減速器絞車傳動裝置怎麼設計

1. 機械設計課設 電動絞車傳動裝置，（二級減速器）

我做好的這份是這樣的花了一個禮拜，圖和文稿都做好了

2. 帶式輸送機裝置中的二級圓柱齒輪減速器設計說明書

設計參數：

1、運輸帶工作拉力: ；

2、運輸帶工作速度: ；

3、滾筒直徑： ；

4、滾筒工作效率： ；

5、工作壽命：8年單班制工作，所以， ；

6、工作條件：連續單向運轉，工作時有輕微振動。

傳動裝置設計：

一、傳動方案：展開式二級圓柱齒輪減速器。

二、選擇電機：

1、類型：Y系列三相非同步電動機；

2、型號：

工作機所需輸入功率： ;

電機所需功率： ;

其中， 為滾筒工作效率，0.96

為高速級聯軸器效率，0.98

為兩級圓柱齒輪減速器效率，0.95

為高速級聯軸器效率，0.98

電機轉速 選：1500 ；

所以查表選電機型號為：Y112M-4

電機參數：

額定功率： 4Kw

滿載轉速： ＝1440

電機軸直徑：

三、 傳動比分配：

（ ）

其中： 為高速級傳動比， 為低速級傳動比，且 ，

取 ，則有： ；

四、傳動裝置的運動和動力參數

1、電機軸： ；

；

；

2、高速軸： ；

；

；

3、中間軸： ；

；

；

4、低速軸： ；

；

；

5、工作軸： ；

；

；

傳動零件設計：

一、齒輪設計（課本p175）

高速級（斜齒輪）：

設計參數：

1、選材：

大齒輪：40Cr，調質處理，硬度300HBS；

小齒輪：40Cr，表面淬火，硬度40~50HRC。

2、確定許用應力：

1）許用接觸應力：

而：

因為 ，所以，只需考慮 。

對於調質處理的齒輪， 。

；

查表（HBS為300）有循環基數 ，故， ，所以， 。

2）許用彎應力：

查表有：

取 ，單向傳動取 ，因為，

所以取 ，則有：

3）齒輪的工作轉矩：

4）根據接觸強度，求小齒輪分度圓直徑：

其中， （鋼制斜齒輪）， 。

所以，取 ，則有

5）驗算接觸應力：

其中，取

而，齒輪圓周速度為：

故， （7級精度），

所以，最終有，

6）驗算彎曲應力：

其中， （x=0）

，所以應驗算大齒輪的彎曲應力

低速級（直齒輪）：

設計參數：

1、選材：

大齒輪：40Cr，調質處理，硬度300HBS；

小齒輪：40Cr，表面淬火，硬度40~50HRC。

2、確定許用應力：

1）許用接觸應力：

而：

因為 ，所以，只需考慮 。

對於調質處理的齒輪， 。

；

查表（HBS為300）有循環基數 ，故， ，所以， 。

2）許用彎應力：

查表有：

取 ，單向傳動取 ，因為，

所以取 ，則有：

3）齒輪的工作轉矩：

4）根據接觸強度，求小齒輪分度圓直徑：

其中， （鋼制直齒輪）， 。

所以，取 ，則有

5）驗算接觸應力：

其中，取

（直齒輪），

而，齒輪圓周速度為：

故， （7級精度），

所以，最終有，

6）驗算彎曲應力：

其中， （x=0）

，所以應驗算大齒輪的彎曲應力

所以，計算得齒輪的參數為：

高速級
大
184.5
2
90
112.75
45

1
0.25

小
41
20
50

低速級
大
210
2.5
84
140
55
－

小
70
28
62

二、聯軸器選擇

高速級： ，電機軸直徑： ，所以，選擇 ；

低速級： 所以，選擇 ；

三、初算軸徑

（軸的材料均用45號鋼，調質處理）

高速軸： ，（外伸軸，C=107），根據聯軸器參數選擇 ；

中間軸： ，（非外伸軸，C=118），具體值在畫圖時確定；

低速軸： ，（外伸軸，C=107），根據聯軸器參數選擇 。

四、軸承的潤滑方式選擇：

高速級齒輪的圓周速度為：

所以，軸承採用油潤滑。高速級小齒輪處用擋油板。

五、箱體的結構尺寸：（機械設計課程設計手冊p173）

箱座壁厚： ，而 ，

所以，取 。

箱蓋壁厚： ，所以，取 。

箱座、箱蓋、箱底座凸緣的厚度：

箱座、箱蓋的肋厚：

軸承旁凸台的半徑：

軸承蓋外徑： （其中，D為軸承外徑， 為軸承蓋螺釘的直徑）。

中心高：

取： ；

地腳螺釘的直徑： （因為： ）；數目：6。

軸承旁聯接螺栓的直徑： ；

箱蓋、箱座聯接螺栓的直徑：

軸承蓋螺釘的直徑： 數目：4；

窺視孔蓋板螺釘的直徑： 。

至箱外壁的距離：

至凸緣邊緣的距離： 。

外箱壁到軸承座端面的距離： 。

齒輪頂圓與內箱壁距離： ，取： 。

齒輪端面與內箱壁距離： ，取： 。

六、初選軸承：

高速軸：205， ；

中間軸：306, ；

低速軸：2209, ；

軸承端蓋外徑：

高速軸： ;

