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1、带式输送机传动系统设计说明书带式输送机传动系统设计说明书题目题目二级圆柱齿轮减速器的设计二级圆柱齿轮减速器的设计工程技术系工程技术系专业专业班班完成人完成人学号学号同组人同组人指导老师指导老师完成日期完成日期年年月月日日目录第一章第一章设计任务书设计任务书1 11设计任务1 1第二章第二章传动系统方案的总体设计传动系统方案的总体设计1 11电动机的选择 1 12传动比的分配 2 23传动系统的运动和动力学参数设计3 3第三章第三章高速级齿轮设计高速级齿轮设计4 41按齿面强度设计 4 42按齿根弯曲强度设计 6 6第四章第四章低速级齿轮设计低速级齿轮设计8 81按齿面强度设计8 82按齿根弯曲
2、强度设计10103结构设计12124斜齿轮各参数的确定1313第五章第五章各轴设计方案各轴设计方案14141中间轴的设计及轴承的选取14142中间轴的受力和弯矩图及计算16163高速轴的设计19194高速轴的设计20205各轴图示与标注2121计 算 及 说 明第一章第一章设计任务书设计任务书1 1 设计任务设计任务1、设计带式输送机的传动系统，采用两级圆柱齿轮减速器的齿轮传动。2、原始数据输送带的有效拉力F=2500N输送带的工作速度v=m s输送带的滚桶直径d=300mm3、工作条件两班制工作，空载启动。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 380/220V
3、。结 果第二章第二章传动系统方案的总体设计传动系统方案的总体设计一、带式输送机传动系统方案如下图所示 皮带轮4联轴器1230电动机1 1 电动机的选择电动机的选择Pw3.25kw1电动机容量选择根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率pv25001.3Pw 3.25kw10001000设：轴一对流滚动轴承效率。轴=计 算 及 说 明结 果01为齿式联轴器的效率。01=齿为 8 级齿轮传动的效率。齿=筒输送机滚筒效率。筒=估算传动系统的总效率：筒0.99 0.99 0.97 0.960.86工作机所需的电动机攻率为：prpw2014轴2齿242 0.863.25 3.82kw0.86pr3.82
4、kwY 系列三相异步电动机技术数据中应满足：。pm pr,因此综合应选电动机额定功率pm 4kw2、电动机的转速选择根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速nw60v601.3 82.8r minD3003.14nw82.8r min方案比较方案号型号额定功率同步转速满载转速总传动比Y160M4Y160L6150010001460970通过两种方案比较可以看出：方案选用电动机的总传动比为，适合于二级减速传动，故选方案较为合理。Y160L6 型三相异步电动机额定功率为，满载转速为 970r/min,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=
5、110mm2 2 传动比的分配传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比：i 17.39i12 4.75i23 3.66i nmnw144082.817.39.1i1217.394.75 3.66i121.3i 1.317.39 4.75i23i传动系统各传动比为：计 算 及 说 明结 果i011,i12 4.75,i23 3.66,i413 3 传动系统的运动和动力学参数设计传动系统的运动和动力学参数设计传动系统各轴的转速、功率和转矩的计算如下：0 轴电动机轴n01440r minp0 3.82kwT09550p03.829550 25.33N mn014401 轴减速器中间轴n1n01440
6、r minp1 p001 3.820.99 3.7818kwi01T1T0i0101 25.3310.99 25.0767N m2 轴减速器中间轴n2n11440 303r minp2 p1123.78180.96033.63kwi124.75T2T1i1212 25.07674.750.96030.97 114.36N m3 轴减速器低速轴n3n230382.79r mini233.66p3 p223 3.630.9603 3.4859kwT3T2i2323114.393.660.9603 402N m4 轴工作机n4 n382.79r minp4 p334 3.48590.9801 3.4
7、165kw计 算 及 说 明T4 T3i3434 40210.9801 394N m结 果轴号转速功率电动机0 轴14401 轴1440减速器2 轴3033 轴工作机4 轴各参数如左图所示402394转矩联接、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器11传动比传动效率(单位：n r min；PkW;TNm)第三章第三章高速级齿轮设计高速级齿轮设计一、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。一、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1)选用斜齿圆柱齿轮传动2)运输机为一般工作机，速度不高，故用 7 级精度（GB10095-88）3)材料选择。由文献【一】表 10-1 得可选小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 2
