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1、Good is good, but better carries it.精益求精，善益求善。-二级斜齿轮设计说明书-机械设计课程设计设计题目：带式输送机卷筒传动装置学院：机械工程学院班级：机自1107班设计者：蒋华臻学号：201102070710指导教师：郝伟娜日期：2014.03.20带式输送机卷筒传动装置原始条件和数据：工作条件及要求：已知图示输送带工作拉力为F=2500N,输送带速度为v=1.1m/s,卷筒直径为D=350mm;带用于输送碎粒物体，工作时载荷平稳，空载起动，输送带允许速度误差5；室内工作，有粉尘；两班（每班8小时）连续单向运转，使用期限10年（每年工作日250天），大修期
2、3年。动力来源为三相交流电，在中等规模机械厂小批生产。方案如下图：设计内容计算及说明结果1）选择电动机容量2）确定电动机以及输出各轴的效率3）电动机类型1）传动装置总传动比2）分配传动装置各级传动比3）各轴转速4）各轴输入功率5）各轴输出转矩圆柱斜齿轮设计1.选定齿轮精度等级、材料及齿数2.按齿面接触强度设计(1).确定公式内的各计算数值2）计算3按齿根弯曲强度设计1）确定计算参数（2）设计计算（3）.几何尺寸计算1.选定齿轮精度等级、材料及齿数2.按齿面接触强度设计(1)确定公式内的各计算数值（2）计算3.按齿根弯曲强度设计1）确定计算参数（2）设计计算4对比结果，确定法面模数m及齿数z5.
3、几何尺寸计算齿轮参数表1、功率、转速和转矩及齿轮上的力2初步确定轴的最小直径3.轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案中间轴设计1确定中间轴上各齿轮的力2初步确定轴的最小直径3.轴的结构设计输出轴设计1确定中间轴上各齿轮的力2、初步确定轴的最小直径3、轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案高速轴的校核精确校核设计的轴V截面左侧的校核V右侧面的校核中间轴的校核弯扭合成校核轴的强度III截面左侧的校核III截面左侧III截面右侧的校核低速轴的校核精确校核轴的疲劳强度III截面的左侧的校核III截面右侧的校核高速轴滚动轴承校核中间轴滚动轴承校核低速轴滚动轴承校核高速轴键的校核计算中间轴的键的校核低速轴的键的
4、校核一选择电动机按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列全封闭式自扇冷鼠笼型三相异步电动机。(1)卷筒的输出功率(2)电动机输出功率：传动装置的总效率式中1、2、3、4分别为联轴器、轴承、齿轮传动、卷筒的传动效率。由机械设计课程设计表2-4查得：由相关手册取1=0.99，2=0.98，3=0.97，4=0.95则故(3)电动机额定功率由相关手册推荐的合理传动比范围,二级圆柱齿轮传动的传动比为符合这一范围的同步转速有750r/min,1000r/min,1500r/min三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量以及价格因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000r/min的Y系列三
5、相异步电动机。二、计算传动装置的运动和动力参数对于二级齿轮减速器，高速级齿轮的传动比考虑到传动装置的外廓尺寸,质量,润滑以及成本等问题，并使两级大齿轮直近，直径相近，取，故：低速级的传动比为：;高速级的传动比为：;则各轴的转速为：按电动机所需功率和传动效率计算各轴及卷筒轴的功率如下，即5）各轴转矩以上算出的运动和动力参数列表如下：轴名功率(P/Kw)转矩T(N.mm)转速n(r/min)传动比i效率电机轴3.5783559496010.99I轴3.542352389604.5600.951II轴3.367152747210.533.5080.951III轴3.2015093666010.970