中間軸： ；

低速軸：

七、軸的強度核算：

軸所受的力：

高速級： ;

;

。

低速級： ；

；

軸的受力分析：

高速軸：

由力平衡有：

受力如圖：

；

；

；

選材為45號鋼調質處理，所以

查表有：

；

；

所以，危險截面為截面C

；

而此處 ，

所以，此處滿足強度要求，安全。

中間軸：

由力平衡有：

受力如圖：

；

；

；

；

可見B處受力更大，

；

選材為45號鋼調質處理，所以

查表有：

；

；

所以，危險截面為截面B

；

而此處 ，所以，此處滿足強度要求，安全。

低速軸：

由力平衡有：

受力如圖：

；

選材為45號鋼調質處理，所以查表有：

；

；

所以，危險截面為截面B

；

而此處 ，

所以，此軸滿足強度要求，安全。

八、軸承使用壽命計算：（ ）

高速軸：

選用205，則有： 。

計算步驟和結果如下：

計算項目
計算結果

0.0317

0.225

1.1

942.2N

，

結論
（滿足壽命要求）

中間軸： ；

選用306，則有： 。

計算步驟和結果如下：

計算項目
計算結果

0.015

0.192

1.1

1727N

，

結論
（滿足壽命要求）

低速軸：選用2 209，則有： 。

徑向當量動負荷 ;

徑向當量靜負荷 ；

所以， 。

九、齒輪詳細參數：

高速級大齒輪：

低速級大齒輪：

3. 調度絞車設計

調度絞車是礦山生產系統中最常用的機電設備，主要用於煤礦井下和其他礦山在傾角度小於30度的巷道中拖運礦車及其它輔助搬運工作，也可用於回採工作面和掘進工作面裝載站上調度編組礦車。
在設計過程中根據絞車牽引力選擇電動的型號以及鋼絲繩的直徑，選擇後驗證速度是否與設計要求速度一致，根據要求設計絞車是通過兩級行星輪系及所採用的浮動機構完成絞車的減速和傳動，其兩級行星齒輪傳動分別在滾筒的兩側，從而根據設計要求確定行星減速器的結構和各個傳動部件的尺寸，根據滾筒的結構形式選擇制動裝置為帶式制動，並對各個設計零部件進行校核等等。絞車通過操縱工作閘和制動閘來實現絞車捲筒的正轉和停轉，從而實現對重物的牽引和停止兩種工作狀態。設計中絞車內部各轉動部分均採用滾動軸承，運轉靈活。
JD-0.5型調度絞車採用行星齒輪傳動，絞車具有結構緊湊、剛性好、效率高、安裝移動方便、起動平穩、操作靈活、制動可靠、噪音低以及隔爆性能、設計合理、操作方便，用途廣泛等特點。
關鍵詞：調度絞車； 帶式制動；行星輪系

ABSTRACT

Mine proction Dispatching winch system is the most commonly used in electrical and mechanical equipment, mainly for underground coal mine and other mines in the mping of less than 30 degrees angle of the roadway in the haulage mine car handling and other auxiliary work, can also be used for mining and tunneling Face Face loading station on the scheling grouping tramcar.
In the design process in accordance with electric winch traction choose the type and the diameter of wire rope, after the choice of whether or not verify the speed consistent with the design requirements of speed, according to winch was designed by two rounds of the planet and used by the body floating completion of the slowdown and drive winch , The two planetary gear transmission in the drum on both sides, in accordance with design requirements so as to determine the structure and planetary recer in various parts of the drive size, according to choose the form of the structure of drum brakes for the belt brake, and various design Parts and components for checking and so on. Winch through the manipulation of gates and brake drum gates to achieve the winch is to turn and stop, thus realizing the weight of traction and the suspension of the two working condition. Winch in the design of the internal rotation of the rolling bearings are used, flexible operation.
JD-0.5 to Dispatching winch used planetary gear transmission, the winch is compact, rigid and efficient, easy to install mobile, starting a smooth, flexible operation, the brake reliable, low noise and flameproof performance, design reasonable, easy to operate, such as extensive use Characteristics.
Keywords：Scheling winch; belt braking; round of the planet.