8、80HBS，二者材料硬差为 40HBS。4)选取小齿轮齿数 Z1=17，大齿轮齿数：Z2=iZ1=17=取 Z2=80。5)选取螺旋角。初螺旋角为=1401 1 按齿面强度设计按齿面强度设计2ktT1u 1 ZHZE2即：d1t3()dauH1 1）确定公式内的各计算数值确定公式内的各计算数值（1）试选 Kt=（2）由文献【一】图 10-30 得 ZH=T1=103Nma1 0.725;a2 0.87（3）由文献【一】图 10-30 得：aa1a21.595（4）计算小齿轮传递的转矩T1 95.5105P1/n1=1051440=104Nm计 算 及 说 明结 果(5)(5)文献【一】表 10
9、-7 得：d1(6)文献【一】表 10-6 得：材料弹性影响系数ZE189.6MPa2(7)由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1Hlim1 600MPa；大齿轮的疲劳强度极限Hlim2 550MPa。(8)设每年工作时间按 300 天计算N1 60n1jLH 609701(2830010)2.7965109N22.79651094.56 0.61109(9)由文献【一】图 10-19 查得接触疲劳寿命系数KHN1 0.91;KHN 2 0.95(10)疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数为 S=1。KHN1H lim1 0.9600MPa 540MPaSKH lim
10、2H2HN2 0.95550MPa 465.02MPaS H2H H1 502.51MPa2H12)2)计算计算(1)小齿轮分度圆直径 d1t321.62.5104.7512.433189.82d1t3()35.83mm11.5954.75531.25d1t35.83mmv 2.7 ms(2)计算圆周的速度：v d1tn160100035.831440601000 2.7msmnt 2.045mm(3)计算齿宽 b 及模数 mntb dd1t135.83mm 35.83mmd1tcos35.83cos140mnt 2.045mmZ117计 算 及 说 明结 果H=2.045mmb/h=(4)计
11、算重合度0.318dZ1tan0.318117tan1401.35(5)计算载荷系数 K根据 v=2.7m/s、7 级精度，由文献【一】图 10-8 查得动载系数 Kv=;由查得：KH=;KF=;KHa=KFa=K KAKVKHaKH11.11.41.41 2.17K 2.17mmd139.66mm(6)按实际的载荷系数校正所算得的d1 d1t3kkt35.8332.171.6mm 39.66mm(7)计算模数 Mnmn 2.26mmd1cos39.66cos140mnmm 2.26mmZ1172kT1Ycos2YFaYSa2 2 按齿根弯曲强度设计：按齿根弯曲强度设计：mn32dZ1FK 2
12、.002mm1 1）确定计算参数）确定计算参数(1)计算载荷系数K KAKVKHaKF11.101.41.3 2.002Zv118.61mm(2)根据纵向重合度,从图 10-28 查得Y 0.89(3)计算当量齿数：Zv1Z11718.61330coscos 14Zv287.58mmZv2Z28087.58cos3cos3140(4)查取齿形系数，由表 10-5 查得：YFa1 2.97;YFa2 2.22(5)查取应力校正系数，由表 10-6 得：YSa11.52;Ysa21.77(6)由图 10-20C 得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa计 算 及 说 明结 果大齿轮的弯曲疲劳
13、强度极限FE2 380MPa.(7)由图 1018 查得弯曲疲劳强寿命系数 KFN1=,KFN2=(8)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数KFN1FE10.85500MPa 303.57MPas1.4K0.88380F2FN2FE2MPa 238.86MPas1.4F1(9)计算大、小齿轮下面的值，并加以比较。YFa1ySa12.971.52 0.01487F1303.57YFa2ySa22.221.77 0.01645大齿轮的数值大F2238.86mn1.44mm)设计计算设计计算42022.0022.510 0.89cos 14mn30.01645mm 1.44mm11721.595对