6、卷筒轴3.10649418760三、传动件的设计计算斜齿圆柱齿轮减速器的设计选用标准斜齿轮传动，标准结构参数压力角，齿顶高系数顶隙系数；（一） 高速级齿轮设计1） 运输机为一般工作机器，故选用7级精度(GB10095-88)2） 材料选择由机械设计（第八版）表10-1选择小齿轮材料为(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。3） 选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取整计算得：；按照齿面接触强度计算：1） 选取螺旋角，初选螺旋角由设计计算公式进行试算，即试选载荷系数试取=1.42） 计算小齿轮的转矩选齿宽系数以及查图1030选区域系数；由图1026查得4）由机械设计（
7、第八版）图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限5）由机械设计（第八版）表10-6查得材料的弹性影响系数计算应力循环次数7)由机械设计（第八版）图10-19取接触疲劳寿命系数8)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，得试算小齿轮分度圆直径，代入的值计算圆周速度v(3)计算宽度b及模数(4)计算纵向重合度(5)计算载荷系数K由工作条件是载荷平稳从表10-2得使用系数.00，根据v=1.,907m/s,七级精度等级由图10-8查得动载系数，由表10-4采用插值法得，由图10-13查得，表10-3查得=1.1；(6)按实际载荷系数下的校正分度圆直
8、径计算模数按齿根弯曲强度设计由式（10-17）（1）确定参数1)计算载荷系数2)根据纵向重合度,由图10-28查得螺旋角影响系数3)计算当量齿数4)由表10-5采用插值法得齿形系数为5)应力矫正系数:6)由图10-20C查得小齿轮弯曲疲劳强度查得大齿轮弯曲疲劳强度7）由图10-18查弯曲疲劳寿命系数取计算弯曲疲劳许用应力，取s=1.4，由式10-12得9）计算(2)设计计算综合考虑取m=1.5mm（标准模数）已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数取为=25几何尺寸的计算（1）计算几何中心距圆整后取中心距107mm（2）按圆整后的中心距修正
9、螺旋角因为值改变不多。故参数（3）计算大小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度(二)低速级齿轮设计计算1、选择精度等级，材料和齿轮齿数1）材料：由机械设计表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质处理)硬度为270-290HBS.大齿轮材料为45号钢硬度为230-250HBS,硬度差为40HBS.2）精度等级选7级精度3）选择小齿轮齿数为，则大齿轮的齿数取85（互质）；4）选取螺旋角2、按齿面接触强度计算(1)确定式中各值1)试取载荷系数为Kt=1.42)由机械设计（下同）图10-30取区域系数3)由表10-7取齿宽系数=14)由表10-6查得材料弹性影响系数=189.8.5)由图10-21d按齿
10、面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa.大齿轮接触疲劳强度极限=550MPa.6）由图10-26查得，7)应力循环次数由10-19取接触疲劳寿命系数接触疲劳许用应力:取失效概率为1%.安全系数为S=1由式则(2）计算1)小齿轮分度圆直径.2)计算圆周速度3)宽度b及模数4)计算纵向重合度5)计算载荷系数K由表10-2得使用系数，根据v=0.681m/s,七级精度等级由图10-8查的动载系数，由表10-4查的，由图10-13查的，表10-3查得6)按实际载荷系数下的校正分度圆直径7)计算模数3.按齿根弯曲强度设计由式（10-17）（1）确定参数1)计算载荷系数2)根据纵向重合度,由图1