目 錄

1 概述……………………………………………………………………………1
1.1調度絞車的簡介…………………………………………………………1
1.2用途及適用范圍…………………………………………………………2
1.3 本文所做的基本工作……………………………………………………2
2 調度絞車的總體設計…………………………………………………………3
2.1設計參數…………………………………………………………………3
2.2結構特徵…………………………………………………………………3
2.3 選擇電動機………………………………………………………………4
2.3.1電動機輸出功率的計算………………………………………………4
2.3.2確定電動機的型號……………………………………………………4
3 滾筒及其部件的設計…………………………………………………………5
3.1鋼絲繩的選擇……………………………………………………………5
3.2滾筒的設計計算…………………………………………………………6
3.2.1 滾筒直徑 ……………………………………………………………6
3.2.2 滾筒寬度 ……………………………………………………………7
3.2.3滾筒外徑 ……………………………………………………………7
4 行星齒輪傳動概論……………………………………………………………8
4.1行星齒輪傳動的定義……………………………………………………8
4.2行星齒輪傳動符號………………………………………………………9
4.3行星齒輪傳動的特點……………………………………………………10
5 減速器設計…………………………………………………………………11
5.1總傳動比及傳動比分配…………………………………………………11
5.1.1總傳動比………………………………………………………………11
5.1.2傳動比分配……………………………………………………………12
5.2高速級計算………………………………………………………………13
5.2.1配齒計算………………………………………………………………13
5.2.2變位方式及變位系數的選擇…………………………………………14
5.2.3 按接觸強度初算A-C傳動的中心距 和模數………………………15
5.2.4幾何尺寸計算…………………………………………………………16
5.2.5 驗算A-C傳動的接觸強度和彎曲強度………………………………19
5.2.6驗算C-B傳動大接觸強度和彎曲強度………………………………25
5.3低速級計算………………………………………………………………26
5.3.1配齒計算………………………………………………………………26
5.3.2變位方式及變位系數的選擇…………………………………………27
5.3.3 按接觸強度初算A-C傳動的中心距 和模數 ……………………27
5.3.4 幾何尺寸計算………………………………………………………29
5.3.5驗算A-C傳動的接觸強度和彎曲強度………………………………32
5.3.6驗算C-B傳動大接觸強度和彎曲強度………………………………38
5.4傳動裝置運動參數的計算………………………………………………39
5.4.1各軸轉速計算…………………………………………………………39
5.4.2各軸功率計算…………………………………………………………39
5.4.3各軸扭矩計算…………………………………………………………39
5.4.4各軸轉速、功率、扭矩列表（見表5.1）…………………………40
6傳動軸的設計計算……………………………………………………………40
6.1計算作用在齒輪上的力…………………………………………………40
6.2、初步估算軸的直徑……………………………………………………41
6.3軸的結構設計……………………………………………………………41
6.3.1確定軸的結構方案……………………………………………………41
6.3.2確定各軸段直徑和長度………………………………………………41
6.3.3確定軸承及齒輪作用力位置…………………………………………42
6.4繪制軸的彎矩圖和扭矩圖………………………………………………42
6.5軸的計算簡圖……………………………………………………………44
6.6按彎矩合成強度校核軸的強度…………………………………………44
7滾動軸承的選擇與壽命計算…………………………………………………45
7.1基本概念及術語…………………………………………………………45
7.2軸承類型選擇……………………………………………………………46
7.3按額定動載荷選擇軸承…………………………………………………46
8鍵的選擇與強度驗算…………………………………………………………47
8.1電機軸與中心輪聯接鍵的選擇與驗算…………………………………48
8.1.1鍵的選擇………………………………………………………………48
8.1.2鍵的驗算………………………………………………………………48
8.2 主軸（滾筒軸）與行星架聯接鍵的選擇與驗算………………………49
8.2.1鍵的選擇………………………………………………………………49
8.2.2 鍵的驗算……………………………………………………………49
8.3 主軸與太陽輪聯接鍵的選擇與驗算…………………………………49
8.3.1 鍵的選擇……………………………………………………………49
8.3.2 鍵的驗算……………………………………………………………49
8.4 行星架與滾筒聯接鍵的選擇與驗算…………………………………50
8.4.1 鍵的選擇……………………………………………………………50
8.4.2 鍵的驗算……………………………………………………………50
9 制動器的設計計算…………………………………………………………51
9.1制動器的作用與要求……………………………………………………51
9.1.1 制動器的作用：………………………………………………………51
9.1.2 制動器的要求：………………………………………………………51
9.2 制動器的類型比較與選擇……………………………………………51
9.2.1制動器的類型有：……………………………………………………51
9.2.2 制動器的選擇………………………………………………………51
9.3 外抱帶式制動器結構…………………………………………………52
9.4 外抱帶式制動器的幾何參數計算……………………………………52
10 結構設計……………………………………………………………………62
10.1 行星齒輪傳動的均載機構……………………………………………62
10.1.1 均載機構的類型和特點……………………………………………62
10.1.2 行星輪間載荷分布不均勻性分析…………………………………63
10.1.3 行星輪間載荷分布均勻的措施……………………………………65
10.2 行星輪的結構及支承結構……………………………………………67
10.2.1 行星輪的結構………………………………………………………67
10.2.2 行星輪的支承結構…………………………………………………68
11 主要零件的技術要求………………………………………………………71
11.1 對齒輪的要求…………………………………………………………71
11.1.1 齒輪精度……………………………………………………………71
11.1.2 對行星輪製造方面的幾點要求……………………………………71
11.1.3 齒輪材料和熱處理要求……………………………………………71
12 絞車的安裝及安裝調試……………………………………………………72
12.1 絞車的安裝……………………………………………………………72
12.2 絞車安裝調試…………………………………………………………72
13 使用與操作…………………………………………………………………72
13.1 一般要求………………………………………………………………72
13.2 操作前注意事項………………………………………………………72
13.3 操作要求和操作方法…………………………………………………73
14 安全保護……………………………………………………………………74
15 維護與保養…………………………………………………………………74
16 可能發生的故障及消除方法………………………………………………76
17 絞車的潤滑…………………………………………………………………76
小結……………………………………………………………………………78
參考文獻………………………………………………………………………79
附錄……………………………………………………………………………80
翻譯部分
英文原文……………………………………………………………………82
中文譯文……………………………………………………………………89
致謝……………………………………………………………………………93

