成朋朋课程设计

1、 计 算 及 说 明结 果一、设计任务书 1、设计任务设计带式输送机的传动系统，采用两级圆柱齿轮减速器2、原始数据 输送带有效拉力 F=3200N 输送带工作速度 v=1.3m/s（允许误差±5%） 输送带滚筒直径 d=300mm 减速器设计寿命为5年，3、工作条件两班制工作，每年工作300天，空载起动，载荷有轻微震动，常温下连续（单向）运转，工作环境多尘，电压三相交流电源为380/220V的。二、传动系统方案拟定带式输送机传动系统方案如下图所示：带式输送机由电动机驱动，电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3，再经过联轴器4将动力传至输送机滚筒5，带动输送带7工作。三、电动机的选择

2、1、电动机容量的选择由已知条件可以计算出工作机所需的有效功率Pw= 3200×1.31000= 4.16kw 总=01×12×23×34×4w =0.99×0.99×0.97×0.99×0.97×0.99×0.99×0.99×0.96 =0.8504Pr=4.160.8504=4.892 kw取电动机额定功率 Pm=5.5kw2、电动机转速的选择输送机滚筒轴的工作转速 n=60000×1.33.14×300=82.80r/min 由于整个传动系统

3、采用二级减速， 因此总传动比不易过大，所以选择同步转速ns=1000r/min的电动机为宜。3、电动机型号的确定根据工作条件：单向运转、两班制连续工作，工作机所需电动机功率Pr=1000r/min等，选用Y型系列三相异步电动机，卧式封闭结构，型号为Y132M26，其主要数据如下：电动机额定功率Pm=5.5kw电动机满载转速nm=960r/min电动机轴伸直径D=38mm电动机轴伸长度E=80mm电动机中心高H=132mm四、传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比i=96082.80=11.59由系统方案知i01=1；i34=1取高速传动比i12=1.3×11.59=3.88低速传动

4、比i23=11.593.88=2.99传动系统各传动比分别为：i01=1，i12=3.88，i23=2.99，i34=1五、传动系统的运动和动力参数计算0轴（电动机轴）：n0=nm=960r/minp0=pr=4.892kwT0=9550=9550×4.892960=48.67N·M1轴（减速器高速轴）：n1= =9601=960r/minp1=p001=4.892×0.99=4.84kwT1=T0i0101=48.67×1×0.99=48.18N·m 2轴（减速器中间轴）：n2= =9603.88=247.42 r/minP2=p1

5、12=4.84×0.9603=4.65kwT2=T1i1212=48.18×3.88×0.9603=179.52N·m3轴（减速器低速轴）： n3= =247.422.99=82.75r/minp3=p223=4.65×0.9603=4.47kwT3=T2i2323=179.52×2.99×0.9603=515.46N·m 4轴（滚筒轴）n4= =82.751=82.75r/minp4=p334=4.47×0.9801=4.38kwT4=T3i3434=515.46×1×0.9801=

6、505.20N·m上述计算结果和传动比效率汇总如下：轴 号电动机两级圆柱齿轮减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速n(r/min)960960247.4282.7582.75功率P(kW)4.164.844.654.474.38转矩T(N·m)48.6748.18179.52515.46505.20两轴连接件、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器传动比i13.882.991传动效率0990.96030.96030.9801六、减速器传动零件的设计计算1、高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及热处理方法 小齿轮选用45钢，调质处理 HBS=230250 大齿轮选用45钢，正

7、火处理 HBS=190210 （2）确定许用弯曲应力： 弯曲疲劳极限应力 由图13-9c 小齿轮Flim1=250MPa 大齿轮Flim2=220MPa 寿命系数 应力循环次数 NF1=1.38×109 NF2=1.19×108 由图13-10 YN1=0.9 YN2=0.93 应力修正系数 Yst=2最小安全系数 由表13-4，按一般可靠度 SFlim=1.25许用弯曲应力 由试（13-8） F2=327.36MPa（3）许用接触应力计算 由机械设计图1313（以下所用依据均为机械设计课本中的图表）得： 两齿轮接触疲劳极限应力为小齿轮Hlim1=580MPa 大齿轮Hli

