机械设计课程设计计算说明书(四)二级

1、 机械设计课程设计计算说明书设计题目： 带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器 机电工程 学院热能与动力工程专业设计者： 指导教师： 周瑞强 2008 年 1 月 10 日 茂 名 学 院 (校名) 教研室 目录一、设计题目1二、传动装置总体设计1三、选择电机1四、确定传动装置的总传动比和分配传动比3五、计算传动装置的运动和动力参数4六、齿轮的设计6七、减速器机体结构尺寸如下9八、轴的设计10九、高速轴大齿轮的设计23十、联轴器的选择23十一、润滑方式的确定24十二、其他有关数据24一、 设计题目：带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器1 工作条件：单向运转，有轻微振动，经常满载，空载起动

2、，单班制工作，使用期限为5年，输送带速度容许误差为5%。2 己知条件：输送带拉力：F=2400N，滚筒直径为D=300mm，输送带速度为：V=1.2m/s。二、 传动装置总体设计：1. 组成：传动装置由电机、减速器、联轴器、输送带、滚筒组成。2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 其传动方案如下：三、 选择电机1、 计算电机所需功率：查机械设计课程设计书本第100页表14-7：滚子轴承传动效率：0.98七级精度齿轮传动效率：0.99弹性联轴器传动效率：0.99卷筒传动效率：0.96

3、求出电机至工作机之间的传动装置的总效率：=0.85求出工作机所需功率式中：F工作机的工作阻力，N； V工作机的线速度，m/s。求出所需电动机功率： 2、确定电机转速： 卷筒转速为： 二级圆柱齿轮减速器传动比所以电动机转速的可选范围是： =（840）×76.43=611.443057.2可见，符合这一范围的电动机转速有：750、1000、1500、3000四种。根据电动机所需功率和转速查手册第272页表22-1有3种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案如下：方案电动机型号额定功率KW满载转速堵转转矩最大转矩质量kg额定转矩额定转矩14KW14402.22.24324KW9602.02

4、.07334KW7202.02.011844KW28902.22.245综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可见第1种方案比较合适，因此选用电动机型号为，其主要参数如下：额定功率kW满载转速同步转速质量kgADEFGHLAB414401500431902860824112400245四、 确定传动装置的总传动比和分配传动比：总传动比：式中：电动机满载转速， ；工作机转速，。二级传动中，总传动比，式中、分别为一级和二级传动机构的传动比。按二级圆柱齿轮减速器推荐高速级传动比，取=1.4，得注：为高速级传动比，为低速级传动比。五、 计算传动装置的运动和动力参数：将传动装置

5、各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴依次为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与轴3，轴3与轴4之间的传动效率。1、 各轴转速：轴1：轴2： 轴3：2、 各轴输入功率：轴1：轴2：轴3：轴4：3、 各轴输入转矩：电动机轴输出转矩：轴1：轴2： 轴3：卷筒轴输入转矩：4、 各轴输出功率：轴1：轴2：轴3：卷筒轴：5、各轴的输出转矩分别为各轴的转矩乘轴承效率0.98：轴1： 轴2：轴3： 卷筒轴输出转矩：运动和动力参数计算结果如下表所示：轴名功率P KW转矩T Nm转速传动比i效率输入输出输入输出电动机轴3.3922.4814401轴3.363.2922.2821.83144010.992轴3.

6、263.19111.13108.91280.165.140.973轴3.163.10395.31387.9976.343.670.97卷筒轴3.073.01384.05376.3776.3410.97六、齿轮的设计：1、高速级大小齿轮的设计：材料：高速级小齿轮选用钢调质处理，齿面硬度为250HBS。高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为200HBS。查课本第166页表11-1得：=600Mpa, =450Mpa；查课本第171页表11-5得：。=1.25, =1.6；故 = / =600/1.25=480Mpa；450/1.6=281.25 Mpa按齿面接触强度设计：7级精度制造，查课本第169页