4. 設計絞車傳動裝置的單級圓柱齒輪減速器。

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) 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

5. 我現在做一個傳動裝置的設計。其中，減速器那裡，帶傳動的傳動比一定要小於減速器內的齒輪傳動比嗎如圖

這樣的設計，不太合理。
1.二級減速，傳動比僅2.7，一級減速就可以實現了，何必回用二級。
2.如果，答「規定」用二級減速，皮帶傳動比3，不合理。皮帶減速後，扭矩增大，齒輪機構模數就大，尺寸、重量就大。建議此時，皮帶傳動1:1，只是起到遠距離傳動、過載保護作用。總傳動比有二級減速「實現」。
3.注意細節，同軸輸入齒輪，不能固定在軸上，是「空套」在軸上的。圖示是固定的，是不對的。
供參考。

6. 減速器課程設計急求幫忙！！！！！

計算過程及計算說明
一、傳動方案擬定
第三組：設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動
（1） 工作條件：使用年限8年，工作為二班工作制，載荷平穩，環境清潔。
（2） 原始數據：滾筒圓周力F=1000N；帶速V=2.0m/s；
滾筒直徑D=500mm；滾筒長度L=500mm。

二、電動機選擇
1、電動機類型的選擇： Y系列三相非同步電動機
2、電動機功率選擇：
（1）傳動裝置的總功率：
η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒
=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96
=0.85
(2)電機所需的工作功率：
P工作=FV/1000η總
=1000×2/1000×0.8412
=2.4KW

3、確定電動機轉速：
計算滾筒工作轉速：
n筒=60×1000V/πD
=60×1000×2.0/π×50
=76.43r/min
按手冊P7表1推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I』a=3~6。取V帶傳動比I』1=2~4，則總傳動比理時范圍為I』a=6~24。故電動機轉速的可選范圍為n』d=I』a×
n筒=（6~24）×76.43=459~1834r/min
符合這一范圍的同步轉速有750、1000、和1500r/min。

根據容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳支比方案：如指導書P15頁第一表。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選n=1000r/min 。

4、確定電動機型號
根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為Y132S-6。
其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速960r/min，額定轉矩2.0。質量63kg。

三、計算總傳動比及分配各級的偉動比
1、總傳動比：i總=n電動/n筒=960/76.4=12.57
2、分配各級偉動比
（1） 據指導書P7表1，取齒輪i齒輪=6（單級減速器i=3~6合理）
（2） ∵i總=i齒輪×I帶
∴i帶=i總/i齒輪=12.57/6=2.095

四、運動參數及動力參數計算
1、計算各軸轉速（r/min）
nI=n電機=960r/min
nII=nI/i帶=960/2.095=458.2(r/min)
nIII=nII/i齒輪=458.2/6=76.4(r/min)
2、 計算各軸的功率（KW）
PI=P工作=2.4KW
PII=PI×η帶=2.4×0.96=2.304KW
PIII=PII×η軸承×η齒輪=2.304×0.98×0.96
=2.168KW

3、 計算各軸扭矩（N•mm）
TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.4/960
=23875N•mm
TII=9.55×106PII/nII
=9.55×106×2.304/458.2
=48020.9N•mm
TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.168/76.4
=271000N•mm

五、傳動零件的設計計算
1、 皮帶輪傳動的設計計算
（1） 選擇普通V帶截型
由課本P83表5-9得：kA=1.2
PC=KAP=1.2×3=3.9KW
由課本P82圖5-10得：選用A型V帶
（2） 確定帶輪基準直徑，並驗算帶速
由課本圖5-10得，推薦的小帶輪基準直徑為
75~100mm
則取dd1=100mm>dmin=75
dd2=n1/n2•dd1=960/458.2×100=209.5mm
由課本P74表5-4，取dd2=200mm