8、m2=550MPa 应力循环次数 NH1=1.38×109 NH2=1.19×108由图1314得 ZN1=0.9 ZN2=0.93由表13 4 得 最小安全系数 SHmin=1则需用接触应力为： H1= =580×0.91=522MPa H2= =550×0.931=511.5MPaH1 < H2取H1 = H2 = 511.5MPa（4）按齿面接触应力强度确定中心距载荷系数由表132，取K=1.2齿宽系数 由表136 ，软齿面取 d=0.9由式1315，a= 0.35弹性系数 由表135 ， ZE=189.8节点区域系数初设螺旋角=12

9、6; 由图1312 ，ZH=2.46重合度系数取Z1=22 ，Z2=iZ1=22×4.14 = 91.08 ，取Z2=91i=u=4.1363（误差0.1%<5%）端面重合度由式1319 =1.66 得： = 1.66 ,Y= 1.49由式1324 ， Z= =0.776螺旋角系数由式1325 ，Z =0.989设计中心距由式1313，a（u±1）=(4.14+1) 3（189.8×2.46×0.78×0.989511.5）2500×1.2×48.180.35×4.14=110.34mmmn=2×1

10、10.34×cos1222+91=1.91取mn=2mm：重求中心距a = =115.52mm圆整中心距，取a = 118mm调整= cos-1=cos-1=16.738°（在8°20°取值范围内） （5）确定齿轮参数与尺寸 齿数： z1=22， z2=91 ；模数： mn=2mm确定实际齿数比：分度圆直径：d1=45.950mmd2=190.052mm确定齿宽：b=b2=aa=118×0.35 = 41.3mm 取b=b2=45mm b1=b2+5=45+5=50mm （6）验算齿轮弯曲强度 由表134 、 式138 得 同理可得：F2=32

11、7.36 MPa 当量齿数zv1=25.05(按25查表)zv2=91cos316.738=103.69（按150查表） 齿形系数YFa和修正系数YSa由表133 ，YFa1=2.62 YSa1=1.59 YFa2=2.14 YSa2=1.83 重合度系数Y由式1319 =1.62 螺旋角系数查图1317 ， 取Y= 0.88 校核弯曲强度F1 = 2000×2×48.1845×45.95×2×2.62×0.713×0.88=45.96MPa < F1 同理，F2 = 51.65 MPa < F2 两齿轮弯曲强度

12、足够 2、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算 (1)却定第二级齿轮相关系数 根据第一级齿轮相关系数算出二级齿轮相应的要求参数：n2=n1/i1=960/3.88=247.42 r/mini2=i/i1=11.59/3.88=2.99 n3=247.42/2.99=82.75 r/min（2）选择齿轮材料及热处理方法 小齿轮选用45钢，调质处理 HBS=230250 大齿轮选用45钢，正火处理 HBS=190210（3）确定许用弯曲应力： 弯曲疲劳极限应力 由图13-9c 小齿轮Flim1=250MPa 大齿轮Flim2=220MPa 寿命系数 应力循环次数 NF1=60×1×24

13、7.42×5×300×16=3.56×108 NF2=1.19×108 由图13-10 YN1=0.93 YN2=0.94 应力修正系数 Yst=2最小安全系数 由表13-4，按一般可靠度 SFlim=1.25许用弯曲应力 由试（13-8） F2=330.8MPa（4）许用接触应力计算 由机械设计图1313（以下所用依据均为机械设计课本中的图表）得： 两齿轮接触疲劳极限应力为:小齿轮Hlim1=580MP 大齿轮Hlim2=550MPa 应力循环次数 NH1=60×247.42×300×5×16=3.56

14、×108 NH2=60×1×82.75×5×300×16=1.19×108由图1314得 ZN1=0.94 ZN2=0.96由表13 4 得 最小安全系数 SHmin=1则需用接触应力为： H1= =545.2MPa H2= =528MPaH1 < H2·H = H2 = 528MPa（5）按齿面接触应力强度确定中心距载荷系数由表132，取K=1.2齿宽系数 由表136 ，软齿面取 d=0.9由式1315，a= 0.43弹性系数 由表135 ， ZE=189.8节点区域系数初设螺旋角=12° 由图1