7、表11-3得：载荷系数，齿宽系数取0.8；查课本第171页表11-4得弹性系数=188，区域系数取2.5， 计算中心距：由课本第165页式11-5得：设=20，=37.44/20=1.87，取m=2。由=2×20=40mm, =5.75×20=115；2×115=230mm齿宽：=0.8×40=32mm,取=35mm；考虑高速级大齿轮与低速级大齿轮相差不大，大齿轮取=35mm,小齿轮取40mm.实际传动比：=115/20=5.75传动比误差：（5.75-5.75）/5.75×100%=0%验算轮齿弯曲强度：查课本第173、174页表11-8、1

8、1-9得：=2.93 =1.56按最小齿宽了b=35计算：2×1.2×15.54×1.56×2.93/（35×2×2×20）=60.88Mpa=281.25Mpa所以安全。齿轮的圆周速度：=(3.14×40×1420)/(60×1000)=2.97m/s查课本第169页表11-2知选用7级的的精度是合适的。2、 低级轴齿轮设计材料：高速级小齿轮选用钢调质处理，齿面硬度为250HBS。高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为200HBS。查课本第166页表11-1得：=600Mpa, =450Mpa；查

9、课本第171页表11-5得：。=1.25, =1.6；故 = / =600/1.25=480Mpa；450/1.6=281.25 Mpa按齿面接触强度设计：7级精度制造，查课本第169页表11-3得：载荷系数，齿宽系数取0.8；查课本第171页表11-4得弹性系数=188，区域系数取2.5， 计算中心距：由课本第165页式11-5得：设=30，=67.66/30=2.26，取m=3。由=3×30=90mm, =4.11×30=123.3,取124；2×124=372mm齿宽：=0.8×90=72mm,取=75mm；考虑低速级大齿轮与低速级大齿轮相差不大，

10、大齿轮取=75mm,小齿轮取80mm.实际传动比：=124/30=4.13传动比误差：（4.13-4.11）/4.13×100%=0.49%验算轮齿弯曲强度：查课本第173、174页表11-8、11-9得：=2.93 =1.56按最小齿宽了b=50计算：2×1.2×86.62×1.56×2.93/（72×3×3×30）=48.88Mpa=281.25Mpa所以安全。齿轮的圆周速度：=(3.14×90×60.09)/(60×1000)=0.28m/s查课本第169页表11-2知选用7级的

11、的精度是合适的。七、 减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座厚度10箱盖厚度10箱盖凸缘厚度15箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直径22地脚螺钉数目查手册4轴承旁联结螺栓直径18盖与座联结螺栓直径=（0.50.6）12轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）10视孔盖螺钉直径=（0.30.4）7定位销直径=（0.70.8）9，至外箱壁的距离查手册表11222，至凸缘边缘距离查手册表11220外箱壁至轴承端面距离=+（510）42大齿轮顶圆与内箱壁距离>1.214齿轮端面与内箱壁距离>14箱盖，箱座肋厚10轴承端盖外径+（55.5）110（1轴）92（2轴）130（3轴

12、）轴承旁联结螺栓距离110（1轴）92（2轴）130（3轴）八、 轴的设计：1、高速轴设计：1）、材料：选用45号钢调质处理。查课本第250页表11-3取=35Mpa, C=120。各轴段直径的确定：根据课本第250页式11-3mm 式中：P轴所传递的功率，KW n轴的转速，r/min C由轴的许用切应力所确定的系数得：=12.10mm查课程设计课本第273页得到电动机轴径d=28，所以取=28mm；查课程设计课本第276页联接器型号结合考虑得第一段轴长为62mm，L1=62mm。取30mm，查课程设计课本第282页结合计算得= m+e+2=16+10+2=28mm。取35mm，查课程设计课第

13、177页表17-3,选用N207E轴承,得轴承宽度为b=17mm, 所以取=35mm，=17+18=35mm。取40mm,因为要与中间轴中大齿轮相对齐，所在取=40 mm，=70mm。为小齿轮直径，所以=60 mm，为小齿轮宽度，即=55mm为轴肩直径，其值要比装轴承的直径段大，所以取=44，取3mm为装轴承和轴套段，结合取=35mm，=17+18-3=32mm其中，为齿轮轴。2）、校核该轴和轴承：L1=62mm，=28mm，=35mm，=70mm，=55mm，=3mm，=32mmL1= 185mm L2=55mm L3=35mm作用在齿轮上的圆周力为：=2×14.12×1

