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机械设计课程设计说明书一. 题目 9：带式输送机的同轴式二级圆柱齿轮减速器设计下图为某厂自动送料输送机的传动系统运动简图。输送带速度允许误差5%，工作机效率为 0.96，每日两班制工作，每班为 8 小时，使用年限为 10 年，带式输送机连续单向运转，工作过程有轻度振动，空载启动。1电动机 2V 带传动 3同轴式二级圆柱齿轮传动 4联轴器 5带式输送机二、原始数据运输机工作轴转矩T(N.m)输送带速度 v(m/s)运输带卷筒直径 D(mm)使用年限( 每年按300 天计)1350 1.55 470 10二.各主要部件选择部件 因素 选择动力源 电动机2齿轮 直齿传动平稳 高速级，低速级做成直齿轴承 此减速器轴承所受轴向力不大 球轴承联轴器 结构简单，耐久性好 弹性联轴器三.电动机的选择目的 过程分析类型 根据一般带式输送机选用的电动机选择功率工作机所需有效功率为 Pw Tn/（9550）9.37w圆柱齿轮传动效率(两对)为 10.97滚动轴承传动效率(四对)为 20.99弹性联轴器传动效率 30.98 输送机滚筒效率为 40.99V 带传动的效率 50.96电动机输出有效功率为 KWPwed 91.0*213425型号查得型号 Y160M_4 封闭式三相异步电动机参数如下额定功率 p=11kW满载转速 1460r/min同步转速 1500 r/min四.分配传动比目的 过程分析3分配传动比传动系统的总传动比 其中 i 是传动系统的总传动比，多级串联传动系统的总传动等于wmni各级传动比的连乘积；n m 是电动机的满载转速，r/min ； nw 为工作机输入轴的转速，r/min。计算如下 , i/1350ri/98.62rw23.18wni总取 21i3.404i:总传动比 ：v 带传动比 ：低速级齿轮传动比 ：高速级齿轮传动比1ili hi五.传动系统的运动和动力参数计算目的 过程分析4传动系统的运动和动力参数计算设：从电动机到输送机滚筒轴分别为 1 轴、2 轴、3 轴、4 轴；对应于各轴的转速分别为 、 、 、 ；对应各轴的输入功率分别为 、 、 、 ；对应名轴的输入转矩分别为 、 、 、 ；相邻两轴间的传动比分别为 、 、 ；相邻两轴间的传动效率分别为 、 、 。电动机 两级圆柱减速器 工作机轴号1 轴 2 轴 3 轴 4 轴转速n(r/min) n0=1460 n1=730 n2=218.06 n3=65.14 n4=65.14功率P(kw) P=10.32 P1=9.91 P2=9.515 P3=9.135 P4=8.865转矩T(Nm)T0=65.525T1=129.66T2=416.81T3=1339.93 T4=1300两轴联接 V 带 齿轮 齿轮传动比 i i01=2 i12=3.4 i23=3.4传动效率 01=0.96 12=0.96 23=0.96V 带的设计1、确定计算功率查得工况系数 1.AK11.352KWpPca*2、 选择 V 带的带型选择 B 型带3、 确定带轮的基准直径 并验算速度d1、 初选小带轮的直径 md2502、 验算带速 snvd/1.96*14、 计算大带轮的基准直径圆整后 500mdi501255、确定 V 带的中心距 a 和基准带长 Ld1、 初选 =1055mm02、计算所需的基准长度=3302.9mm0212100 *4)()(*addaLd 选择基准带长 =3150mmd3、 计算实际中心距=1106.9mm200dLa中心距的变化范围是 1213mm. 1065mm6、 验算小带轮的包角166.39ad01201 3.57*)(87、 计算带的根数1、 计算单根 V 带的额定功率2.512KW 0.46KW0P0P0.97 0.92KLKr)(02、 计算 V 带的根书4.58rcaPz圆整 z=5 根8、 计算最小初拉力 min0)(Fq=0.06Kg/m170.94N2min0)5.2(*)( qvzKPca9、 计算压轴力 pF1697.38N)2sin()(2)(m0inzp六.设计高速级齿轮61选精度等级、材料及齿数，齿型1）确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱直齿轮2）材料选择小齿轮材料为（调质） ，硬度为，大齿轮材料为钢（调质） ，硬度为HBS，二者材料硬度差为HBS。）