15、312 ，ZH=2.46 合度系数取Z1=28 ，Z2=iZ1=28×3.19 = 89.32 ，取Z2=89i=u=3.178（误差小于5%）端面重合度,由式（13-19） =1.69由式1324:= 1.69 = 1.49螺旋角系数由式1325 ，Z=0.989设计中心距由式1313，a（u±1）=(3.19+1)3(189.8×2.46×0.769×0.989528)2500×1.2×179.520.43×3.19 =137.05mmmn=2.36 取mn=2.5mm重求中心距 a = =149.5mm圆整中

16、心距，取a = 150mm调整= cos-1=cos-1=12.838° （6）确定齿轮参数与尺寸 齿数： z1=28， z2=89；模数： mn=2.5mm实际齿数比：确定分度圆直径：d1=71.794mmd2=228.205mm确定齿宽：b=b2=aa=150×0.43 = 64.5mm 取b=b2=65mm b1=b2+5=65+5=70mm （7）验算齿轮弯曲强度 由表134 、 式138 得 F1=372MPa F2=330.8 MPa 当量齿数zv1=30.20 （按30查表）zv2=96.02 （按100查表） 齿形系数YFa和修正系数YSa由表133 ，YF

17、a1=2.52 YSa1=1.625YFa2=2.18 YSa2=1.79 重合度系数Y由式1319，Y=0.607 =1.686 螺旋角系数查图1317 ， 取Y= 0.89 校核弯曲强度 F1 =2000×1.2×179.5265×71.794×2.5×2.52×0.695×0.89 =57.56MPa < F1 同理计算得：F2 < F2 两齿轮弯曲强度足够 以上计算结果汇总如下：高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比3.882.99模数2mm2.5mm螺旋角16.738°12.838

18、6;中心距118mm150mm齿数22912889齿宽50457065分度圆 45.95mm190.052mm71.794mm228.205mm精度8级七、减速器轴及轴承装置的设计 1、轴的设计a1=118mm a2=150mm bh1=50mm bh2=45 bl1=70mm bl2=65mm 考虑相邻齿轮沿轴向方向不发生干涉，计入两小齿轮轴向之间的距离S=10；考虑齿轮与箱体内壁沿轴向方向不发生干涉，计入尺寸k，取k=10；为保证滚动轴承完全放入箱体轴承座孔内，计入尺寸c，当轴承采用油润滑时取c=5；处取轴承宽度在n=1530mm三根轴的支撑跨距分别为：L1=2（c+k）+bh1+s+bl

19、1+n1 =2×（5+10）+50+10+65+23=175L2=2（c+k）+bh1+s+bl1+n2 =2×（5+10）+50+10+65+25=177L3=2（c+k）+bh1+s+bl1+n3 =2×（5+10）+50+10+65+26=177（1）高速轴（1轴）的设计 高速轴的功率、转速与转矩转速(r/min)功率(kw)转矩T(N·m)9604.8448.18选择轴的材料及热处理轴上小齿轮直径不大，采用齿轮轴结构，轴的材料及热处理和齿轮的材料及热处理一致，选用45号钢调质轴的强度要求lAB=l1 =175 mmlAC=+c+k+=50mmlB

20、C= lAB- lAC=125mm Ft1= =2000×48.18 45.95=2097.1NFr1= Ft1=2097.1×tan20cos16.738=797.05NFa1= Ft1tan=2097.1×tan16.738=630.67N求水平面内的力，求水平面内的弯矩如下: 解得：RBX=599.2NRAX=1497.9N MCX =74900N·mm 求垂直面内的支撑反力，求垂直面内的弯矩如下： 解得：RAY=652.12NRBY=144.93N MCV=1497.9×50=74896.4 N·mm计算合成弯矩：MC右=74