14、000/28=1000.86N径向力为=1000.86×0.364=367.1N作用在轴1带轮上的外力：F=1600N 求垂直面的支反力：=(55×367.1)/(185+55)=81.4N=367.1-81.4=285.7N求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：=285.7×55/1000=15.7N.m=81.4×185/1000=15.1 N.m求水平面的支承力：由得=55×1000.86/(185+55)=231.1N=1000.86-231.1=769.6N求并绘制水平面弯矩图：=231.1×185/1000=42.8N.m=777

15、.5×55/1000=42.8 N.m求F在支点产生的反力：=35×1600/(185+55)=233.3N=233.3+1600=1823.3N求并绘制F力产生的弯矩图：=1600×35/1000=56N.m=233.3×185/1000=43.16N.mF在a处产生的弯矩：=233.3×185/1000=43.16N.m求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把与直接相加。=43.16+ =477.2N.m=43.16+=求危险截面当量弯矩：最危险截面其当量弯矩为：（取折合系数）=484.7N.m计算危险截面处轴的直径：因为材料选择调质，查课本第1

16、66页表11-1得，许用弯曲应力，则：mm因为>=40mm>d，所以该轴是安全的。3）、轴承寿命校核：轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本279页表16-8,9，10取取按最不利考虑，则有：=+233.3= 259.12N=+1823.3=1906.13N则=8.63年>5年因此所该轴承符合要求。4）、弯矩及轴的受力分析图如下：5）、键的设计与校核: 参考课程设计课本第244页表15-27,由于公称直径d=28mm,在2230范围内，故轴段上采用键：8×7, 采用A型普通键:键校核.为L1=60mm,综合考虑取=50得=4×

17、14.12×1000/28×50×(50-10)=1.01Mpa<所以，所选键为： b×h×l:8×7×502、 中间轴的设计：1）、材料：选用45号钢调质处理。查课本第245页表14-2取=35Mpa, C=110。各轴段直径的确定：根据课本第245页式14-2mm式中：P轴所传递的功率，KW n轴的转速，r/min C由轴的许用切应力所确定的系数得：=22.18mm取=30mm ，因为段要装配轴承，所以查课程设计课本第177页表17-3，选用N206E轴承，L1=16+20=36mm。装配低速级小齿轮，且取=38m

18、m，因为要比齿轮孔长度少23mm ,所以取L2=68mm。段主要是定位高速级大齿轮，所以取=44mm，=6mm。装配高速级大齿轮，取=38mm,L4=50-2=48mm。段要装配轴承，所以查课程设计课本第177页表17-3，选用N206E轴承， =16+22=38mm。校核该轴和轴承：L1=36mm L2=116mm L3=38mm作用在2、3齿轮上的圆周力：=2×78.25×1000/38=4120N =2×308.25×1000/38=16220N径向力：=4120×0.364=1500N=16220×0.364=5904N求垂直

19、面的支反力:=-5904×38+1500×(116+38)/(36+116+38)=35N=5904+35-1500=4439N计算垂直弯矩：=35×36/1000=1.26N.m=35×(36+116)/1000-1500×116/1000=-168.68N.m求水平面的支承力： =4120+16220-6583=13757N2)、计算、绘制水平面弯矩图：=6583×36/1000=237N.m=-13757×(36+116)/1000-16220×116/1000=-3972.58N.m求合成弯矩图，按最不利情

20、况考虑： =237N.m=3976N.m求危险截面当量弯矩： 最危险截面当量弯矩为：（取折合系数）=241.6N.m=3976N.m计算危险截面处轴的直径：因为材料选择调质，查课本第166页表11-1得，许用弯曲应力，则：mm因为=30mm>d，所以该轴是安全的。3）、轴承寿命校核：轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本279页表16-8,9，10取取按最不利考虑，则有：=+4120=10703N=+16220=20061N则=2.89年轴承使用寿命在年范围内，所以该轴承符合要求。4）、弯矩及轴的受力分析图如下：5）、键的设计与校核：已知=38mm, 参考课

