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1、设计项目计算公式及说明主要结果1.设 计 任（1）设计带式传送机的传动系统，采用单级圆柱齿轮减速器和务开式圆柱齿轮传动。（2）原始数据输送带的有效拉力 F=4000N输送带的工作转速 V=1.0m/s（允许误差5%）输送带滚筒的直径 d=380mm减速器的设计寿命为 5 年（3）工作条件两班工作制，空载起动，载荷平稳，常温下连续单向运转，工作环境多尘；三相交流电源，电压为380V/220V。2.传 动 方带式输送机传动系统方案如下所示：传动系统方案图案的拟定带式输送机由电动机驱动。电动机 1 通过联轴器 2 将动见附图（一）力传入减速器 3，再经联轴器 4 及开式齿轮 5 将动力传至输送机滚筒
2、 6，带动输送带 7 工作。传动系统中采用单级圆柱齿轮减速器，其结构简单，齿轮相对于轴位置对称，为了传动的平稳及效率采用斜齿圆柱齿轮传动，开式则用圆柱直齿传动。3.电动机的选择按设计要求及工作条件选用Y 系列三相异步电机，卧式封闭结构，电源为 380V。（1）.电机容量选择根据已知条件有计算得知工作机所需的有效功率为FV40001.0Pw=4.0KW10001000如图所示为电动机传动原理图各个零件的编号如附图（一）：设4w输送机滚筒轴至输送带之间的效率；c联轴器效率，c=0.99；g闭式圆柱齿轮传动效率，g=0.97；g开式圆柱齿轮传动效率，g=0.95；b一对滚动轴承的效率，b=0.99；
3、cy输送机滚筒效率，cy=0.96.估算传动系统的总效率为：=01*12*23*34*4w其中：01=c=0.9912=g*b=0.97*0.99=0.960323=b*c=0.99*0.99=0.980134=b*g=0.95*0.99=0.94054w=b*cy=0.99*0.96=0.9504由此可得传动的总效率=01*12*23*34*4w=0.99*0.9603*0.9801*0.9405*=0.83290.9504=0.8329Pr=4.8kw工作机所需要的电动机的功率P4.0Pr=4.8kw0.8329由 Y系列三相异步电机列表可以确定满足PmPr条件的电动机额定功率应取为 5.
4、5kw。2）电动机转速的选择根据已知条件有计算得知输送机滚筒的工作转速为：60000v600001.0=50.28r/minn=3.14480d由表初选同步转速为 1500 r/min，1000 r/min 的电动机，对应于额定功率为 5.5kw 的电动机型号分别为 Y132S-4 和Y132M2-6，把 两个电动机的有关技术参数及相应算得得总传动比列于表中：方案比较表方案号电 动机 型号Y132M2-6Y160M2-8额 定功 率（kw）5.55.5同步转速（r/min）满 载 转总传动比速（r/min）96072019.0914.32nr/min=50.28III1000750电 动 机
5、型 号 为Y160M2-8考虑到本次设计安装的方便，选用方案II。Y160M2-8 型三相异步电动机的额定功率Pw=5.5kw，满载时转速为 720r/min，由表查得电动机中心高H=160mm，轴伸出部分用于装联轴器轴段的直径和长度分别为 D=42mm，E=110mm。4.传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比为：i=Pw=5.5kwnm=720r/minnni01=1mw=720=14.3250.28i12=3.5i23=1i34=4.09由传动系统方案知道：i01=1，i23=1按表查取闭式圆柱齿轮传动的传动比取为3.5 即为：i12=3.5由计算可以知道开式圆柱齿轮减速器的总传动比为
6、i=ii i i=01233414.32=4.09，i34=i=4.09113.5传动系统各级传动比分别为：i01=1，i12=3.5，i23=1，i34=4.095.传动系统的运动和动力参数计算传动系统各轴的转速和转矩计算分别如下：0 轴即电动机主轴n=n00m=720r/min=5.5kwn=720r/min0P=PrP5.5=72.95N.m7200=5.5kw=72.95N.mT=95500pn0=9550T001 轴即为减速器高速轴nni=110=01720r/min=720r/min101=5.5n=720r/min1P=P*00.99=5.445kwP=5.445Kw1T=T10
