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1、一、设 计 题 目带式输送机传动装置课程设计1、传动装置简图；工匚m,件:年,5%2.课程设计任务：已知二级减速器，运输机工作转矩T/ (N.m )为620旧 运输带工作速度 0.9m/s,卷阳筒直径：360mm.工作条 连续单向运转，工作时有轻微震动，使用期限为8中等批量生产，两班制工作，运输速度允许误差土O二、电动机的选择1、按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V,Y 型。2、计算功率C L2VT 0.9XO2OX 2 o d 1XPw=Fv/1000= =3.1 KwDn360系统的传动效率尹乎4总效率1=0.82Y132S 4 电动机P=5.5KW N=14
2、40(r. min-1)机构V带传动齿轮传动滚动轴承 （一对）联轴器卷筒传动效率0.900.980.980.990.96符号“2“3“4“5所以：23T1=T1l131213121214n5=T1i n2 n3 W=0.920.98 0.98父 0.980.98 0.98父 0.98父 0.99= 0.82其中齿轮为8级精度等级油润滑所以 Pd=Pw/ r =3.8 kw确定转速函但丁击60 M1000V 60 M1000 M 0.9丁 桂圈筒工作转速 nw = =47.77转DD3.14 父360二级减速器的传动比为 7.1 1 50 （调质）所以电动机的转速范围339.4 L 2390通过
3、比较，选择型号为Y132S-4其主要参数如下：电动机额定功率P电动机满载转速nm电动机伸出端直径电动机伸出端安装长度5.5kw1440(r.min-1)38mm80mm三、传动比的分配及转动校核,m 1440总的转动比：i=上*=30.1n447.8选择带轮彳动比i1=3, 一级齿轮传动比i2= 3.7，二级齿轮传动比i3=2.97、由于电动带式运输机属通用机械，故应以电动机的额7E功率Pe作为设计功率，用以计算传动装置中各轴的功率。0轴（电动机）输入功率：P0 = Pe=5.5kw1 轴（高速轴）输入功率：P| = P0 =5.5 M0.92=5.06kw2轴（中间轴）的输入功率：p2=F0
4、，/ 飞 =5.5父0.92 M 0.98父0.98 X =4.86kw22233 轴（低速轴）的输入功率：P3 = P0 1 % n3 =5.5 M0.92 M 0,98 父 0.98 =4.62kw4轴（滚筒轴）的输入功率：3223F4=R1“23 4 %=5.5 M0,92 黑 0.98 父 0,98 父 0.99 X0.96=4.484kw8、各轴输入转矩的计算：0轴（电动机）的输入转矩：Pc5.5T0 =955105 =95 5M105 =36.47 x 103 N mmn014401轴（高速轴）的输入转矩：_5 R5 5.0631=955黑10=95。父105=100,67 父10
5、3 N mmn14802轴（中间轴）的输入转矩：5 P25 4.863T2 =95 5父10 =95510 =357.66 父10 N mmn2129.733轴（低速轴）的输入转矩：_5 P5 4.623T3 =955乂105-3=95。乂105 =986,38 父 103 N mmn344.734轴（滚筒轴）的输入转矩：5 P5 4.4843T4 - 95。父10=95.5 x10 -=957,35 父10 N mm轴编号名称转速 /（r/min）转矩 /（N.mm）功率/KWI电动机转 轴14403.647X 1045.5II高速轴4801.0067X 1055.06III中间轴129.7
6、3一 一53.5766X 104.86IV低速轴44.739.8638X 1054.62V卷筒轴44.73_. 一59.5735X 104.484四、三角带的传动设计确定计算功功率PCa1.由课表8-6查得工作情况系数K a =1.2 ,故Pca = KA Pe=1.25.5 =6.6 kw2.选取窄V带类型主动轮基准 直径dd1 =80 mm从动轮基准 直径根据2式（8-15 ）,从动轮基准直径dd2 dd2 =250 mm根据Pca no由课图8-9确定选用SPZ型。3 .确定带轮基准直径由2表8-3和表8-7取主动轮基准直径dd1=80 mmdd2 = i d=3 80=240 mm根据