21、程设计课本第161页表16-28, ,由于公称直径d=38mm,在3038范围内，故、轴段上采用键：10×8, 采用A型普通键:键校核:根据挤压强度条件，因为=70mm,综合考虑取=60mm得=4×78.25×1000/38×70×(50-10)=2.94Mpa<所以，所选键为： b×h×l:10×8×60因为=48mm,综合考虑取=42mm得=4×78.25×1000/38×48×(50-10)= 4.29Mpa<所以所选键为: b×h

22、15;l:10×8×423、从动轴的设计：1）、确定各轴段直径各轴段直径的确定：根据课本第245页式14-2mm 式中：P轴所传递的功率，KW n轴的转速，r/min C由轴的许用切应力所确定的系数得：=35.05mm结合联轴器结构要求，第一段轴径=40mm, 取112mm。为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，取=44mm。取24mm;设计轴段，为使轴承装拆方便，取=50 mm,查课程设计课本第177页，先轴承N210E:d=50mm,D=90mm,B=20mm。=37mm;设计轴段，考虑到有足够位置与轴2中的大齿轮对齐且不相影响，故取=55mm，=62；设计齿轮轴段，取

23、=53mm，由齿轮宽度决定，其长度为齿轮宽度少23mm ,即=62 mm。设计轴头，因为与均为轴承段，所以取=50，由轴承和结构决定，取=41mm。2) 、校核该轴和轴承：L1=63mm L2=121mm L3=144mm求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。作用在齿轮上的圆周力： 2×308.25×1000/53=11632.08N径向力：=11632.08×0.036=418.75N求垂直面的支反力：121×418.75/(63+121)= 275.37mm=418.75-275.37=143.38mm计算垂直弯矩：= =143.38×

24、;121=17348.98 N.m=275.37N.m求水平面的支承力。=121×11632.08/(63+121)= 7649.36N=11632.08-7649.36=3982.72N计算、绘制水平面弯矩图。=7649.36×63/1000=481.9097N.m=481.1N.m求F在支点产生的反力=1954.17N=4901N求F力产生的弯矩图。F在a处产生的弯矩：求合成弯矩图。考虑最不利的情况，把与直接相加。求危险截面当量弯矩。最危险处截面当量弯矩为：（取折合系数）17478.76N.m计算危险截面处轴的直径:因为材料选择调质，查课本第166页表11-1得，许用弯

25、曲应力，则：14.28mm因为=40mm>d，所以该轴是安全的。（5）轴承寿命校核。轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本279页表16-8,9，10取取按最不利考虑，则有： 则年该轴承寿命为16.98年,所以轴上的轴承是适合要求的。（6）弯矩及轴的受力分析图如下：（7）键的设计与校核：因为d1=40mm轴段装联轴器，参考课程设计课本第161页表16-28,由于公称直径d=40mm,在3844范围内，故轴段上采用键：12×8, 采用A型普通键:键校核:根据挤压强度条件，因为=112mm,综合考虑取=104mm得所以所选键为: 因为=53mm，这一轴

26、段装夹齿轮，参考课程设计课本第161页表16-28,由于公称直径d=53mm,在5058范围内，故轴段上采用键：16×10, 采用A型普通键:键校核:根据挤压强度条件，因为=62mm,综合考虑取=56mm得所以所选键为: 九 、 高速轴大齿轮的设计因 采用腹板式结构代号结构尺寸和计算公式结果轮毂处直径64轮毂轴向长度55倒角尺寸1齿根圆处的厚度6腹板最大直径203板孔直径26腹板厚度16.5十.联轴器的选择：计算联轴器所需的转矩： 查机械设计课本第291页中表17-1得：取 轴1：查课程设计课本第210页表19-5，选用型号为TL5的弹性套柱销联轴器。轴3：查课程设计课本第210页表19-5，选用型号为TL6的弹性套柱销联轴器。十一、润滑方式的确定：因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，查课程设计课本第197页，根据各种润滑油的主要性质和用途，箱体内选用全损耗系统用油（GB443-89）中的L-AN100润滑油，装至规定高度。十二.其他有关数据见装配图的明细表和手册中的有关数据。=0.85=4.