起應力集中，只算Ⅱ剖面即可。Ⅰ剖面與Ⅱ剖面比較，只是應力集中影響不同，可取應力集中系數較大者進行驗算。Ⅸ--Ⅹ面比較，它們直徑均相同，Ⅸ與Ⅹ剖面計算彎矩值小，Ⅷ剖面雖然計算彎矩值最大，但應力集中影響較小（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），所以Ⅵ與Ⅶ剖面危險，Ⅵ與Ⅶ剖面的距離較接近（可取5mm左右），承載情況也很接近，可取應力集中系數較大值進行驗算。
計算內容

計算結果
b.較核Ⅰ、Ⅱ剖面疲勞強度：Ⅰ剖面因鍵槽引
起的應力集中系數由文獻[2]附表1-1查得：kσ=1.76, kτ=1.54
Ⅱ剖面配合按H7/K6，引起的應力集中系數由文獻[2]附表1-1得：kσ=1.97, kτ=1.51。Ⅱ剖面因過渡圓角引起的應力集中系數查文獻[2]附表1-2（用插入法）： （過渡圓角半徑根據D-d由文獻[1]表4.2-13查取） kτ=1.419，故應按過渡圓角引起的應力集中系數驗算Ⅱ剖面
Ⅱ剖面產生的扭應力、應力幅、平均應力為：
τmax =T/ WT=266.133/0.2×35³=31.036Mp,
τa=τm =τmax /2=15.52Mp
絕對尺寸影響系數查文獻[2]附表1-4得：εσ =0.88，ετ =0.81，表面質量系數查文獻[2]附表1-5：βσ =0.92，βτ =0.92
Ⅱ剖面安全系數為：
S=Sτ=
取[S]=1.5~1.8，S>[S] Ⅱ剖面安全。
b、 校核Ⅵ，Ⅶ剖面：
Ⅵ剖面按H7/K6配合，引起的應力集中系數查附表1-1，kσ=1.97, kτ=1.51
Ⅵ剖面因過渡圓角引起的應力集中系數查附表1-2， ，kσ=1.612,kτ=1.43
Ⅶ剖面因鍵槽引起的應力集中系數查文獻[2]附表1-1得：kσ=1.82, kτ=1.62。故應按過渡圓角引起
計算內容

計算結果
的應力集中系數來驗算Ⅵ剖面
MVⅠ=113 RA=922.089×113=104196.057N.mm, TVⅠ=266133N.mm
Ⅵ剖面產生的正應力及其應力幅、平均應力：
σmax= MVⅠ/W=104196.057/0.1×50³=8.336Mp
σa=σmax=8.366 σm=0
Ⅵ剖面產生的扭應力及其應力幅，平均應力為：
τmax =TⅥ/ WT=266133/0.2×50³
絕對尺寸影響系數由文獻[2]附表1-4得：εσ =0.84，ετ
=0.78
表面質量系數由文獻[2]附表1-5查得：βσ =0.92，βτ =0.92
Ⅵ剖面的安全系數：
Sσ =
Sτ=
S=
取[S]= 1.5~1.8，S>[S] Ⅵ剖面安全。
六．各個軸上鍵的選擇及校核
1．高速軸上鍵的選擇：
初選A型6×32 GB1095-79：b=6mm，L=32mm，l=26mm,查文獻[2]表2-10，許用擠壓應力[σp]=110Mp，σp= 滿足要求；

計算內容

高速軸上
選A型6×32 GB1095-79：b=6mm，L=32mm，l=26mm
中間軸
選A型10×32 GB1095-79：b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm,

計算結果
2．中間軸鍵的選擇：
A處：初選A型10×32 GB1095-79：b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm, [σp]=110Mp
σp= 滿足要求;
B處：初選A型10×45 GB1095-79：
b=10mm,h=8mm,L=32mm,l=22mm,[σp]=110Mp
σp= 滿足要求.
3. 低速軸上鍵的選擇：
a.聯軸器處選A型普通平鍵
初選A型10×50 GB1096-79：b=10mm,h=8mm,L=50mm,l=40mm,查文獻[2]表2-10，許用擠壓應力[σp]=110Mp
σp= 滿足要求.
b. 齒輪處初選A型14×40 GB1096-79：b=14mm,h=9mm,L=40mm,l=26mm, [σp]=110Mp
σp= 滿足要求.
七．聯軸器的選擇
根據設計題目的要求，減速器只有低速軸上放置一聯軸器。
查表取工作情況系數K=1.25~1.5 取K=1.5
計算轉矩 Tc=KT=1.5×266.133=399.200Mp
選用HL3型聯軸器：J40×84GB5014-85，[T]=630N.m, Tc<[T],n<[n],所選聯軸器合適。
低速軸
聯軸器處選A型10×50GB1096-79：b=10mm,h=8mm,L=50mm,l=40mm
低速軸
齒輪處初選A型14×40GB1096-79：
b=14mm,h=9mm,L=40mm,l=26mm