實際從動輪轉速n2』=n1dd1/dd2=960×100/200
=480r/min
轉速誤差為：n2-n2』/n2=458.2-480/458.2
=-0.048<0.05(允許)
帶速V：V=πdd1n1/60×1000
=π×100×960/60×1000
=5.03m/s
在5~25m/s范圍內，帶速合適。
（3） 確定帶長和中心矩
根據課本P84式（5-14）得
0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
0. 7(100+200)≤a0≤2×(100+200)
所以有：210mm≤a0≤600mm
由課本P84式（5-15）得：
L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0
=2×500+1.57(100+200)+(200-100)2/4×500
=1476mm
根據課本P71表（5-2）取Ld=1400mm
根據課本P84式（5-16）得：
a≈a0+Ld-L0/2=500+1400-1476/2
=500-38
=462mm
(4)驗算小帶輪包角
α1=1800-dd2-dd1/a×57.30
=1800-200-100/462×57.30
=1800-12.40
=167.60>1200（適用）
（5）確定帶的根數
根據課本P78表（5-5）P1=0.95KW
根據課本P79表（5-6）△P1=0.11KW
根據課本P81表（5-7）Kα=0.96
根據課本P81表（5-8）KL=0.96
由課本P83式（5-12）得

Z=PC/P』=PC/(P1+△P1)KαKL
=3.9/(0.95+0.11) ×0.96×0.96
=3.99
(6)計算軸上壓力
由課本P70表5-1查得q=0.1kg/m，由式（5-18）單根V帶的初拉力：
F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2
=[500×3.9/4×5.03×(2.5/0.96-1)+0.1×5.032]N
=158.01N
則作用在軸承的壓力FQ，由課本P87式（5-19）
FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×158.01sin167.6/2
=1256.7N

2、齒輪傳動的設計計算
（1）選擇齒輪材料及精度等級
考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪採用軟齒面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為240~260HBS。大齒輪選用45鋼，調質，齒面硬度220HBS；根據課本P139表6-12選7級精度。齒面精糙度Ra≤1.6~3.2μm
(2)按齒面接觸疲勞強度設計
由d1≥76.43(kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
由式（6-15）
確定有關參數如下：傳動比i齒=6
取小齒輪齒數Z1=20。則大齒輪齒數：
Z2=iZ1=6×20=120
實際傳動比I0=120/2=60
傳動比誤差：i-i0/I=6-6/6=0%<2.5% 可用
齒數比：u=i0=6
由課本P138表6-10取φd=0.9
(3)轉矩T1
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.4/458.2
=50021.8N•mm
(4)載荷系數k
由課本P128表6-7取k=1
(5)許用接觸應力[σH]
[σH]= σHlimZNT/SH由課本P134圖6-33查得：
σHlimZ1=570Mpa σHlimZ2=350Mpa
由課本P133式6-52計算應力循環次數NL
NL1=60n1rth=60×458.2×1×(16×365×8)
=1.28×109
NL2=NL1/i=1.28×109/6=2.14×108
由課本P135圖6-34查得接觸疲勞的壽命系數：
ZNT1=0.92 ZNT2=0.98
通用齒輪和一般工業齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數SH=1.0
[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=570×0.92/1.0Mpa
=524.4Mpa
[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa
=343Mpa
故得：
d1≥76.43(kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3
=76.43[1×50021.8×(6+1)/0.9×6×3432]1/3mm
=48.97mm
模數：m=d1/Z1=48.97/20=2.45mm
根據課本P107表6-1取標准模數：m=2.5mm
(6)校核齒根彎曲疲勞強度
根據課本P132（6-48）式
σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]
確定有關參數和系數
分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×120mm=300mm
齒寬：b=φdd1=0.9×50mm=45mm
取b=45mm b1=50mm
(7)齒形系數YFa和應力修正系數YSa
根據齒數Z1=20,Z2=120由表6-9相得
YFa1=2.80 YSa1=1.55
YFa2=2.14 YSa2=1.83
(8)許用彎曲應力[σF]
根據課本P136（6-53）式：
[σF]= σFlim YSTYNT/SF
由課本圖6-35C查得：
σFlim1=290Mpa σFlim2 =210Mpa
由圖6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9
試驗齒輪的應力修正系數YST=2
按一般可靠度選取安全系數SF=1.25
計算兩輪的許用彎曲應力
[σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa
=408.32Mpa
[σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =210×2×0.9/1.25Mpa
=302.4Mpa
將求得的各參數代入式（6-49）
σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1
=(2×1×50021.8/45×2.52×20) ×2.80×1.55Mpa
=77.2Mpa< [σF]1
σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1
=(2×1×50021.8/45×2.52×120) ×2.14×1.83Mpa
=11.6Mpa< [σF]2
故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠
(9)計算齒輪傳動的中心矩a
a=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm
(10)計算齒輪的圓周速度V
V=πd1n1/60×1000=3.14×50×458.2/60×1000
=1.2m/s