7、2表 8-7 取 dd2 =250 mm按2式（8-13 ）验算带的速度带的速度合适二 dd1 no 二 80 1440 , =6.29 m/s 25 m/s60 10060 1004 .确定窄V带的基准长度和传动中心距根据 0.7 (dd1 + dd2) a0 120主动轮上的包角合适6 .计算窄V带的卞数Z(Po：P0)K：KL由n0=1440 r/min dd1=80 mm i =3 查课表 8-5c 和课表 8-5d 得P0=1.60 kw.R=0.22kw查课表8-8得Ka=0.95Kl =0.99,则6.6=3.856(1.60 0.22) 0.95 0.99V带的根数Z = 4取
8、 Z =4根。7 .计算预紧力F0PCa 2.52Fo = 500(-1) qVVE K:查课表 8-4 得 q =0.065 Kg/m, 故Fo = 500 _6.66.29 42.52(1) 0.065 6.29 =550.3N0.958 .计算作用在轴上的压轴力Fp1Fp = 2ZFo sin p2=2 4 550.3 sin 161.7 2=4346.38 N9.带轮结构设计略。五、齿轮传动的设计高速级齿轮传动的设计选择齿轮精度为7级，小齿轮材料为40Cr （调质），硬度为280HBS,大齿轮材 料为45钢（调质），硬度为240HBS,两者材料硬度差为 40HBS.减速器采用圆柱斜齿轮
9、传动，螺旋角初选为P=14。初选小齿轮齿数为 2。那么大齿轮齿数为 81。3、由于减速器采用闭式传动，所以按齿面接触疲劳强度进行设计。设计公式：d1t 32KT；d工U 1/ZhZe 2U(1确定公式中各参数，选Kt=1.6,Z H=2.433,=0.765,二0.945.=0.765+0.945=1.710由表查得齿宽系数 Gd = 1.0。1查表得：材料弹性影响系数Ze=189.8 MPa2再按齿面硬度查得：小齿轮得接触疲劳强度极限6Hlim1 = 590MPa大齿轮得接触疲劳强度极限：6H lim 2 = 560MPa.由计算公式：N=60% jLh算出循环次数：4=60X480X 1
10、* (2X 8X 8X 300)9=2.76 X 109N8N2 = -1 =4.38 X 108 i再由N1,N2查得接触疲劳寿命系数Khn1=0.94, Khn2 =1.05.计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1,失效概率1%。加=KHN1；H lim1 =0.94 X 590=554.6Mpa*=KHN25Hlim2 =1.05 x 560=588MpaS.- H 1 , LH 】2554.6 - 588L、h=571.3MPa224、计算小齿轮分度圆直径 d1t,由计算公式得:d1t -32KT U 1( Zh Ze )2d1 = 53.87mm；d 二.U( I/.h 1d1t -
11、32 1.6.0 1 1.71724.7 (2.433= 53.87mmd2 =d1 i =199.32mm计算小齿轮圆周速度:二dnv=60 10003.14 、3.M 4。 =1.35m/s60 1000计算齿宽b及模数m.模数昨 2.376齿宽B= 53.87b=d1t：，d =1-53.87mmd1t cos I：4 cos14 -m1t = = 2.376Zi22齿高：h= 2.25mnt =2.25 x 2.376=5.346mmb 53.87=10.08h 5.346计算纵向重合度：千=0.318 ：乙tan= 0.318 x 1X 22Xtan14=1.744计算载荷系数K已知
12、使用系数KA=1已知V= 1.35m/s7级齿轮精度，由表查得动载荷系数KV=1.05由表查得：KhP的计算公式:Kh 1 =1.12 0.18(1 0.6中d2)：%20.23 104b3= 1.12 +0.18 (1 + 0.6) + 0.23 X 10 x 53.87= 1.42再由表查的：Kf =1.33, Kh_ = Kf :. =1.2公式：K=KaKvKh：Kh：=1X 1.2 X1.05 X 1.42=1.789再按实际载荷系数校正所算得分度院圆直径:di= ditK =53.87 Kt1.789=55.91mm1.6计算模数：md1coscos14 ,1=2.466mm225