14、比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 Mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 Mn=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 触强度极 限算得分度 圆直径d1=39.66mm 来计算应有的齿数。于是由Z119Z2 91d1cos66.62cos140Z1 25.86取Z119mn2.5则Z2 Z1i12194.75 91)几何尺寸计算几何尺寸计算a 113mm)计算中心距a(Z1 Z2)mn(19 91)21132cos2cos140将中心距圆整为 113mm2)按圆整后中心距修正螺旋角计 算 及 说 明结 果(Z Z2)mn(19 91)2 arcc
15、os1 arccos13.2302a2185因值改变不多，故参数a1,K,ZH等不必修正13.230)计算大、小齿轮的分度圆直径d1Z1mnZ2mn19291 239mm d 187mm2coscos13.230coscos13.230d139mmd2187mmB1 70mmB2 65mm)计算齿轮宽度b dd1139mm 39mm圆整后取B2 40mm;B1 45mm5)结构设计第四章第四章低速级齿轮设计低速级齿轮设计1 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1)选用斜齿圆柱齿轮传动2)运输机为一般工作机器，速度高，故用 7 级精度（GB10095-8
16、8）3)材料选择。由文献【一】表 10-1 得可选小齿轮材料为 40Cr（调质），硬度为 280HBS，二者材料硬差为 40HBS。4)选取小齿轮齿数 Z1=17，大齿轮齿数：Z2=iZ1=17=62取 Z2=62。5)选取螺旋角。初螺旋角为=1401 1 按齿面强度设计按齿面强度设计即：d1t32ktT1u 1 ZHZE2()dauH2 2）确定公式内的各计算数值确定公式内的各计算数值（5）试选 Kt=（6）由文献【一】图 10-30 得 ZH=（7）由文献【一】图 10-30 得：a1 0.725;a2 0.89aa1a21.615计 算 及 说 明结 果(4)计算小齿轮传递的转矩T2 9
17、5.510P2/n2=1051440=104Nm(5)(5)文献【一】表 10-7 得：d15T125.0767104Nm(6)文献【一】表 10-6 得：材料弹性影响系数ZE189.6MPa2(7)由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1Hlim1 600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2 550MPa。(8)设每年工作时间按 300 天计算N1 60n2jLH 60212.721(2830010)0.61109N20.611093.51 0.17109(9)由文献【一】图 10-19 查得接触疲劳寿命系数KHN1 0.95;KHN 2 0.96(10)疲劳许用应
18、力取失效概率为 1%，安全系数为 S=1。KHN1H lim1 0.95600MPa 570MPaSKH lim2H2HN 2 0.96550MPa 528MPaS H2HH1 549MPa2H1d1t 60.19mm2)2)计算计算(1)小齿轮分度圆直径 d1tv 0.95ms4d1t321.6114.39103.6612.433189.82()60.19mm11.6153.66549(2)计算圆周的速度：v d1tn160100060.19303601000 0.95ms(3)计算齿宽 b 及模数 mntb dd1t160.19mm 60.19mm计 算 及 说 明结 果d1tcos60.
19、19cos140mnt3.435mmZ117H=2.045mmb/h=(4)计算重合度mnt 3.435mmH=2.25mm0.318dZ1tan0.318117tan1401.35(5)计算载荷系数 K根据 v=1m/s、7 级精度，由文献【一】图 10-8 查得动载系数 Kv=;由查得：KH=;KF=;KHa=KFa=K KAKVKHaKH10.71.41.42 2.18K 2.18d1 66.73mm(6)按实际的载荷系数校正所算得的d1 d1t3kkt 60.1932.18mm 66.73mm1.6mn 3.8mm(7)计算模数 Mnd1cos66.73cos140mnmm 3.8mm
20、Z1172kT2Ycos2YFaYSa2 2 按齿根弯曲强度设计：按齿根弯曲强度设计：mn3dZ12FK 2.0021 1）确定计算参数）确定计算参数(1)计算载荷系数K KAKVKHaKF10.71.41.33 2.002Zv118.61(2)根据纵向重合度,从图 10-28 查得螺旋角影响系数Y 0.87(3)计算当量齿数：Zv1Zv2 67.87Z11718.61cos3cos3140Zv2Z262 67.87cos3cos3140计 算 及 说 明结 果(4)查取齿形系数，由表 105 查得：YFa1 2.89;YFa2 2.258(5)查取应力校正系数，由表 106 得：YSa11.