六、軸的設計計算
輸入軸的設計計算
1、按扭矩初算軸徑
選用45#調質，硬度217~255HBS
根據課本P235（10-2）式，並查表10-2，取c=115
d≥115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm
考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則
d=19.7×(1+5%)mm=20.69
∴選d=22mm

2、軸的結構設計
（1）軸上零件的定位，固定和裝配
單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則採用過渡配合固定
（2）確定軸各段直徑和長度
工段：d1=22mm 長度取L1=50mm
∵h=2c c=1.5mm
II段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm
∴d2=28mm
初選用7206c型角接觸球軸承，其內徑為30mm,
寬度為16mm.
考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：
L2=（2+20+16+55）=93mm
III段直徑d3=35mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直徑d4=45mm
由手冊得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm
d4=d3+2h=35+2×3=41mm
長度與右面的套筒相同，即L4=20mm
但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便於軸承的拆卸，應按標准查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應取：（30+3×2）=36mm
因此將Ⅳ段設計成階梯形，左段直徑為36mm
Ⅴ段直徑d5=30mm. 長度L5=19mm
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=100mm
(3)按彎矩復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d1=50mm
②求轉矩：已知T2=50021.8N•mm
③求圓周力：Ft
根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N
④求徑向力Fr
根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft•tanα=1000.436×tan200=364.1N
⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=50mm

(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）
（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）
軸承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=182.05N
FAZ=FBZ=Ft/2=500.2N
由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAyL/2=182.05×50=9.1N•m
(3)繪制水平面彎矩圖（如圖c）
截面C在水平面上彎矩為：
MC2=FAZL/2=500.2×50=25N•m
(4)繪制合彎矩圖（如圖d）
MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6N•m
(5)繪制扭矩圖（如圖e）
轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=48N•m
(6)繪制當量彎矩圖（如圖f）
轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環變化，取α=1，截面C處的當量彎矩：
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[26.62+(1×48)2]1/2=54.88N•m
(7)校核危險截面C的強度
由式（6-3）
σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413
=14.5MPa< [σ-1]b=60MPa
∴該軸強度足夠。

輸出軸的設計計算
1、按扭矩初算軸徑
選用45#調質鋼，硬度（217~255HBS）
根據課本P235頁式（10-2），表（10-2）取c=115
d≥c(P3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm
取d=35mm

2、軸的結構設計
（1）軸的零件定位，固定和裝配
單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位採用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。
（2）確定軸的各段直徑和長度
初選7207c型角接球軸承，其內徑為35mm，寬度為17mm。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長41mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。
(3)按彎扭復合強度計算
①求分度圓直徑：已知d2=300mm
②求轉矩：已知T3=271N•m
③求圓周力Ft：根據課本P127（6-34）式得
Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N
④求徑向力Fr根據課本P127（6-35）式得
Fr=Ft•tanα=1806.7×0.36379=657.2N
⑤∵兩軸承對稱
∴LA=LB=49mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N
FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N
(2)由兩邊對稱，書籍截C的彎矩也對稱
截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N•m
(3)截面C在水平面彎矩為
MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N•m
(4)計算合成彎矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（16.12+44.262）1/2
=47.1N•m
(5)計算當量彎矩：根據課本P235得α=1
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[47.12+(1×271)2]1/2
=275.06N•m
(6)校核危險截面C的強度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453)
=1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此軸強度足夠

七、滾動軸承的選擇及校核計算
根據根據條件，軸承預計壽命
16×365×8=48720小時
1、計算輸入軸承
（1）已知nⅡ=458.2r/min
兩軸承徑向反力：FR1=FR2=500.2N
初先兩軸承為角接觸球軸承7206AC型
根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力
FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=315.1N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端
FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63
FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63
根據課本P263表（11-8）得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)計算當量載荷P1、P2
根據課本P263表（11-9）取f P=1.5
根據課本P262（11-6）式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N
(5)軸承壽命計算
∵P1=P2 故取P=750.3N
∵角接觸球軸承ε=3
根據手冊得7206AC型的Cr=23000N
由課本P264（11-10c）式得
LH=16670/n(ftCr/P)ε
=16670/458.2×(1×23000/750.3)3
=1047500h>48720h
∴預期壽命足夠

2、計算輸出軸承
(1)已知nⅢ=76.4r/min
Fa=0 FR=FAZ=903.35N
試選7207AC型角接觸球軸承
根據課本P265表（11-12）得FS=0.063FR,則
FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N
(2)計算軸向載荷FA1、FA2
∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
∴任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放鬆端
兩軸承軸向載荷：FA1=FA2=FS1=569.1N
(3)求系數x、y
FA1/FR1=569.1/903.35=0.63
FA2/FR2=569.1/930.35=0.63
根據課本P263表（11-8）得：e=0.68
∵FA1/FR1<e ∴x1=1
y1=0
∵FA2/FR2<e ∴x2=1
y2=0
(4)計算當量動載荷P1、P2
根據表（11-9）取fP=1.5
根據式（11-6）得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×903.35)=1355N
P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×903.35)=1355N
(5)計算軸承壽命LH
∵P1=P2 故P=1355 ε=3
根據手冊P71 7207AC型軸承Cr=30500N
根據課本P264 表（11-10）得：ft=1
根據課本P264 （11-10c）式得
Lh=16670/n(ftCr/P) ε
=16670/76.4×(1×30500/1355)3
=2488378.6h>48720h
∴此軸承合格
八、鍵聯接的選擇及校核計算
軸徑d1=22mm,L1=50mm
查手冊得，選用C型平鍵，得：
鍵A 8×7 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mm
T2=48N•m h=7mm
根據課本P243（10-5）式得
σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42
=29.68Mpa<[σR](110Mpa)