13、、再按齿根弯曲强度设计: 设计公式：mn2 KTY /os： Yf .Ys.力 dZ；：. .1、下1确定计算参数:计算载荷系数:=KAKV K F -K F I -=1X 1.05 X 1.2 X 1.33=1.676根据纵向重合度:邛= 1.744,从表查得螺旋角影响系数冷=0.88Z,22计算当量齿数：Zw = Z； 一 =22=24.82cos - cos 14, Z281Zv2 =3 ： =3=86.87cos - cos 14由课表105查取齿形系数 YFc1=2.63, Yf良=2.206查取应力校正系数 % =1.588 , YS收=1.777 S _1S ,2再由表查得小齿轮
14、弯曲疲劳强度极限：SfE1 =500MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限% = 380MPa再由表查得弯曲疲劳系数：KFN1 =0.85, KFN2 =0.9计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数：S=1.351 K 0.85 500匕FN1FE1=5=314.8Mpa1 S 1.35, KFN2 FE2 0.9380 ff =253.3MPa, 2 S 1.35Yu Y计算大，小齿轮的 Y孚，并加以比较： 叶1Yf 二 YS： ：=二=0,01327氏 314.8Yf史二”,至少Lf 2 -253.3=0.0155 Yu Y 一大齿轮的数值大，选用大齿轮；一：=0.0155L：午1设计计算:mn
15、 _32KTY :cos2 - Yf .Ys.力dZ1：.1、下10.01552 ML676Mm6 次 105 M 0,88父 cos214n1x22 及 1.744对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿面接触强度齿数Z1 = 26z2 =97计算的法面模数，取标准模数 m =2mm既满足弯曲强度，但为了满足接触疲劳强度需要按接触疲劳强度计算得分度圆直径d1 =53,87mm来计算齿数:d1COs-=i-cos14 =26.1取 Z1 = 26则 Z2 =iZ1=976、几何尺寸计算： 计算中心距:(Z1 Z2)m a =:2cos -(26 97) 2=126.76mm2
16、 cos14将中心距圆整为：127 mm按圆整后中心距修正螺旋角:中心距a=127 mm螺旋角1 =14.4分度圆直径d1 =53.69mmr(Zi +Z2)m(26 +97/2 0 一a acre cos= arccos=14.42a2 M127因P的值改义小大，故参数 ,平Zh等不必修正。 计算大小齿轮分度圆直径：,乙m*248.69df2=d 2 2hf mn=200.32X2X 1.25195.3中心距a=mn(Zi+Z 2)/ (2cos0 )127=2X (2 2+81)/ (2cos14.4)b2=b54b产bz+(5 10)mm6O3、齿轮的结构设计小齿轮由于直径较小，采用齿轮
17、轴结构。大齿轮采用腹板式结构。代号结构尺寸计算公式结果/mm轮毂处直径DiDi=1.6d=1.6X 4572轮毂轴向长LL=(1.2 1.5)d B54倒角尺寸nn=0.5mn1齿根圆处厚度（70co=(2.5 4) mn8腹板最大直径DoD o=d f2 2(0216板孔分布圆直径D2D2=O.5(Do+Di)144板孔直径didi=O.25(Do-Di)35腹板厚CC=0.3b218（二）、低速齿轮机构设计1、已知 n3= I29.73r/min2、选择齿轮精度为 7级，小齿轮材料为 40Cr （调质），硬度为280HBS,大齿 轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS,两者材料硬度差为
18、 40HBS.减速器采用圆柱斜齿轮传动，螺旋角初选为P=14。初选小齿轮齿数为 28。那么大齿轮齿数为 81。3、由于减速器采用闭式传动，所以按齿面接触疲劳强度进行设计。设计公式：d3t 32KT U 1 ZhZeU (1、；d 二)2确定公式中各参数，选Kt=1.6,Z h=2.433,=0.768, ,”、=0.945，：11 2=0.789+0.945=1.713选齿宽系数6d =1.001查表得：材料弹性影响系数Ze=189.8 MPa2再按齿面硬度查得：小齿轮得接触疲劳强度极限5Hlim1 = 590MPa大齿轮得接触疲劳强度极限：6H lim 2 = 560MPa.由计算公式：N=