21、896.42+38139.62=84048.2N·mm转矩：T=48147.9N·mm 合成弯矩和转矩求MCeq:MCeq=MC右2+(T)2=88874.4 N·mm各方向的力 弯矩 转矩 合成弯矩图如下： 以上计算结果汇总如下：载 荷水平面H垂直面V支反力RAX=1497.9NRBX=599.2NRAY= 652.12 NRBY=144.93N弯 矩MC右=38139.6N·mmMCV=74896.4N·mm总弯矩MC右=84048.2N·mm 转 矩T=48147.9N·mm总弯矩MCeq=88874.4N·

22、mm 轴的初步计算 计算危险截面直径，因为此轴是转轴，故=1 查表1=60MPa， d3MC0.1-1=310×88874.460=24.6mm轴的结构设计根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定各轴段的直径及长度，其中轴径、轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑，联轴器选用TL6，各轴短直径长度如下图：（2）中间轴（2轴）的设计选择轴的材料及热处理：选用45钢，调质转速(r/min)功率(kw)转矩T(N·m)247.424.65179.52 lAB=l2=177mm lAC=48.5mm lBC=128.5mm lBD=56mm 圆周力： Ft2=20

23、00T2d2=2000×179.52190.052=1889.2NFt3=2000T2d3=2000×179.5271.794=5000.9N 径向力： Fr2=Ft2tanncos=1889.2×tan20cos16.738=718.03NFr3= Ft3tan =5000.9×tan20=1820.2N 轴向力： Fa2= Ft2tan=1889.2×tan16.738=568.2N 做计算简图 将轴看做简支梁，把齿轮对轴的载荷作用点简化为轮毂中心，支反力作用点简化为轴承位置的中点。 求水平面内的支承反力，作水平面内的弯矩图 由 得： 求垂

24、直面内的支承反力，做垂直面的弯矩图 由 求支承反力，做轴的支承弯矩图、转矩图 （轴向力Fa=568.2N，用于支撑轴的滚动轴承拟选用深沟球轴承，并采用两端固定式组合方式，故轴向力作用在轴承B上。） 做转矩图 求危险截面的当量弯矩 比较MC和MD可知，当量弯矩最大处是D截面处，且轴上dc=dd，故危险截面应力D截面，轴的扭切应力按脉动循环变应力对待，折合系数取0.6 计算危险截面处直径 此轴为转轴，。轴的材料选用45钢，调制处理，从表15-1查得 由式 考虑到危险截面上有键槽所以轴径增大4%，d34.76mm所以在安装大齿轮的轴段处轴的最小直径为34.76mm。轴的受力分析如下图所示: 具体计算

25、结果如下表：载 荷水平面H垂直面V支反力FAX=2953.74NFBX=3936.36NFAY=369.31NFBY=732.86N弯 矩MCX=143256.39N·mm MDY=220436.16N·mm总支反力RA=2976.74N RB=4004.00N总弯矩转 矩 MCeq根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定各轴段的直径及长度，其中轴径、轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑，各轴短直径长度如下图所示 （3）低速轴（3）轴的设计选择轴的材料及热处理：选用45号钢 调质处理lAB=177mm lBC =56mm lAC=121mm轴的受力分析：

26、Ft4=2000T3d4=4517.5N Fr4= Ft4tan=1644.2N求水平方向的力 : RAX=Ft4·lBClAB=4517.5×56177=1429.3NRBX=Ft4-RAX=3088.2N MAX=MBX=0 MCX=172945.3N·m求竖直方向的力和转矩： RAY=Fr4·lBClAB=1644.2×56177=520.2N RBY = Ft4- RAY =1644.2-520.2=1124N MAY=MBY=0 MCY=62944N·m 求支承反力，做轴的支承弯矩图、转矩图： 求转矩： T=515819 N

27、·mm 求MCeq : N·mm 具体弯矩 力矩图如下： 具体计算结果如下表：载 荷水平面H垂直面V支反力RAX=1429.3NRBX=3088.2NFAV=520.2NFBV=1124N 弯 矩MC=总支反力RA= RB=转 矩T=515819 N·mm总弯矩MCeq= N·mm 轴的初步计算 d=39.2mm考虑到此段轴上有键槽，所以直径增大4%，截面直径dC42.4mm即：在安装此齿轮的轴段处轴的最小直径不小于42.4mm轴的结构设计根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定各轴段的直径及长度，其中轴径、轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起