2、輸入軸與齒輪聯接採用平鍵聯接
軸徑d3=35mm L3=48mm T=271N•m
查手冊P51 選A型平鍵
鍵10×8 GB1096-79
l=L3-b=48-10=38mm h=8mm
σp=4T/dhl=4×271000/35×8×38
=101.87Mpa<[σp](110Mpa)

3、輸出軸與齒輪2聯接用平鍵聯接
軸徑d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm
查手冊P51 選用A型平鍵
鍵16×10 GB1096-79
l=L2-b=50-16=34mm h=10mm
據課本P243式（10-5）得
σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp]

7. 機械設計課程設計---設計帶式輸送機傳動裝置

參考：

可伸縮膠帶輸送機與普通膠帶輸送機的工作原理一樣，是以膠帶作為牽引承載機的連續運輸設備，它與普通膠帶輸送機相比增加了儲帶裝置和收放膠帶裝置等，當游動小車向機尾一端移動時，膠帶進入儲帶裝置內，機尾回縮；反之則機尾延伸，因而使輸送機具有可伸縮的性能。

結構概述

伸縮膠帶輸送機分為固定部分和非固定部分兩大部分。固定部分由機頭傳動裝置、儲帶裝置、收放膠帶裝置等組成；非固定部分由無螺栓連接的快速可拆支架、機尾等組成。

1、 機頭傳動裝置由傳動捲筒、減速器、液力聯軸器、機架、卸載滾筒、清掃器組成。

n 機頭傳動裝置是整個輸送機的驅動部分，兩台電機通過液力聯軸器、減速器分別傳遞轉距給兩個傳動滾筒（也可以用兩個齒輪串聯起來傳動）。用齒輪傳動時，應卸下一組電機、液力聯軸器和減速器。

n 液力聯軸器為YL-400型，它由泵輪、透平輪、外殼、從動軸等構成，其特點是泵輪側有一輔助室，電機啟動後，液流透過小孔進入工作室，因而能使負載比較平衡地啟動而電機則按近於堅載啟動，工作時殼體內加20號機械油，充油量為14m3，減速器採用上級齒輪減速，第一級為圓弧錐齒輪，第二、第三級為斜齒和直齒圓柱齒輪，總傳動比為25.564，與SGW-620/40T型刮板輸送機可通用互換，減速器用螺栓直接與機架連接。

n 傳動捲筒為焊接結構，外徑為Φ500毫米，捲筒表面有特製的硫化膠層，因此對提高膠帶與滾筒的eua值，防止打滑、減少初張力，具有較好的效果。

n 卸載端和頭部清掃器，帶式逆止器，便於卸載，機頭最前部有外伸的卸載臂，由卸載滾筒和伸出架組成，滾筒安裝在伸出架上，其軸線位置可通過軸承兩側的螺栓進行調節，以調整膠帶在機頭部的跑偏，在卸載滾筒的下部裝有兩道清掃器，由於清掃器刮板緊壓在膠帶上，故可除去粘附著的碎煤，帶式逆止器以防止停車時膠帶倒轉。

n 機架為焊接結構，用螺栓組裝，機頭傳動裝置所有的零部件均安裝在機架上。電動機和減速器可根據具體情況安裝在機架的左側或右側。

2、 儲帶裝置包括儲帶轉向架、儲帶倉架、換向滾筒、托輥小車、游動小車、張緊裝置、張緊絞車等。

n 儲帶裝置的骨架由框架和支架用螺栓連接而成，在機頭傳動裝置兩具轉框架上裝有三個固定換向滾筒與游動小車上的兩個換向滾筒一起供膠帶在儲帶裝置中往復導向，架子上面安裝固定槽形托輥和平托輥，以支撐膠帶，架子內側有軌道，供托輥不畫和游動小車行走。

n 固定換向滾筒為定軸式，用於儲帶裝置進行儲帶時，用以主承膠帶，使其懸垂度不致過大，托輥小車隨游動小車位置的變動，需要用人力拉出或退回。

n 游動小車由車架、換向滾筒、滑輪組、車輪等組成，滑輪組裝在車身後都與另一滑輪組相適應，其位置可保證受力時車身不被抬起，這樣，對保持車身穩定，防止換向滾筒上的膠帶跑偏效果較好，車身下部還裝著止爬鉤，用以防止車輪脫軌掉道。

n 游動小車向左側移動時，膠帶放出，機身伸長，游動小車向右側移動時，膠帶儲存，機身縮短，通過鋼絲繩拉緊游動小車可使膠帶得到適當的張緊度。

n 在儲帶裝置的後部，設有張緊絞車，膠帶張力指示器和張力緩沖器，張力緩沖器的作用是使輸送機（在起動時讓膠帶始終保持一定的張力，以減少空載膠帶的不適度和膠帶層間的拍打）。