7、0101=72.9510.99=72.223N.mT1=72.223N.m2 轴即为减速器低速轴nni=221=12720r/min=205.71 r/min3.512n=205.71r/min2P=P1=5.4450.9603=5.229kwPT2=5.229kw=242.74N.mT=T21i1212=72.230.9603=242.74N.M23 轴 即为开式圆柱齿轮传动高速轴：nni=332=23205.71r/min=205.71 r/min1n=205.71r/min3P=PT=T3223=5.2290.9801kw=5.12kwi2323=242.7410.9801=238.03
8、N.mPT3=5.12kw=238.03N.M234 轴即为输送机滚筒轴：nni=443=34205.71r/min=50.28 r/min4.091n=50.28r/min4P=PT=T4334=5.1250.9405=4.82kwi34=238.030.94050.9405=925.84N.MPTm4=4.820kw=1053.78N.346.减速器传动零件的设计计算（1）齿轮的设计计算0 轴1 轴2 轴3 轴4 轴转速720720205.71205.7150.28（r/min）功率5.55.4455.225.124.82（kw）转矩72.9572.22228.64238.04915.84
9、（N.M）两 轴 连联轴器齿轮联 轴齿轮接件器传动比13.514.09传 动 效0.990.96030.98010.9405率注：对电动机轴所填数字为输出功率和输出转矩，对其他各轴所填的数字为输入功率和输入转矩。对于所设计的圆柱齿轮减速器中齿轮采用斜齿圆柱齿轮传动，按软齿面闭式齿轮传动设计计算路线，对斜齿圆柱齿轮进行设计计算。单级圆柱齿轮减速器的内部只有一对常啮合斜齿轮，设高速级齿轮即小齿轮为 1，低速齿轮为即大齿轮为齿轮 2，该减速器的设计使用寿命为 5 年，两班工作制，由前面计算知道 N.mi=3.5小齿轮 45 钢调（1）.选择材料及热处理小齿轮选择 45 号钢，调质HBS1=24027
10、0，大齿轮质选择 45 号钢，正火 HBS2=200230大齿轮 45 钢正（2）确定许用接触应力H1和 H 2火NH limH=H min齿轮的寿命系数接触极限NH lim最小安全系数H min由图像知道H lim1=560Mpa=500MpaH lim2接触应力变化次数为：轴号电动机单级圆柱齿轮减速器开式圆柱齿轮传动工作机szzs1910=1.04=60=601205.71240002H282.9510由 接 触 应 力 变 化 总 次 数 可 以 知 道=0.93N1=0.99N2当失效概率低于1/100 时，取接触强度最小安全系数=1H min将以上数值带入许用应力计算公式得：N=60
11、H1jnt=607201（823005）Njntzzs=H1H lim1szN1=H min5600.93=520.8Mpa1.05000.99=495.0Mpa1.0H1=520.8MpaH 2=H 2H 2=495.0H lim2szN2=H minH1Mpa(3).按齿面接触强度条件计算中心距a500K1EH3由 a(u+1)aH1)K 为载荷系数，由表查得 K=1.2;2）齿宽系数查表得：=1.0ad221d=0.44取 为=0.44aau 13.513)弹性系数E由表查得=189.8 MpaE04）节点区域系数H取=10则H=2.4755)重合度系数=，初选端面重合度=1.65（1)
12、T(Z Z Z Z)2ZZZZZ由式（13-17）Y 0.25，0.75，0.7因此Z=1=1=0.781.650=0.992cos10cos6）螺旋角系数7)计算中心距 aza(u+1)=33500KT1(aZEZHZZ)H3.5+122）（100T=72.22N.mK=1.25001.272.22189.82.4750.780.9220.443.5495因此取标准中心距 a=125mm。=110.9.mm（4）确定主要参数和计算主要尺寸1）模数此模数取为 22）齿数z1和z2a=0.44ZE189.8，Z0.78mn=2acos2*112*cos15=1.82因2297z1z2ZH=2.4