28、来统筹考虑，联结此轴的联轴器选用的型号为TL7。各轴短直径长度如下图所示: 八、滚动轴承的选择高速轴（1轴）上滚动轴承的选择:按承载较大的滚动轴承选择其型号。因支撑跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为深沟球轴承，轴承预期寿命取为Lh=24000h由前面计算结果知：轴承所受径向力Fr=N，轴承所受径向力Fa=630.67N，轴承工作转速n=960r/min。初选深沟轴承；6308， 基本额定动载荷：Cr=40800N，基本额定静载荷：C0r=24000N,FaCor=0.033 e=0.23 FaFr=0.412>e X=0.56 Y=2.09 fp=1.2Pr=2609.

29、7N Cjs=29071< Cr 故6308轴承满足要求D=90mm B=23mm damin=49mm中间轴（2轴）上滚动轴承的选择:按承载较大的滚动轴承选择其型号。因支撑跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为深沟球轴承，轴承预期寿命取为Lh=24000h由前面计算结果知：轴承所受径向力Fr= N，轴承所受径向力Fa=568.2N，轴承工作转速n=247.42 r/min。初选深沟轴承；6309， 基本额定动载荷：Cr=52800N，基本额定静载荷：C0r=31800N,FaCor=0.023 e=0.217 FaFr=0.14<e X=1 Y=0 fp=1.2Pr

30、=4804.8N Cjs=34062< Cr 故6406轴承满足要求D=100mm B=25mm damin=54mm低速轴（3轴）上滚动轴承的选择:按承载较大的滚动轴承选择其型号。因支撑跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为深沟球轴承，轴承预期寿命取为Lh=24000h由前面计算结果知：轴承所受径向力Fr=N，轴承工作转速n=82.75r/min。初选深沟轴承；6310， 基本额定动载荷：Cr=61800N，基本额定静载荷：C0r=38000N, fp=1.2Pr=3943.67N Cjs=19406< Cr 故6210轴承满足要求D=110mm B=27mm da

31、min=60mm九、键连接和联轴器的选择（1）高速轴（1轴）上键连接和联轴器的选择 由前面计算结果知：高速轴的工作转矩T=48.18N·m，工作转速n=960r/min。查表181，工作情况系数，取K=1.4。计算转矩Tc=KT=1.4×48.18= 67.45N·m查表附表F-2查得：高速输入轴（与电动机相连的一边）选用TL型弹性套柱销联轴器TL5联轴器GB 432384，d=32mm，l=82mm许用转矩T=125N·m，许用转速n=3800r/min。因Tc<T，n<n，故该联轴器满足要求。选A型普通平键，d=32mm查表1516，初选

32、 10×72GB109679：b=10mm，h=8mm，L=72mmp=17.92Mpa< p强度足够。（2）中间轴（2轴）上的键连接选择小齿轮选A型普通平键，d=48mm查表1516，初选14×57 GB109679：b=14mm，h=9mm，L=57mmp=53.42Mpa< p强度足够。大齿轮选A型普通平键，d=48mm查表1516，初选14×36GB109679：b=14mm，h=9mm，L=36mmp=35.62< p强度足够。（3）低速轴（3轴）上键连接和联轴器的选择 由前面计算结果知：低速轴的工作转矩T=515.46N·m

33、，工作转n=82.75r/min。查表181，工作情况系数，取K=1.4。计算转矩Tc=KT=1.4×515.46=721.64N·m查表，选用HL弹性柱销联轴器HL4联轴器40×84GB 584386，d=48mm，。许用转矩T=1250N·m，许用转速n=4000r/min。因Tc<T，n<n，故该联轴器满足要求。选A型普通平键，d=40mm查表1516，初选12×72 GB109679：b=12mm，h=8mm，L=72mmp=72.73Mpa< p强度足够。选A型普通平键，d=58mm查表1516，初选10×