3、 收放膠帶裝置位於張緊絞車的後部，它由機架、調心托輥、減速器、電動機、旋桿等組成，其作用是將膠帶增補到輸送機機身上或從輸送機機身取下，機架的兩端和後端，各裝一旋桿，當增加或減少膠帶時用以夾緊主膠帶，調心托輥組供捲筒收放膠帶時導向，工作時將捲筒推進機架的一端用尾架頂起，另一端頂在減速器出軸的頂尖上，開動電動機通過減速器出軸的撥盤帶動捲筒，收卷膠帶，放出膠帶，放出膠帶時不開電機由外拖動捲筒反轉，在不工作時活動軌可用插銷掛在機架上，以縮小寬度，在活動軌上方應設置起重裝置懸弔捲筒，巷道寬度可視具體情況適當拓寬，以利膠帶收入時操作。

4、 中間架由無螺栓連接的快速可拆支架，由H型支架、鋼管、平托輥和掛鉤式槽形托輥、「V」型托輥等組成，是機器的非固定部分，鋼管可作為拆卸的機身，用柱銷固裝在鋼管上，用小錘可以打動，掛鉤式槽形托輥膠接式，槽形角30°，用掛鉤掛在鋼管的柱銷上，掛鉤上制動的圓弧齒槽，托輥就是通過齒槽掛在柱銷上的，可向前向後移動，以調節托輥位置控制膠帶跑偏。

5、 上料裝置、下料裝置；上料裝置安裝在收放裝置後邊，由轉向轉導向接上料段，運送的物料從此段裝上運至下料段，下料裝置由下料段一組斜托輥將物料卸下，下料段直接極為，機尾由導軌（Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ）和機尾滾筒座組成，導軌一端用螺栓固定在中支座上，並與另一導軌的前端用柱銷膠接，藉以適應底板的不平，機尾滾筒與儲帶裝置中的滾筒結構相同，能互換，其軸線位置可用螺栓調節，以調整膠帶中在機尾的跑偏，機尾滾筒前端設有刮煤板，可使滾筒表面的碎煤或粉煤刮下，並收集泥槽中，用特製的拉泥板取出，機尾加上裝有緩沖托輥組，受料時，可降低塊煤對膠帶的沖擊，有利於提高膠帶壽命

8. 減速傳動系統設計

參考資料：www.mxbgw.com一、傳動方案擬定
第二組第三個數據：設計帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器
（1） 工作條件：使用年限10年，每年按300天計算，兩班制工作，載荷平穩。
（2） 原始數據：滾筒圓周力F=1.7KN；帶速V=1.4m/s；
滾筒直徑D=220mm。
運動簡圖
二、電動機的選擇
1、電動機類型和結構型式的選擇：按已知的工作要求和 條件，選用 Y系列三相非同步電動機。
2、確定電動機的功率：
（1）傳動裝置的總效率：
η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
(2)電機所需的工作功率：
Pd=FV/1000η總
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
3、確定電動機轉速：
滾筒軸的工作轉速：
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min

根據【2】表2.2中推薦的合理傳動比范圍，取V帶傳動比Iv=2~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍Ic=3~5，則合理總傳動比i的范圍為i=6~20，故電動機轉速的可選范圍為nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min
符合這一范圍的同步轉速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三種適用的電動機型號、如下表
方案 電動機型號 額定功率 電動機轉速（r/min） 傳動裝置的傳動比
KW 同轉 滿轉 總傳動比 帶 齒輪
1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89

綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，比較兩種方案可知：方案1因電動機轉速低，傳動裝置尺寸較大，價格較高。方案2適中。故選擇電動機型號Y100l2-4。
4、確定電動機型號
根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為
Y100l2-4。
其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速1420r/min，額定轉矩2.2。
三、計算總傳動比及分配各級的傳動比
1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1420/121.5=11.68
2、分配各級傳動比
（1） 取i帶=3
（2） ∵i總=i齒×i 帶π
∴i齒=i總/i帶=11.68/3=3.89
四、運動參數及動力參數計算
1、計算各軸轉速（r/min）
nI=nm/i帶=1420/3=473.33(r/min)
nII=nI/i齒=473.33/3.89=121.67(r/min)
滾筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
2、 計算各軸的功率（KW）
PI=Pd×η帶=2.76×0.96=2.64KW
PII=PI×η軸承×η齒輪=2.64×0.99×0.97=2.53KW

3、 計算各軸轉矩
Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N