19、60ni jLh算出循环次数:N3 = 60X 129.73 X1x ( 2X 8X 8X 300)._ 9=2.99 X 10N4 =1x 109i再由N1,N2查得接触疲劳寿命系数Khn 1 =0.90, K hn 2 =0.95.计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1,失效概率1%。KhN1 - H lim1=0.90,i K-；-H 2SHN2，H lim2Sx 590=531Mpa=0.95 X 560=532Mpa531 532=531.5MPa2d3t = 87.86mmb=87.86mmm=3.04h=6.854、计算小齿轮分度圆直径d3t,由计算公式得:d3t2KT U1(Z
20、hZe)2d ：/ ULh 1d3t2 1.6 3 :二次。1 1.713222.433X1.89.82.9 I 531,5d3t 87.86mm,、二dn计算小齿轮圆周速度：v dn60 1 0003.14 / 二C =0.596m/s60 1000计算齿宽b及模数m.b=d3tL =1= 87.86mmd1t cos l ：,cos14mint = 1t = 3.04 mm28齿高：h= 2.25mnt =2.25 x 3.04=6.85mmb 87.86=12.83h 6.85计算纵向重合度：二=0.3183乙tan = 0.318 x 1X 28Xtan14= 2.22计算载荷系数k
21、已知使用系数KA=1已知V= 0.596m/s , 7级齿轮精度，由表查得动载荷系数KV =1.03由表查得：KhP的计算公式:KH =1.12 0.18(1 06：%2)：%2 0.23 10b3= 1.15+0.18 (1 + 0.6) +0.23X10 m 87.86 =1.428再由课表 103 查的： =1.33, KHa= KFa =1.2公式：K=KaKvKh：Kh=1X 1.03 X 1.428 X 1.2 =1.765再按实际载荷系数校正所算得分度圆直径:Ktd3 = d3tKc 1.76587.86 3=90.78mm1.6计算模数：mnd3cosl,9。，飞，cos14=
22、3.146mmZ3285、再按齿根弯曲强度设计: 设计公式：mn _32KTYpcos2 P YfJs疗dZ1 ； :.1、下 1确定计算参数: 计算载荷系数:=KaKv K f 二K f 卜=1X 1.03 X 1.2 X 1.33根据纵向重合度:=1.644邛=2.22 ,从课图10 28查得螺旋角影响系数 Yp=0.88Zv328cos3 I cos314=31.59Zv4Z281cos F cos 14=91.38Z3 = 44Z4=127再由课表105查取齿形系数丫七二2.505, YF包=2.20查取应力校正系数 YS川=1.63 , YSr2 =1.781计算大，小齿轮的 丫乌，
23、并加以比较: kF 12.505 1.63=0.007695312.2 1.781 e=0.00737532 Y匚 Y 一中心距a=177.3mm小齿轮的数值大，选用小齿轮FS - =0.00737LT 1设计计算:mn -32KTY ：cos2 YF-Ys-.kZ；二.螺旋角 =13,70.007692Mle3.57的 105 M0,880Mcos214mn ； I mm分度圆直径d3 = 90.56mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mln大于由齿面接触强度d4 = 263.44计算的法面模数，取标准模数 m =2mm既满足弯曲强度，但为了满足接触疲劳强度需要按接触疲劳强度计
24、算得分度圆直径d 3 =90.78mm来计算齿数:Z3d3 cos I1 9二，S cos143- =cos =44,04mmB2 =90mm,B1 =95mm取 Z3 = 44得 Z4 =iZ3 =1276、几何尺寸计算：计算中心距：(Z3 +Z4)m (44 +127/2 - a4 = -= 177.3mm2cos P2 x cos14将中心距圆整为：177mm 按圆整后中心距修正螺旋角：B (Z3+Z4)m ”“(44 +127/2/P = arc cos= arccos=13.72a2x177因P的值改变不大，故参数 阻邳,Zh等不必修正。计算大小齿轮分度圆直径：,Z3m44x 2 c