選用HL3型聯軸器：J40×84GB5014-85
參考資料：機械課程設計，理論力學

⑵ 自動送料沖床機構與傳動系統設計,跪求

http://wenku..com/view/3d5ea56448d7c1c708a14539.html
網路是萬能的版權

⑶ 跪求~~各位大爺幫我解決題目：用於自動送料的帶式運輸機的傳動裝置一級圓柱齒輪減速器 答辯過關重謝~

看一下你要的是不是這個圖，這個帖子http://..com/question/229266625.html有貼圖，如果能幫你請確認你的帖子，我收到最佳答案的通知後傳你郵箱圖紙

⑷ 跪求~~!那位大爺能給我自動送料帶式運輸機傳動裝置中的一級直齒輪減速器說明書,相關數據和裝配圖

大三機械設計的課程設計嗎？
去設計室拿一份前幾屆的，那多的是，沒人要
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． 原始數據
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參數計算；
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、零件圖的繪制
7. 設計計算說明書的編寫
五． 設計任務
1． 減速器總裝配圖一張
2． 齒輪、軸零件圖各一張
3． 設計說明書一份
六． 設計進度
1、 第一階段：總體計算和傳動件參數計算
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、鍵的校核及草圖繪制
4、 第四階段：裝配圖、零件圖的繪制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類型為：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。結構較復雜，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．電動機類型和結構的選擇
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參數
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，所以通過低速級的數據進行計算
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選取區域系數ZH＝2.433
（3） 由表10－7選取尺寬系數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系數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計算應力循環次數
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8
N2＝N1/5＝6.64×107
（8） 由圖10－19查得接觸疲勞壽命系數KHN1＝0.95；KHN2＝0.98
（9） 計算接觸疲勞許用應力
取失效概率為1％，安全系數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） 計算載荷系數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查得動載系數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。故載荷系數
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
（6） 按實際的載荷系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） 確定計算參數
（1） 計算載荷系數
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查得螺旋角影響系數 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） 查取齒型系數
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172
（5） 查取應力校正系數
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) 綜合系數的計算
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）
軸的材料敏感系數為 ， ，
（[2]P37附圖3-1）
故有效應力集中系數為
查得尺寸系數為 ，扭轉尺寸系數為 ，
（[2]P37附圖3-2）（[2]P39附圖3-3）
軸採用磨削加工，表面質量系數為 ，
（[2]P40附圖3-4）
軸表面未經強化處理，即 ，則綜合系數值為
b) 碳鋼系數的確定
碳鋼的特性系數取為 ，
c) 安全系數的計算
軸的疲勞安全系數為
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) 由於聯軸器一端連接電動機，另一端連接輸入軸，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，經標准化，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，所以載荷系數為 ，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，所以載荷系數為 ，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，所以載荷系數為 ，故當量載荷為
5） 軸承壽命的校核
鍵連接的選擇及校核計算

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，沖擊輕微，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，所以工作情況系數為 ，
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）
其主要參數如下：
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，所以工作情況系數為 ，
計算轉矩為
所以選用彈性柱銷聯軸器TL10（GB4323-84）
其主要參數如下：
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
選用游標尺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設備，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。
設計小結
由於時間緊迫，所以這次的設計存在許多缺點，比如說箱體結構龐大，重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐，能使我在以後的設計中避免很多不必要的工作，有能力設計出結構更緊湊，傳動更穩定精確的設備。

⑸ 自動送料機傳動裝置（圓柱齒輪一級減速器）SLZ-17 參數 捲筒直徑450mm 牽引力2.5KN 傳送速度1.5m/s

已發送，注意查收，數據得改

⑹ 自動供料系統及傳送裝置設計是怎樣的

自動集中供料系統及傳送裝置設計：
據自動供料系統廠家介紹，自動供料系統的裝置工作原理是，立式加工中心防護門打開，托盤開關定位，再將裝滿工件的夾具放置到加工區域加工。所以當機床加工工件的第一面時，自動供料設備便開始將更多的毛坯件安裝到第二個空置的托盤夾具上。當毛坯件端部的第一面加工完成以後，托盤再一次更換位置。自動供料設備從第一個托盤上卸除加工完第一面的工件，然後將其傳送到在自動裝備防護罩內的「翻板工作站」，最後從內側板將其安裝到工作站上，並通過這一工作站將工件有效地翻轉，使未加工面朝上，並再次安裝到夾具上夾緊。
自動供料機械設備卸下加工後的零件前，是採用安裝在自動供料裝備夾鉗基座上的高速壓縮空氣噴嘴，吹除遺留在整個夾具上的切屑，因為在卸除零件等過程中，可能會有一些切屑掉落到一個或多個空穴內，影響下一批工件的正確就位。從毛坯件的安裝進行第一面加工到零件完成全部加工，直到將成品傳送到下一區域，這個時段大約需要30min。
自動供料系統裝置的下部設置有料盤輸入機構，料盤輸入機構的末端接有料盤自動升降機構，盤自動升降機構的上端與托夾機構相接，在料盤定位及空料盤取出機構上遠離托夾機構的一端設有空料盤抬起及堆垛機構。使用本裝置不再受料的形狀的限制，適合於各種自動裝配生產線，真正實現了自動化，而且提高了供料精度，降低了人的勞動強度。
從自動供料系統及傳送裝置設計的簡述中，我們可以知道自動供料系統的的方便就是在於這一些工作不需要過多的人工操作，而是像一個機械人在哪重復操作，所以這種自動供料設備也是在工業行業發展的比較快。