11、0-28查得螺旋角影响系数；3)计算当量齿数4)由表10-5查得齿形系数为5)应力矫正系数:6）由图10-20C查得小齿轮弯曲疲劳强度大齿轮弯曲疲劳强度7）由图10-18查弯曲疲劳寿命系数取计算弯曲疲劳许用盈应力，取s=1.4，由式10-12得9）计算(2)设计计算综合考虑取m=2.0mm已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数故取=30；，故取=107（互质）4几何尺寸的计算（1）计算几何中心距圆整后取中心距a142mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因为值改变不多。故参数（3）计算大小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度齿轮的主要参数高速
12、级低速级齿数Z2511430107中心距107142法面模数m1.52端面模数m螺旋角法面压力角端面压力角齿宽b44396863法面齿顶高系数标准值11法面齿距齿顶系数标准值C0.250.25当量齿数Z26.272119.32026.27293.048分度圆直径d38.490175.51262.2221.8齿顶高1.52齿根高1.8752.5齿全高h3.3754.5齿顶圆直径41.49178.51266.2225.8齿根圆直径34.74171.76257.2216.8三轴的结构设计计算轴的结构设计计算（一） 高速轴的结构设计1、已知该轴的功率，转速，转矩2.、求作用在齿轮上的力已知该轴上小齿轮
13、的分度圆直径为3、初步确定轴的最小直径按机械设计中式（152）初步计算轴的最小直径，选取轴的材料为40cr调质处理。根据表15-3，取，于是得显然，轴的最小直径是安装连轴器处的直径。对直径小于100mm的轴按照直径增大7来计算，得按照最小直径同时选择联轴器，联轴器的计算转矩为，查表14-1考虑转矩的变化，取，则：按计算的转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准，选用LH型弹性柱销式联轴器。其从动端公称转矩为315N.m,直径25mm,则取，半联轴器的长度为62mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1取44mm。4、轴的结构（1）拟订轴上各零件的装配方案根据设计要求，选择如图的方案，因为轴经与小齿轮
14、的分度圆直径相差不大，故轴与齿轮采用一体的加工方案。（2）初步选择轴承因轴承同时受径向和轴向力，故选用角接触球轴承，参照工作要求，斜齿轮的分度圆直径，轴承选择70000C，角接触球轴承7206C型，轴上其他尺寸见下图。（3）键的选择根据机械设计表6-1查得键的相应尺寸b=8,h=7,L=40mm;二） 代号为键。中间轴的设计1已知该轴的功率，转速，转矩2.求作用在齿轮上的力已知该轴上大齿轮的分度圆直径为该轴上小齿轮的分度圆直径为3.初步确定轴的最小直径选取轴的材料为40cr调质处理。根据表15-3，取，于是得此轴上会开有两个键槽，按照增大直径12%来计算轴的直径，则又中间轴的最小直径是与轴承配
15、合处的直径，根据轴承内径系列，选择轴承代号为7207C取d=35mm，尺寸外形为35mm72mm17mm.4轴的结构设计安装大齿轮处的键型号为综合所选的键，轴承以及中轴与高速轴的相互位置关系，在满足定位要求的前提下设计出下图的轴：各段的长度与直径的大小详细如下：轴上其余尺寸见图：（三）低速轴的设计1已知该轴的功率，转速，转矩=3.201KW，=60r/min,=509.366Nm，2. 求作用在齿轮上的力已知该轴上齿轮的分度圆直径为3、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢调质处理。根据表15-3，取，于是得。安装两个键槽增大直径7，得,取，此轴的最小直径是与联轴器配合处的直径，按照最小直径