13、75Z0.9922acos2125cos10Oz1=27.3.5(u 1)23.51mnZ2=Z2=27.353.5=95.75调整后取z1=28实际传动比i12=z2=95Z2=3.39Z1u i123.53.39传动比误差=*100%=-3.36%。在误差3.5u范围5%内()2(2895)2Cos=n1=0.9842a2125O=10.26在 820 的范围之内，取小齿轮为右旋，大齿轮为左旋3）螺旋角m zz4）分度圆直径d和d12mn=2dd1m z=nncos1,228=56.911mm0cos10.26295=193.089mmcos10.2602=10.2602m z=1cos2
14、,5）齿宽b和bbb=b=a2a=1250.45=56.25mmd1=56.911mm取齿宽为则2=56mmd2=193.089mmb b=1+（510）=56+（510）=6167mm2取齿宽b=62mm1b2=56mmF limF=MpaNSTF min1）弯 曲 疲 劳 极 限 应 力=220MpaF lim1=180MpaF lim22）弯曲疲劳寿命系数N盈利循环次数为=60=607201（823005）1H1910=1.04=60=601205.71240002H2（5）确定许用弯曲应力F1和F2b=62mm1sYYYNjntNjnt2.95108Ys由此查阅相关图表知道N1=0.9
15、0N2=0.953）齿轮应力修正系数ST由标准规定知道=2ST4)最小安全系数Fmin失效率低于 1/100 时=1.25Fmin5）许用弯曲应力由F=F limNSTYYYssF minYYMpaF1=F lim1F minsYYN1ST=2400.902=353.28Mpa1.25F1=358.28F2=334.0=F2F lim2F mins2200.952=334.0MpaYN 2YST1.25（6)检验轮齿抗弯强度1）当量齿数z=28zcoscos10.26z=101.73z=cos=v11330=29.872v23Mpa由此取两个齿轮的齿数分别为22 和 972）齿形系数YYYYF
16、a1=2.72=1.57=2.20=1.78YFa和应力修正系数YSa=1.57=1.78Sa1YFa1=2.72=2.20YYSa1Fa2YFa2Sa2Sa23）重合度系数Y=0.25+Y=0.25+0.750.75=0.7101.646Y=0.7104)螺旋角系数YY=0.88（2）.轴的初步设计计算由相关图查取数字得知5）校核弯曲强度Y=0.88F1=2000KT2b d m12nYFa1YSa1YY=F1=80.05Mpa=81.56Mpa2000*1.2*228.64*2.72*1.57*0.71*0.8850*182.898*2=80.05Mpa=F2F2=2000KT2b d m
17、22nYFa2YSa 2YYF1F1故轮齿弯曲强度=81.56Mpa满足要求因F1F1，F2e938.78rX=0.561.8 2.0(0.0180.025)=2.09Y=2.0+0.040.025=1485.86Nr冲击负荷系数=1.0温度系数=1.0ptFr=938.78N 和Fa=459.40NccFcFFffPP=（XrF+YrF）afp=（0.56938.78+2.09459.40）1.0=1485.86N轴承寿命计算为L10(136800)1485.86H=35166h24000h轴承深沟球轴承3666207 满足要求tr=351662H60n60960rh24000h即轴承选用合
18、适（2）低速轴即 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，因支承跨距不大，故采用两端固定的方式安装。轴承选用角接触球轴承。由前计算结果知：轴承工作转速为n=218.38r/min。轴承2 所受的径向力r2=930.00N，a2=455.11N10(fc)LpFF11）求轴承的当量动载荷由轴承的工作条件知道p，p2pf=1.02=1501.96Npt轴承 2：=*2=1.21251.63=1501.96Np2轴承 1：=（X1+Y1）p1e=0.285试选轴承型号：由轴承颈d=40mm，初选轴承为 6208 型，该轴承的基本额定动载荷X=0.56=29500N，基本额定静载荷=18
