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1、浙江理工大学机械与自动控制学院机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式运输机班级：学号：设计者：王勤贤指导老师：2目录1. 题目及总体分析32. 各主要部件选择43. 电动机选择44. 分配传动比55. 传动系统的运动和动力参数计算66. 设计高速级齿轮67. 设计低速级齿轮118. 减速器轴及轴承装置、键的设计16轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计16轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计24轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计329. 箱体结构尺寸3410. 设计总结3611. 参考文献363一.题目及总体分析题目：设计一个带式运输机的减速器给定条件：输送带的牵引力 ，运输带速度 ，运输机滚筒直
2、径为 ，滚kNF3.6smv/3.1m460D筒效率 。96.0工作情况：连续单向运转，载荷较平稳，两班制，每班 8 小时；使用年限为八年；检修间隔期：四年一大修，两年一次中修；动力来源：电力三相电流，电压 380/220V。减速器类型选择：选用展开式二级齿轮展开式圆柱斜齿轮减速器。特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级与低速级均为斜齿。整体布置如下：图示：5 为电动机，4 为联轴器，为减速器，2 为链传
3、动，1 为输送机滚筒，6 为低速级齿轮传动，7 为高速级齿轮传动， 。辅助件有:观察孔盖,油标和油尺 ,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等.。42.各主要部件选择部件 因素 选择动力源 电动机齿轮 斜齿传动平稳 高低速级做成斜齿轴承 圆锥滚子球轴承，角接触球轴承联轴器 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 结论类型 根据一般带式输送机选用的电动机选择 选用 Y 系列封闭式三相异步电动机功率工作机所需有效功率为 kwvFww 53.896.013.0P圆柱齿轮传动(7 级精度)效率(两对) 为 10.97 2滚动轴承传动效率(三对)
4、为 20.99 3弹性联轴器（两对）传动效率 3 2.输送机滚筒滑动轴承效率为 40.96从电动机至工作机主动轴之间的效率 86.09.09.7.02324321 电动机输出有效功率为 kwPwd.86.5电动机输出功率为 kwd92.P型号根据输出功率，选取额定功率 ed1工作机卷筒轴的转速 min/54i/4603.106rrDvnw 单级圆柱齿轮传动比 ，两级圆柱齿轮减速器总传动比i则电动机转速可选范围为 39i in/19486rinw可见同步转速为 、 、 的电动机均符mi/75r/1ri/50合。对这三种电动机进行比较，如下表选用型号 Y160L-6 封闭式三相异步电动机5型 号
5、额 定 功 率 （ kw)同 步 转 速 （ r/min)满 载 转 速 （ r/min） 质 量 （ kg)总 传 动 比Y160M-4115014601237.04L 974968 73.552由表中数据可知三个方案均可行，但方案 2 的传动比较小，传动装置结构尺寸较小，因此，可采用方案 2，选定电动机的型号为 Y160L-6。四.分配传动比目的 过程分析 结论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wmni动系统的总传动等于各级传动比的连乘积；n m 是电动机的满载转速，r/min；n w 为工作机输入轴的转速，r/min。计算如下 , i/970rmin
6、/54rw6.154iwn按展开式取 ，则21i3.72.3.1963.i8.47.96i21i：总传动比 ：高速级齿轮传动比 ：低速级齿轮传动比1i 2i17.96i8342.i6五.传动系统的运动和动力参数计算目的 过程分析 结论传动系统的运动和动力参数计算设：从电动机到运输机卷筒轴分别为 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/mi
7、n) n0=970 n1=970 n2=200.83 n3=53.99 n4=53.99功率P(kw) P=11 P1=10.82 P2=10.46 P3=10.04 P4=9.84转矩T(Nm) T1=107.22 T2=497.40 T3=1775.92 T4=1740.54两轴联接 联轴器 齿轮 齿轮 联轴器传动比 i i01=1 i12=4.83 i23=3.72 i34=1传动效率 01=0.99 12=0.96 23=0.96 34=0.98六.设计高速级齿轮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斜齿轮2）材料选择小齿轮材料为 40（调质） ，硬度为 28
8、0，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。3）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度4）选小齿轮齿数 124，大齿轮齿数 2 1 14.8324=115.92,取 Z2=115。5）选取螺旋角。初选螺旋角 o472按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即 321)(12HEdtt ZuTk1）确定公式内的各计算数值（1）试选 6.tK（2）由图 10-30，选取区域系数 43.2HZ（3）由图 10-26 查得 10.7871265（4）计算小齿轮传递的转矩55 5119.0/9.01.89/70.1TPnNm（5）由表 10-7