16、同时选择联轴器，联轴器的计算转矩为，查表14-1考虑转矩的变化，取，则：4 按计算的转矩应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准，选用LH4型弹性柱销式联轴器。其从动端公称转矩为1250N.m,直径45mm,则取，半联轴器的长度为112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1取84mm。轴的结构设计安装大齿轮的键型号为安装联轴器处的键为5.轴承的选择：又低速轴的最小直径45mm是与联轴器配合处的直径，根据轴承内径系列，选择轴承代号为7010C取d=50mm，尺寸外形为50mm80mm16mm.根据该轴段上联轴器的直径大小以及所选用的轴承代号以及键的大小，综合考虑此轴段与中速轴的相互位置关系，在满足定位
17、的要求下初步设计出各轴段的大小及其直径：轴上其他尺寸见下图：四.轴、轴承、键的校核（一）各轴上的载荷1.高速轴的校核1）高速轴的弯扭组合强度的校核分析高速轴所受的力及弯扭矩受力如图:已知该轴上小齿轮的分度圆直径为水平面内受力分析：由受力平衡以及力矩平衡方程知：竖直面内受力分析：矢量合成：扭矩：图中弯矩最大处截面即为危险截面也即齿宽中点处。2）弯扭合成校核轴的强度根据轴的弯扭合成条件，取轴的计算应力为轴的材料为40cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。3） 精确校核轴的疲劳强度IIIIIIIVVVIa)确定危险截面由弯矩图可知齿轮齿宽中点处的弯矩最大，但考虑到轴的应力集中比较严重，故考
18、虑轴上其它地方所受弯矩较大的地方，由弯矩图可知V和VI的弯矩大小较为接近，但是V同时承受扭矩，VI截面不受扭，故确定V截面为危险截面。b)V截面左侧轴的材料为40Cr调质由机械设计（下同）表15-1查得：有轴肩形成的理论应力集中系数按附表3-2并用插值法可得：又由附图3-1查得：由附图3-2，3-3得：轴按磨削加工，由附图3-4查得：轴未经表面处理，即：故可知其安全！b）V右侧面齿根圆的直径轴的材料为40Cr调质由机械设计（下同）表15-1查得：有轴肩形成的理论应力集中系数按附表3-2并用插值法可得：又由附图3-1查得：由附图3-2，3-3得：轴按磨削加工，由附图3-4查得：轴未经表面处理，即
19、：因此该截面的强度是足够的2.中间轴的校核1），中间轴的弯扭组合强度的校核分析高速轴所受的力及弯扭矩受力如图:已知该轴上大齿轮的分度圆直径为该轴上小齿轮的分度圆直径为水平面内受力：竖直面内受力：矢量合成：扭矩：危险截面既为弯矩最大的截面。2）.弯扭合成校核轴的强度根据轴的弯扭合成条件，取,轴的计算应力为：轴的材料为40cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。3）精确校核轴的疲劳强度IIIIIIIVa)确定危险截面由弯矩图和轴结构图可知，III、IV截面弯矩较大。且III截面受扭，IV截面不受扭，故确定III为危险截面。b)III截面左侧轴的材料为40Cr调质由机械设计（下同）表15-1
20、查得：初选H7/k6配合，由附表3-8得：轴按磨削加工，由附图3-4查得：轴未经表面处理，即：因此该截面的强度是足够的。c）III截面右侧轴的材料为40Cr调质由机械设计（下同）表15-1查得：有轴肩形成的理论应力集中系数按附表3-2查得：又由附图3-1查得材料的敏性系数为：由附图3-2，3-3得：轴按磨削加工，由附图3-4查得：轴未经表面处理，即：因此该截面的强度是足够的。2.低速轴的校核1）低速轴的弯扭组合强度的校核分析已知该轴上齿轮的分度圆直径为受力如图:水平面内受力：竖直面内受力：矢量合成：扭矩：危险截面即为弯矩最大截面2）弯扭合成校核轴的强度根据轴的弯扭合成条件，取,轴的计算应力为轴
21、的材料为40cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。精确校核轴的疲劳强度IIIIIIIVVVIa)确定危险截面由弯矩图可知，III和IV的截面弯矩较大，但是IV的截面直径较大且III截面受扭，IV截面不受扭，故确定III截面为危险截面b)III截面左侧轴的材料为40Cr调质由机械设计（下同）表15-1查得：初选H7/k6配合，由附表3-8得：轴按磨削加工，由附图3-4查得：轴未经表面处理，即：因此该截面的强度是足够的。c)III截面右侧轴的材料为40Cr调质由机械设计（下同）表15-1查得：有轴肩形成的理论应力集中系数按附表3-2查得：又由附图3-1查得：由附图3-2，3-3得：轴按磨