21、558;Ysa21.74(6)由图 1020C 得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2 380MPa.(7)由图 1018 查得弯曲疲劳强寿命系数 KFN1=,KFN2=(8)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数KFN1FE10.85500MPa 303.57MPas1.4K0.88380F2FN2FE2MPa 238.86MPas1.4F1(9)计算大、小齿轮下面的值，并加以比较。YFa1ySa12.8821.532 0.01464F1303.57YFa2ySa22.2601.720 0.01644大齿轮的数值大F2238.86)设计计算设计计算mn
22、2.364mm320mn322.002114.3910 0.87cos 140.01644mm 2.364mm2117 1.615对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 Mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 Mn=3mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触强度极限算得分度圆直径d1=86.26mm 来计算应有的齿数。于是由Z119Z2 71d1cos60.19cos140Z119.46mn3取Z119则Z2 Z1i12193.66 71计 算 及 说 明结 果.几何尺寸计算几何尺寸计算(Z Z2)mn(19 71)3139)计算中心距a 12cos2cos1
23、40a 139mm将中心距圆整为 139mm2)按圆整后中心距修正螺旋角13.780 arccos(Z1 Z2)mn(19 71)3 arccos13.7802a2139因值改变不多，故参数a1,K,ZH等不必修正d1 58.76mm)计算大、小齿轮的分度圆直径d1Z1mnZ2mn19371358.76mm d 219.59mm2coscos13.780coscos13.780d2 219.59mm)计算齿轮宽度b dd1158.76mm 58.76mmB1 65mmB2 60mm圆整后取：B2 60mm;B1 65mm3 3 结构设计结构设计1、参考文献【一】第 228 页图 10392、以
24、大齿轮为例在 3 号图纸上绘图3、图示可参考附录【一】4 4斜齿轮各参数的确定斜齿轮各参数的确定名称螺旋角法面模数端面模数法面压力角端面压力角法面齿距端面齿距法面齿顶高系数法面顶隙系数法面基圆齿距齿顶高齿根高法面齿厚齿顶圆直径齿根圆直径分度圆直径基圆直径符号高速 1 齿高速 2 齿低速 1 齿低速 2 齿mnmt20012001320013320013ntpnpt*han*cnpbnhahfstdadfddb计 算 及 说 明结 果第五章第五章 各轴设计方案各轴设计方案1轴的设计轴的布置如下图：计 算 及 说 明1 1中间轴的设计及轴承的选取中间轴的设计及轴承的选取1、初选轴的最小直径与计算各
25、段轴长。选取轴的材料为 45 钢，调质处理，由文献【二】表 15-3 取 A0=112，于是得dmin A03结 果dmin 38.3mmp23.4819112338.3mm。输出轴的最小n282.79直径显然是是安装滚动轴承处的直径，由文献【二】附表 E-2，根据轴最小直径38.3mm，可选标准轴球轴承的安装直径为40mm，即轴的直径为40mm，那么宽B=15mm.由文献【二】表5-2 得 d2=49.75mm考虑相邻齿轮轴向不发生干涉，计入尺寸 S=10mm；考虑齿轮与箱体内壁沿轴向不发生干涉，计入尺寸 K=10mm；为保证党总支轴承放入箱体轴承座孔内，订入尺寸 C=5mm。lAB 2(B
26、 C K)S bl1 bh1172mm2lAB172mmlAC 48.5mmlBC123.5mmlBD 58.5mmFt11223.42NlAClBCB C K bh12 48.5mm2lABlAC123.5mmFr1 457.43NFa1 287.6NFt23839NlBD B 2 C K bl12 58.5mm2、受力分析（如下页图示）Fr1539.16NFa1 947.5NFt12000T22000114.39N 1223.42N187d21tanntan200 457.43N1223.42Fr1 Ft10cos1cos13.23Fa1 Ft1 tan11223.42 tan13.230
27、 287.6NFt22000T22000114.39N 3893N58.76d22tanntan200539.16N3893Fr2 Ft2cos2cos13.780Fa2 Ft2 tan23839 tan13.780947.5N2 2 中间轴的受力和弯矩图如下中间轴的受力和弯矩图如下Fa2yAXRAylAcRAxCFr1Ft1Fa1中间轴受力图Fa2xARAx水平方向受力CFt1DyFt2BRBxARAyFa1垂直方向受力CFr1RByDFr2BlBCDFr2Ft2RBxBRByMACDBMACDB水平方直弯距图MD1MD2MC1垂直方直弯距图MAMC2TCDBAC扭距图DB合弯距图计 算 及
28、 说 明结 果3、求水平面内的支承力，作水平面的弯矩图由轴的水平面的受力图可得：RAXRAX 2249.54NFt1lBC Ft2lBD1223.42123.5 383958.5N 2249.54NR 2812.88NBXlAB167RBX Ft1 Ft2 RAX1223.42 3839 2249.54 2812.88NMAX MBX 0;MCX RAXlAC 2249.54 48.5 109102.69N mmMAX109102.69NMDX164553.48NMDX RBXlBD164553.48N mm弯矩图如上图4、求垂直面内的支承力，作垂直面的弯矩图RAyFa1d12 Fr1lBC