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度2按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即 3211 )(*2. HEdt ZuKTd）确定公式内的各计算数值（）试选 3.tK（2）计算小齿轮传递的转矩129644.52N.mm110*95nPT（3）选取齿宽系数 d（4）选取弹性影响系数系数 MPaZE8.19（5）查表得安齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 MpaH601lim查表得安齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 52li（6）计算循环次数4.2hjLnN10901.32（）由图查得接触疲劳强度寿命系数 0.9，1HNK95.02N（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为 S=1，由式得MPaSKHNH 54069.01lim1.25.2li2 ）计算（）试算小齿轮分度圆直径 =71.19td17（）计算圆周速度2.72m/s10*6ndvt（）计算齿宽及模数 ntm71.19tdb12.971zmtt6.67th25.10.67b/（）计算载荷系数 K动载荷系数 12.v直齿轮 FH，43K38.1.604HVA（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得76.35mm31ttKd（）计算模数 m3.181z3.按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式 321)(*FsadYzKTm（1） 确定公式的各计算数值1、 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，MPaFE501小齿轮的弯曲疲劳强度极限 382、 弯曲疲劳寿命系数，85.01FNK.02FN83、 计算弯曲疲劳许用应力 安全系数 S=1.4303.57MPaSKFENF11238.86MPa224、计算载荷系数1.512FVAK4、 齿形系数，65.21FaY17.2FaY5、 应力校正系数，8.1Sa802Sa6、计算 FY0.013791FSa0.0165 大齿轮的数值大2FSaY（2） 、设计计算m=4，28.08 圆整后 281z93.92 圆整后 9424、几何尺寸的设计（1） 、分度圆直径=115；mzd*=392.5；2（2） 、计算中心距25421da（3） 、计算齿轮齿宽77.5； =90； 801bd2B19七.设计低速速级齿轮1选精度等级、材料及齿数，齿型1）确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱直齿轮2）材料选择小齿轮材料为（调质） ，硬度为，大齿轮材料为钢（调质） ，硬度为HBS，二者材料硬度差为HBS。）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度2按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即 3211 )(*2. HEdt ZuKTd）确定公式内的各计算数值（）试选 3.tK（2）计算小齿轮传递的转矩416712.14N.mm110*95nPT（3）选取齿宽系数 d（4）选取弹性影响系数系数 MPaZE8.19（5）查表得安齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 MpaH601lim查表得安齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 52li（6）计算循环次数1.25hjLnN10900.3721（）由图查得接触疲劳强度寿命系数 0.90， 0.951HNK2HN（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为 S=1，由式得540MpaSKHNH1lim1522.5MPa2li2）计算10（）试算小齿轮分度圆直径 =105.06td1（）计算圆周速度1.2m/s10*6ndvt（）计算齿宽及模数 ntm105.06mmtdb14.381zmtt9.85th25.10.67b/（）计算载荷系数 K动载荷系数 12.v直齿轮 FH，43K38.1.604HVA（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得112.67mm31ttKd（）计算模数 m4.691z3.按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式 321)(*FsadYzKTm（2） 确定公式的各计算数值6、 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ，MPaFE501小齿轮的弯曲疲劳强度极限 387、 弯曲疲劳寿命系数11，85.01FNK8.02FN8、 计算弯曲疲劳许用应力 安全系数 S=1.4303.57MPaSFENF11238.86MPaK224、计算载荷系数1.12FVA9、 齿形系数，65.21FaY21.FaY10、 应力校正系数，8.1Sa72Sa6、计算 FY0.013791FSa0.016452FSaY大齿轮的数值大（2） 、设计计算93.66 圆整后 941z27.17 圆整后 2824、几何尺寸的设计（1） 、分度圆直径=116；mzd*=3962（2） 、计算中心距25621da（3） 