22、削加工，由附图3-4查得：轴未经表面处理，即：因此该截面的强度是足够的。（二）、滚动轴承所有轴承预期寿命为3年.1. 高速轴的轴承轴承1：7206C轴承2：7206C机械设计手册上查得：基本额定静载荷，基本额定动载荷；暂取e=0.47所以1轴承被压紧，2轴承被放松3求轴承当量动载荷和又此时（有插值法查表135知此时查出的的e与所取的0.47很接近，所以上述取值是合理的！查表13-5得：轴承1：轴承2：因为有轻微冲击，按表13-64.验算轴承寿命因为所以带入进行计算；=2. 所以该轴承合格！中间轴的轴承轴承1：轴承代号为7207C轴承2：7207C机械设计手册上查得轴承的基本额定静载荷，基本额定
23、动载荷1.求两轴承的计算轴向力和对于7207C型的轴承，按表13-7.轴承的派生轴向力，暂取e=0.563求轴承当量动载荷和查表13-5并对未出现的值进行插值计算得：轴承1：轴承2：因为有轻微冲击，按表13-64.验算轴承寿命因为，所以带入进行计算；=所以该轴承的寿命合格。3. 低速轴的轴承轴承1：7010C/AC/B轴承2：7010C/AC/B机械设计手册上查得：轴承的基本额定静载荷，基本额定动载荷1.求两轴承的计算轴向力和对于7010C型的轴承，按表13-7.轴承的派生轴向力：暂时取e=0.563求轴承当量动载荷和查表13-5并对未出现的值进行插值计算得：轴承1：轴承2：因为有轻微冲击，按
24、表13-64.验算轴承寿命因为所以计算时带入P进行计算；=至此所有轴承校核已经结束，且所有轴承都合格。根据表13-10,本减速箱轴承内密封均采用封油环方式密封。(三).键的设计和计算1.高速轴上同联轴器相连的键的设计a)选择键联接的类型和尺寸选择单圆头普通平键.GB/T1096-2003材料为45钢根据GB/T1096取：键宽b=8mmh=7mmL=40mmb)校和键联接的强度查表6-2得=110MP工作长度l=L-b/2=40-4=36mm由式（6-1）得：由普通平键的校核公式：得：所以此键合格！2. 中间轴上定为高速级大齿轮键的设计大齿轮处a)选择键联接的类型和尺寸一般8级以上精度的尺寸的
25、齿轮有定心精度要求，应用平键.根据d=40mm查表取：键宽b=12mmh=8mmL=36mm校和键联接的强度查表6-2得=110MP工作长度l=L-b=36-12mm=24mm键与轮毂键槽的接触高度K=0.5h=0.58=4mm由式（6-1）得：MPa所以键比较安全.键代号为3.低速级大齿轮键和联轴器相连的键的设计联轴器处：a)选择键联接的类型和尺寸用于轴端面连接所以用单圆头平键根据d=45mm查表取：键宽b=14mmh=9mmL=80mmb)校和键联接的强度查表6-2得=110MP工作长度l=L-b/2=80-7mm=73mmc)键与轮毂键槽的接触高度K=0.5h=0.59=4.5mm由式（
26、6-1）得：所以键比较安全.键代号为齿轮处：a）选择键联接的类型和尺寸用于轴中间连接，故用双圆头平键根据d=60mm查表取：键宽b=18mmh=11mmL=56mmb)校和键联接的强度查表6-2得=110MP工作长度l=L-b=56-18mm=38mmc)键与轮毂键槽的接触高度K=0.5h=0.511=5.5mm由式（6-1）得：所以键比较安全.键代号为选用1000r/min的Y系列三相异步电动机=25=a142mm大齿轮：联轴器：安全！安全！安全！安全！安全！安全！安全！安全安全！轴承合格故轴承合格！合格！合格！大齿轮：大小齿轮位置的键都合格！联轴器处：合格！齿轮处：合格！参考文献：机械设计课程设计任济生，唐道武，马克新主编中国矿业大学出版社；机械设计课程设计图册向敬忠，宋欣，崔思海等主编化学工业出版社；机械设计课程设计简明图册荣涵锐主编哈尔滨工业大学出版社机械设计第八版濮良贵纪名刚主编高等教育出版社-