29、Fa2lABd22 Fr2lBDRAY177.25N607303.26/2 953162 227786.52/2 335569.5219177.25N mmRBy Fr2 Fr1 RAy 941.5 457.43 177.25 306.85N mmMAy MBy 0;MCY1 RAYlAC8596.625N mmRBY306.85NMAY MBY 0MAY8596.625NmmMCY 2 21980.375N mmMCY 2 RBYlBC Fr2lCD 21980.375N mmMDY1 RAYlAD Fr1lCD17950.725N mmMDY117950.725N mm轴在垂直面内的弯矩图
30、如上图所示。5、求支承反力、作轴的合成弯矩图和转矩图。22RARAX RAY 2256.5NRA 2256.5N计 算 及 说 明结 果22RBRBX RBY 2829.57NRB=合弯矩(轴向力 Fa1、Fa2用于支承轴的滚动轴承拟选用深沟球轴承，并采用丙端固定式组合方式，故轴向力作用在轴承 A、B 上)MA MB 0MC1M2CX M2CY1269005.8 70098.6 277989.09N mm大小左侧所示2222MC2MCX MCY269005.82(120441.1)2 294737.47N mm22222MD1MDX MDY1469861.7 272007.6 542916.3
31、N mm2DX2DY 222MD2M M469861.7 81467.9 476872.1N mm弯矩图如上图所示6、轴的初步计算经查资料轴的材料为 45 号钢调质处理b 637MPa,1 58.7MPa2210 MC(T)3dC 49.07mm2210 MD(T)dD3 49.36mm此处开有一个键槽时，直径增大 4%，所以dC 51.03mmdD 51.33mm7、轴的结构设计按经验公式，减速器高速级从动轴的危险截面直径：dd(0.3 0.35)ac(0.3 0.35)113 33.9 39.55mmD=65mm由文献【二】表 5-1，取减速器中间轴的危险面直径 d=65mm.轴的最小直径
32、取 d2就不当了，应定为：60mm(为轴承处直径大小)8、键的选取：由文献【二】附录 G 可得：bh=1811,轴:0 毂：;深度：轴：7（0）,毂：(0;半径：r=计 算 及 说 明结 果3 3 高速轴的设计及联轴器的选取高速轴的设计及联轴器的选取1、初选轴的最小直径与计算各段轴长。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。由文献【二】表 15-3取 A0=112，于是得dmin 23.5mmdmin A03p28.871123 23.5mm。n2970输出轴的最小直径显然是是安装联轴器处的直径。2、初步选定联轴器和计算转矩：Tca=KAT1由文献【二】表 14-1 得 KA=;Tca=87330
33、=113529Nmmd1=25d2=30mm查标准 Gb/T5014-1985 或手册，选用TL5 型弹性柱销联轴器，其d3=35mm公称转矩为 125000Nmm；半联轴器的孔径 d1=25;半联轴器长度d4=40mmL=62mm；毂孔长度 L1=44mm。由文献【二】表 5-2 得：d1=25 时，d2=d1+3.1c=25+=29.9mm3、选角接触球轴承由文献【二】附表 E-3 可选 7006C:d3=35mm,D=62mm,B=14mm4、d4=d2+=;取 d4=40mm5、键的选取1）联轴器处键的选取d5=46mm由 25可选bh 87轴00。036毂0.0180.10。1深度:
34、轴:4.00;毂:3.30半径：r 0.16 0.25mm;L 36mm2)齿轮处键的选取由 40可选:bh 1218轴:00。043;毂:0.02150.20。2深度:轴:5.00;毂:3.30半径:r 0.25 0.40mm;l 636、轴的跨度跟据中间轴的尺寸来定。（标注如附录二）计 算 及 说 明结 果4 4 低速轴的设计及联轴器的选取低速轴的设计及联轴器的选取1、初选轴的最小直径与计算各段轴长。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。由文献【二】表 15-3 取 A0=112，于是得dmin 57.4mmdmin A03p28.18112357.45mm。n260.60输出轴的最小直径显
35、然是是安装联轴器处的直径。2、联轴器的计算转矩：Tca=KAT3由文献【二】表 14-1 得 KA=;Tca=128900=1675700Nmm查标准 Gb/T5014-1985 或手册，选用TL5 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 2000000Nmm；半联轴器的孔径 d1=60;半联轴器长度L=142mm；毂孔长度 L1=107mm。由文献【二】表 5-2 得：d1=60mm 时，d2=d1+3.5c=60+2=67mm3、选角接触球轴承由文献【二】附表 E-3 可选 7014C:d3=70mm,D=110mm,B=20mm4、d4=74mm5、键的选取1）齿轮处键的选取d1=60mmd2=67mmd3=70mmd4=84mm由80可选：bh 2214;轴：N900。052；毂：s90.0260.20。2深度：轴：9.00;毂：5.40半径：r 0.4 0.6mm;L 70mm2)联轴器处键的选取由 60可选:bh 1811轴:N900。043;毂Js90.02150.20。2深度:轴:7.00;毂:4.40半径:r 0.25 0.40mm;L 90mm6、轴的跨度跟据中间轴的尺寸来定。（标注如附录二）5 5 各轴图示与标注各轴图示与标注高速级轴承中间轴承低速级轴承【注】：上图为二级传速轴的示图和相应尺寸标注，单位：mm