9、选取齿宽系数 d（6）由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 2/1.MPaZE（7）由图 10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ，大PaH601lim齿轮的接触疲劳强度极限 lim250H（8）由式 10-13 计算应力循环次数9160971(836)2.710hNnjL92./4.30.5（9）由图 10-19 查得接触疲劳强度寿命系数 1.HNK2.95HN（10）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 10-12 得1lim10.96540HNKMPaS2li252.a12()/()/31.25HH MP2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径 ，由计算公
10、式得td1825312.6107.832.4189.57.45td m（2）计算圆周速度1.49./60601tnv ms（3）计算齿宽及模数 t157.42.dtb1coscos12.3tntmmZ2.5.235./74/0nthb（4）计算纵向重合度 10.38tan.38124tan1.90dZo（5）计算载荷系数 K已知使用系数 A根据 ，级精度，由图查得动载荷系数2.9/vms 1.VK由表 10-4 查得1.4HK由图 10-13 查得 .35F假定 ，由表 10-3 查得0/AtNmb 4.1FHK故载荷系数 1.4.2AVHK（6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式
11、10-10得331/59.2/.63.85ttd m（7）计算模数 nm1cos63.8cos142.5nZ3按齿根弯曲强度设计9由式 10-1 321cosFSdn YZKTm1）确定计算参数（1）计算载荷系数.41.352.AVF（2）根据纵向重合度 ，从图查得螺旋角影响系数1.358.0Y（3）计算当量齿数1332426.7cos51.89VZo（4）查取齿形系数由表 10-5 查得 1.FaY2.5Fa（5）查取应力校正系数由表 10-5 查得 1.596Sa21.79Sa（6）由图 10-20查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE501大齿轮的弯曲疲劳强度极限 PaFE3802（
12、7）由图 10-18 查得弯曲疲劳强度寿命系数10.84FNK2.FN（8）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S1.4，由式 10-12 得10.845 30FNEMPa22 2.7.K（9）计算大小齿轮的 FSaY1012.591.60.383.7.2FaSFY大齿轮的数据大设计计算 52322.107.8cos140.71.8946nmm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 大于由齿根弯曲疲劳强度计n算的法面模数，取 2.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，n须按接触疲劳强度算得的分度圆直径 来计算应有的齿数。于是有16.30dm1cos63.59cos4
13、29.ndZm取 ，则1221.810iZ4几何尺寸计算1）计算中心距 12()(94)27coscosnam将中心距圆整为 174mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角 12()(29140)arcsarcs3.7nZmo因 值改变不多，故参数 、 、 等不必修正。KHZ计算大、小齿轮的分度圆直径 12961cos3.74028.nZdmmo计算大、小齿轮的齿根圆直径 12.561.5628281f nd计算齿轮宽度 16dbm11圆整后取 ；265Bm1705验算 1032.8tTFNd.51.9/0/6AtKmb合适七.设计低速级齿轮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
14、准圆柱斜齿轮2）材料选择小齿轮材料为 （调质） ，硬度为 ，大齿轮材料为 45 钢（调质）Cr40HBS280，硬度为 ，二者材料硬度差为 。HBS403）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度4）选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ,取 Z2=86。231z 56.823.123zi5）选取螺旋角。初选螺旋角 o142按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即 321)(12HEdtt ZuTk）确定公式内的各计算数值（1）试选 6.tK（2）由图 10-30，选取区域系数 43.2HZ（3）由图 10-26，查得 78.019621（4）计算小齿轮传递的转矩 mNT32104.（5）由表 10-7 选取齿宽系数 7d（6）由表 10-6 查得材料的弹性影响系数 2/18.9MPaZE（7）由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ，大齿PaH601lim轮的接触疲劳强度极限 lim250H12（8）由式 10-13 计算应力循环次数821 1063.5823618.060NhjLn825.7.35（9）由图 10-19 查得接触疲劳强度寿命系数 ，