19、000NrorY=1.52455.111=0.025由表查得对应的界限值 e=0.21=1116N18000f=1.2，温度系数pfRpfRAccAcorp1A=455.11=0.4924112）计算轴承的寿命因为pp12，所以按照轴承 1 计算000h所以角接触球轴承 7008C 寿命满足要求8.键连接和联轴器的选择tr=858H60n60*242.74r25h24000h输入轴的联轴器所以轴承寿命满足要求。选用TL6JB32*60（1）由前计算结果知道：高速轴为齿轮抽。高速轴的工 GB432384 满作转矩为：T=72.22N.m，工作转速为 n=720r/min足要求工作情况系数 K 取
20、 1.2计算转矩C KT=1.2*72.22=86.67Nm选择联轴器为 TL 型弹性套柱销联轴器，连轴器型号为 TL6JB32*60 GB432384。许用转矩为T=250Nm，许用转速n=3800r/min因CT，nn，故该联轴器满足要求。键选择为 A 型普通平键1=32.00mm=60.00mm=60-（510）11=5055mm按 键 的 附 表 初 选 键 为 10*50GB1096-79:b=10mmh=8mm L=50mml=40mm键的许用挤压应力和许用剪切应力分别为=110Mpa所 以 键 选 用=90Mpa10*50GB1096-7分别验算键的挤压强度和剪切强度分别为：9:
21、满足要求4000T400072.22=25.79Mpa=110Mpapdhl328402000T200072.22p=10.32Mpa=90Mpadbl321040键的挤压轻度和剪切强度都满足要求。（2）低速轴即 2 轴上的键和联轴器选择=25.79Mpap由前面的计算知道：低速轴上的工作转矩T=228.64Nmm工作转速 n=242.74r/min=110Mpa安装齿轮处的键选择为A 型普通平键10(fc)Lp6106129500()11163TTdLLpd2=45.00mmL2=54.00mmL2=54-（510）=210.32Mpa=90Mpa=3439mm按 键 的 附 表 初 选 键
22、 为 14*40GB1096-79:b=14mmh=9mm L=45mml=36mm键的许用挤压应力和许用剪切应力分别为=90Mpa键的挤压轻度和剪切强度都满足=110Mpa要求。分别验算键的挤压强度和剪切强度分别为：TTC=400.12NmT，nn4000T4000242.74=92.38Mpa=110Mpadhl459362000T2000242.74p=29.69Mpa=90Mpadbl50936pC键的挤压轻度和剪切强度都满足要求。低速轴上的联轴器的选择：工作情况系数，取 K=1.0计算转矩联 轴 器 选 择HL3J35*60GB501485满足要求TC KT=1.0242.74=24
23、2.74Nmp=92.38Mpa=110Mpa选择联轴器为 HL 型弹性柱销联轴器，连轴器型号TL6。许用转矩为T=250Nm，许用转速n=3800r/min因低速轴上安装联轴器处的键的选择为A 型普通平键pTCT，nn，故该联轴器满足要求。=29.69Mpa=90Mpa键的挤压轻度和剪切强度都满足=35.00mm=60.00mm=60-（510）333要求=5055mm按 键 的 附 表 初 选 键 为10*50GB1096-79:b=10mmh=8mm L=50mml=40mmdLL键的许用挤压应力和许用剪切应力分别为=110Mpa=90Mpa分别验算键的挤压强度和剪切强度分别为：p400
24、0T4000242.74=86.69Mpa=110Mpadhl358402000T2000242.74=34.68Mpa2m/s60100060000=d1n1所以该减速器采用油润滑，但高速齿轮轴需加挡油盘，以保护齿轮不受高速轴转动造成的油压冲击。上下盖永水玻璃密封，轴处通盖用 J 型无骨架橡胶轴封封闭。通过这次课程设计再次明白仔细认真，严谨踏实对于我们这个专业以及以后从事这个行业的重要性，同时又一次锻炼和培养了我的这些精神。通过这次课程设计，首先是明白和体会到了机械设计的流程思路和方法，对国家标准和设计手册的使用有了更深的了解，同时，它使我对以前所学的明白的或没明白的只是有了较深的理解和认识，把我这几年所学的这个专业的许多知识点都发掘出来了，可谓受益匪浅，收获颇多。参考文献参考文献1 诸文俊 主编，机械原理与设计，机械工业出版社，20012 任金泉 主编，机械设计课程设计，西安交通大学出版社，20023朱文俊钟发祥主编，机械原理及机械设计，西安交通大学城市学院，2009马小龙2009 年 6 月 30 日