、计算齿轮齿宽12116； =125； 1201db2B1八、高速轴的设计1、轴上的功率 P，转速 n 和转矩 TP=9.91KW n=730r/min T=129.66N.m2、作用在齿轮上的力2315.27N； 842.69NdTFt*)tan(*rF压轴力 1697.38N； 为啮合角为p 023、初步确定轴的最小直径36.72mm30mindnPA转矩的载荷系数 ；计算转矩 168.55N.m，选择3.1AKTKAca*HL1 型弹性柱销联轴器，半联轴器与轴配合的鼓孔的直径 38mm12d4、轴的结构设计123 4 5 6 77845； 50； 53； 63； 25；23d3445d5667d94； 55； 91； 22； 29；lllll12 处的键选择 8770，倒角为 1.6，67 处的键选择 161070，倒角为 1.6。5、求轴上的力载荷 水平面 H 垂直面 V13支持力 1050.3N， 1264.96N1NHF2NHF1821.75N， 2439.641NVF2NVFN弯矩 M 86650.5N.mm 177376.28N.mm， 161vM2vM7115.45N.mm总弯矩197409.67N.mm211vH188244N.mm22扭矩 T T=129.66N.m轴的弯矩图轴的转矩图6、按弯扭合成应力校核轴的强度16.97MPa 其中 a=0.6，W=0.1555555； 故安全可靠WaTMca221)(7、精确校核轴的疲劳强度（1）判读危险截面经过判断 5 面为危险界面(2)截面的左侧抗弯截面系数 331250*.0mdW抗扭截面系数 T截面左侧的弯矩为 M= -221559.99mm截面左侧的转矩为 T=129.66N.m截面上的弯矩应力 17.725MPaMPab6402.18914截面上的扭转应力 5.18MPaMPaWT1280467轴的材料为 45 号钢，调质处理， ， ，BPa2751MPa15截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 和 查表，因 ，032.dr.dD经过差值后得到 2.28； 1.85轴的材料敏感系数 0.804； 0.834q轴的材料的有效应力集中系数 =2.03； 1.71qk)1()1(qk轴的尺寸系数 0.725； 0.84轴的表面质量系数 ； 92.0轴的综合系数 2.89； 2.121kK1kK碳钢的特性系数 ；.05.于是计算安全系数 的值caS5.38maKS127.49a15.282Sc（3）截面的右侧抗弯截面系数 216003*1.0dW抗扭截面系数 432002T截面左侧的弯矩为 M= 221559.99mm截面左侧的转矩为 T=129.655N.m截面上的弯矩应力 10.26MPaMPab640.189截面上的扭转应力 5.19MPaWT2715过盈配合处的 的值，经过查表得 =2.65； 2.12kk表面质量系数 ；92.0轴的综合系数 ；74.21kK 21.1kK于是计算安全系数 的值caS9.78maKS126.45a19.182Sc九、中速轴的设计1、轴上的功率 P，转速 n 和转矩 TP=9.515KW n=218.06r/min T=416.81N.m2、作用在齿轮上的力齿轮 2 上的力 2217.05N； 806.94N；dTFt*2)tan(*rF齿轮 3 上的力 7442.95N； 2709.01N；t tr3、初步确定轴的最小直径39.211mm30mindnPA4、轴的结构设计161 2 3 4 57650； 60； 71； 60； 50；12d2334d4556d120； 140； 116.； 118； 100；lllll12 与 56 处对应的是轴承选用 6311 轴承23 处的键选择 161063，倒角为 1.6，67 处的键选择 1610110，倒角为 1.6。5、求轴上的力载荷 水平面 H 垂直面 V支持力 4873.24N， 352.66N1NHF2NF1773.71， 128.36N1NVF2NF弯矩 M345999.86N.mm31210.51N.mm2H125933.65N.mm， 111vM2vM359.7N.mm总弯矩368205.36N.mm211vH33213.53N.mm22扭矩 T T=416.81N.m轴的弯矩图轴的转矩图176、按弯扭合成应力校核轴的强度20.61MPa 其中 a=0.6，W=0.1505050； 故安全可靠WaTMca221)(7、精确校核轴的疲劳强度（1）判读危险截面经过判断 5 面为危险界面(2)截面的左侧抗弯截面系数 332160*.0mdW抗扭截面系数 4T截面左侧的弯矩为 M=575645mm截面左侧的转矩为 T=416.81N.m截面上的弯矩应力 26.65MPaWMb截面上的扭转应力 9.65MPaaT轴的材料为 45 号钢，调质处理， ， ，PaB640MPa2751Pa15截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 和 查表，因 0.033， 1.18drD经过差值后得到 2.13； 1.64轴的材料敏感系数 ；82.0q85.0q轴的材料的有效应力集中系数 =1.92； 1.55qk)1()1(qk轴的尺寸系数 0.68； 0.82轴的表面质量系数 ； 92.0轴的综合系数 2.92； 1.971kK1kK碳钢的特性系数 ；.05.18于是计算安全系数 的值caS3.54maKS115.89a13.452Sc（3）截面的右侧抗弯截面系数 35791.13*1.0dW抗扭截面系数 71582.22T截面左侧的弯矩为 M=575645mm截面左侧的转矩为 T=416.81N.m截面上的弯矩应力 16.08MPaWMb截面上的扭转应力 9.65MPaT过盈配合处的 的值，经过查表得 =2.65； 2.12kk表面质量系数 ；92.0轴的综合系数 2.74； 2.211kK1kK于是计算安全系数 的值caS6.24maKS114.22a15.712Sc十、低速轴的设计191、轴上的功率 P，转速 n 和转矩 TP=9.135KW n=65.14r/min T=1339.925N.m2、作用在齿轮上的力鼓轮上的力 F=5911.48N齿轮 4 上的力 7127.26N； 2594.11N；dTFt*2)tan(*rF3、初步确定轴的最小直径67.19mm30mindnPA联轴器的载荷系数为 0.6，计算转矩 Tca=803.96N.mm，故选择 HL3弹性柱销联轴器4、轴的结构设计8 7 6 5 473 2169； 76； 80； 85； 95； 75； 12d2334d4556d6142； 100； 106； 113； 20； 50；lllll7l56 处对应的是轴承选用 6316 轴承12 处键的选择为 1811125；78 处键的选择为 2012100倒角的选择 78 处为 1.6，12 处为 25、求轴上的力载荷 水平面 H 垂直面 V支持力 1115.52N， 5199.24N1NHF2NF1478.59N， 3983.461NVF2NFN20弯矩 M 118245.14N.mmH 730492.65N.mm， 521vM2vM6122.02N.mm总弯矩118245.14N.mm211vH539246.05N.mm22扭矩 T T=1339.93N.m轴的弯矩图轴的转矩图6、按弯扭合成应力校核轴的强度31.34MPa 其中 a=0.6，W=0.1808080； 故安全可靠WaTMca221)(7、精确校核轴的疲劳强度（1）判读危险截面经过判断 6 面为危险界面(2)截面的左侧抗弯截面系数 335.6142*.0mdW抗扭截面系数 82T截面左侧的弯矩为 M=1083661.51mm截面左侧的转矩为 T=1339.93N.m截面上的弯矩应力 17.65MPaWMb21截面上的扭转应力 10.91MPaWT轴的材料为 45 号钢，调质处理， ， ，MPaB640Pa2751MPa15截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 和 查表，因 0.014， 1.18drD经过差值后得到 2.26； 1.73轴的材料敏感系数 ；83.0q8.0q轴的材料的有效应力集中系数 =2.27； 1.64qk)1()1(qk轴的尺寸系数 0.609； 0.7745轴的表面质量系数 ； 92.0轴的综合系数 3.46； 2.2041kK1kK碳钢的特性系数 ；.05.于是计算安全系数 的值caS4.51maKS112.61a14.252Sc（3）截面的右侧抗弯截面系数 512003*1.0dW抗扭截面系数 1024002T截面左侧的弯矩为 M=1083661.51mm截面左侧的转矩为 T=1339.93N.m截面上的弯矩应力 21.16MPaWMb22截面上的扭转应力 10.91MPaWT过盈配合处的 的值，经过查表得 =2.75； 2. 2kk表面质量系数 ；92.0轴的综合系数 2.83； 2.291kK1kK于是计算安全系数 的值caS4.58maKS112.17a14.292Sc十一、轴承的校核1、高速轴上的轴承，轴承的型号为 6310；(1)、求比值2748.09N；，n=730r/minrF（2）查得X=1；Y=0；（3） 当量动载荷为查表得当量动载荷系数 2.1pf3297.71N)(arpYFXfP（4） 要求工作的寿命时间C=38，理论工作时间 150264.31hh1 故可以使用36)(01PCnLh2、中速轴上的轴承，轴承的型号为 6310；(1)、求比值235186N； n=218.06r/minrF（2）查得X=1；Y=0；（5） 当量动载荷为查表得当量动载荷系数 2.1pf3297.71N)(arpYFXfP（6） 要求工作的寿命时间查表得C=38，理论工作时间 150264.31hh1 故可以使用36)(01PCnLh3、低速轴上的轴承，轴承的型号为 6316；(1)、求比值5317.56N； n=65.14r/minrF（2）查得X=1；Y=0；（7） 当量动载荷为查表得当量动载荷系数 2.1pf6381.07N)(arpYFXfP（8） 要求工作的
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