25、c ”d3 =O=90.56mmcosP cos13.7,Z4m12sx 2 da = -4 =5=263.44mm4QJcosp cos13.7计算齿轮宽度：b =-dd3=1 x 90.56=90.56mm取 B2 =90mm,B1 =95mm7、低数级齿轮传动的几何尺寸k40C调质轴承选30207名称计算公式结 J/mm面基数mn2面压力角%20o螺旋角B13.7o分度圆直径d390.56d4263.44齿顶圆直径da1=d 1+2ha*mn=90.56+2 x 1X294.56da2=d2+2ha*mn=263.44+2X 1 x 2267.44齿根圆直径df1=d1 2hf*mn=9
26、0.56 2X 1.25X 285.56df2=d2 2hf*mn=263.44 2 x 1.25X 2258.44中心距a=mn(Z1+Z 2)/2cos f3177b2=b90b1=b2+(510)mm95六、轴的设计(一)、高速轴的设计1、轴的材料与齿轮1的材料相同为40c调质。2、按切应力估算轴径由表153查得，取 A)=106轴伸出段直径diA0(pi/n i)1/3=106X(5.06/480) 1/3=23.2mm取 di=32mm3、轴的结构设计1)、划分轴段轴伸段d1；过密封圆处轴段d2；轴颈d3,d7；轴承安装定位轴段 d4,d6；齿轮轴 段。2)、确定各轴段的直径由于轴伸
27、直径比强度计算的值要大许多，考虑轴的紧凑性，其它阶梯轴段直径应尽可能从较小值增加，因此，取d2=34mm ,选择滚动轴承30207,轴颈直径 d3=d7=35mm。齿轮段尺寸。分度圆直径 d=53.69da=57.69df=48.693)、定各轴段的轴向长度。由中间轴的设计知 轴长L = 253.5+ L伸出伸出端的长度由带轮厚度确定L伸出=(1.5 2) d,取L伸出=64mm选取d2轴向长度为20 Ld2 = (20 130)其余长度根据中间轴各段长度确定4、按许用弯曲应力校核轴。(1)、轴上力的作用点及支点跨距的确定。AC=57mm CD=170mm AB=227mm(2)、绘轴的受力图
28、。(3)、计算轴上的作用力： _3_Fti=2Ti/d 1=2 X 100.67 X 10/54=3728.5NFr产Ft1xtan %/cos 6=3728.5 x tan 20o/cos14.4=1401NF“1=Ft1Xtan 3=3728.5 xtan 14.4o=957N(4)、计算支反力绕支点B的力矩和2 MBZ =0 ,得RAZ=Fr1X 170+Fa1Xd1/2 广227=(1401X 70+957X27) *227=1163N同理：MA MAZ =0 ,得Rbz=F MX57-FaiXd3/2 +227=(1401 X 57-975 X27) 2 2727=238N校核：z=
29、Raz FRbz =238+1163-1401=0计算无误同样，由绕支点 B的力矩和2 MBy=0 ,得Ray = 3728.5 X 170/227=2792由MAy=0,得Rby=3728.5X 5/227=936N校核：2 z=Ray+ Rby Ft1=936+2792-3728=0计算无误(5)、转矩，绘弯矩图垂直平面内的弯矩图。Fa1a1 cFr1 RbzB(b)Raz(8)C 处弯矩：Mcz左=RAzX57=66291NmmM= RbzX 170=40460NmmMCY=RAYX 57=2792X 57=159144Nmm(6)、合成弯矩Me 左=(M 2cz 左+M 2cY)1/2
30、=(662912+404602)1/2=77663Nmm45钢调质Me右=(M 2cz 右+M 2cy)1/2 =(404602+1591442) 1/2=164207Nmm(7)、转矩及转矩图。T2=100670Nmm应力按正系数a = &b/丽=55/95=0.58oT2=0.58X 100670=58389NmmC 处：M C左=14左=159144M 。右=“2。右+(正)2 1/2=(164 2 0 7 2+1591 442) 1/2=174 2 79Nmm(9)、校核轴径。C 剖面：dc= (M c右/0.1 51b) 1/3 =(174279/0.1 X 55) 1/3=31mn