34、8 GB109679：b=16mm，h=10mm，L=52mmp=44.63Mpa< p强度足够Pw=4.16 kw总=0.8504Pr=4.892 kwPm=5.5kwns=1000r/minY132M26i=11.59i12=3.88i23=2.99n0=960r/minp0=4.892kwT0=48.67N·Mn1=960r/minp1=4.84kwT1=48.18N·mn2=247.42r/minP2=4.65kwT2=179.52N·mn3=82.75 r/minp3=4.47kwT3=515.46N·mn4=82.75r/minp4=4

35、.38kwT4=505.20N·mHBS=230250HBS=190210NF1=1.38×109NF2=1.19×108YN1=0.9 YN2=0.93Yst=2SFlim=1.25F1=360MPaF2=327.36MPaNH1=1.38×109 NH2=1.19×108ZN1=0.9 ZN2=0.93SHmin=1H1 =522MPaH2=511.5MPaH=511.5MPaK=1.2d=0.9a= 0.35ZE=189.8ZH=2.46Z1=22Z2=91Z=0.776Z=0.989mn=2mma =118mm=16.738°

36、d1=45.950mmd2=190.052mmb=45mmb1=50mmF1 =360 MPa F2 =327.36 MPaYFa1=2.62 YSa1=1.59YFa2=2.14 YSa2=1.83Y=0.713Y= 0.88F1=45.96MPa< F1sHBS=230250HBS=190210NF1=3.56×108 NF2=1.19×108YN1=0.93 YN2=0.94Yst=2SFlim=1.25F1=372MPaF2=330.8MPaHlim1=580MPaHlim2=550MPaNH1=3.56×108NH2=1.19×108ZN

37、1=0.94 ZN2=0.96SHmin=1H1 =545.2MPaH2= 528 MPaH=528 MPaK=1.2d=0.9a= 0.43ZE=189.8ZH=2.46Z1=28Z2=89 =1.69 =1.49Z=0.769Z=0.989a =150mm=12.838°mn=2.5mmu=3.178d1=72.794mmd2=228.205mmb=b2=65mmb1=70mm YFa1=2.52 YSa1=1.625 YFa2=2.18YSa2=1.79Y=0.695F1=57.56MPa< F1F2 < F2d24.6mm45钢调质 d33.43mmd39.2mm

38、高速轴选用TL5型联轴器低速轴选用TL7型联轴器十、减速器箱体的设计名 称符号计算公式结 果机座壁厚=0.025a+388mm机盖壁厚11=0.02a+188mm机座凸缘壁厚bb=1.512 mm机盖凸缘壁厚b1b1=1.5112 mm机座底凸缘壁厚pp=2.520mm箱座上的肋厚mm0.858mm箱座上的盖厚m1m0.858mm地脚螺钉直径dd =0.036a+10=2020mm地脚螺钉数目n双级66地角螺栓螺栓直径dM16M16螺栓通孔直径d20 20螺栓沉头座直径d04545地角凸缘尺寸L12727L22525轴承旁连接螺栓直径d10.75 d15轴 承旁螺栓螺栓直径d1M12M12螺栓

39、通孔直径d113.511沉头座直径D02626部分面凸缘尺寸c12020c21616上下箱连接螺栓直径d2（0.50.6）d12上下箱螺栓螺栓直径d2M8M8螺栓通孔直径d299沉头座直径D02020部分面凸缘尺寸c11515c21212定位销孔直径d3d3=(0.70.8) d25.4轴承旁连接螺栓距离SSD2130mm轴承旁凸台半径RRc216轴承旁凸台高度h由低速轴轴承外径D2和 Md1螺栓扳手空间的要求确定45mm大齿轮顶圆与箱体内壁距离11>10mm箱体外壁至轴承座端面距离KK=c1+c2+(58)42剖分面至底面高度HH(11.2)a150mm十一、减速器附件的设计1、 窥视孔及窥视孔盖由于减速器属于中小型，查表确定尺寸如下A100mmA1130mmA2115mmB96mmB1136mmB21160mmd4M6R5mmh3mm2、通气器选用简单式通气器参照机械设计 课程设计表6-4，选用M27×1.5型通气器设在观察孔盖上以使空气自由溢出，查表确定尺寸如下：通气器（简单式）：dDD1SLlaD1M27×1.53831.2273418483、凸缘式轴承