31、 A0 3 巴=112 31 4.86 =37.46mm n2129.73考虑该处轴径应当大于高速级轴颈处直径，取Di=d min=40mm3、轴的结构设计(1)、各轴段直径的确定。初选滚动轴承，代号为30208轴颈直径d1=d 5=d min=40mm.齿轮2处轴头直径d2=45mm齿轮2定位轴角厚度。hmin=(0.070.1)d,取 hmin=5mm 该处直径 cb=54mm齿轮 3 的直径：d3=90.54mm,da3=94.54mm,df3=85.56mm由轴承表 5-11查出轴承的安装尺寸 d4=49mm(2)、各轴段轴向长度的确定。轴承宽度 B=19.75mm，两齿轮端面间的距离
32、4 4=10mm其余的如图4、按许用弯曲应力校核轴。(1)、轴上力的作用点及支点跨距的确定。AC=57mm CD=88mm CB=72mm AD=217mm(2)、绘轴的受力图。(3)、计算轴上的作用力：3齿轮 2: Ft2=2T2/d 2=2 X 357.66 X 10/200.3=3571.2NFr2=Ft2xtan %/cos &=3571.2 x tan 20o/cos14.4=1342NF丑=Ft2tan ,=3571 xtan 14.4 o=917N3齿轮 3: Ft3=2T3/d 3=2 X 357.66 X 10/90.56=7899NFr3=Ft3xtan n/cos 妒78
33、99xtan20 o/cos13.7=2959N F3=Ft3xtan 宙=7899 x tan 13.7o=1926N(4)、计算支反力绕支点B的力矩和2 MBZ =0 ,得RAZ =F r2(88+72)+F a2 X d 2/2+F asX d 3/2 Fr3 X 72 + 217=(1342 X 160+917 X 100.15+1926 X 45.26-72 X 2959) 4217 =833N同理：2 MAZ =0 ,得RBZ=F r3(57+88)+F a3X d 3/2+F a2X d 2/2 Fr2 X 57 + 217=(2959 X 165+917 X 100.15+19
34、26 X 45.26-1342 X 57) + 217=2450N校核：E z=Raz+Fr3Fr2 Rbz =833+2959-1342-2450=0计算无误同样，由绕支点 B的力矩和2 MBy = 0 ,得Ray=(3571 X 160+7899 X 72)/217=5449N由MAy=0,得Rby= (3571 X57+7899X 145) /217=6021校核：E z=Ray+ Rby - Ft3 Ft2=5449+6021-3571-7899=0计算无误(5)、转矩，绘弯矩图垂直平面内的弯矩图。Fa2(b)Rbz(7)C 处弯矩：MCZ 左=RazX 57=833X 57=4331
35、6NmmMcz右=RAzX57Fa2d2/2=833 X 57917 x 100.15=-48522NmmD 处弯矩：M DZ 左=R BZ X 72+Fa3 X d 3/2=2450 X 72+1926 X 45.26=263609NmmMDz右=RBzX 72=176400水平面弯矩图。AFt2 BFt3 C(c)Mcy口川iiiiil川MMMdyI Illi I TrTtMcy=ray x 57=5449X 57=283348NmmMDY=RByx 72=6021 X 72433512Nmm处：Me左二(M 2cz 左+M 2cY)1/2=(433162+283348j1/2=28664
36、0NmmMC右=(M 2cz 右+M 2CY)1/2=(485222+2833482)1/2=287473NmmD处：Md 左二(M 2dz 左+M 2DY)1/2=(2636092+4335122)1/2=507368NmmMd 右=(M 2+M 2dy)1/2 =(1764002+4335122)1/2 =468027Nmm(7)、转矩及转矩图。T2=533660Nmm(8)、计算当量弯矩应力按正系数a =而/何=55/95=0.58oT2=0.58X 533660=309523NmmC处：M C左=附左=286640M 0右=“2。右+(注)2 1/2=(287473 2+3095232) 1/2=422428NmmD处：M D左=M2d左+(江2)21/2 =(507368 2+3095232) 1/2=588346NmmM d右=M2D右=468027Nmm(9)、校核轴径。C 剖面：dc= (M c右/0.1 Sib) 1/3 =(422428/0.1 X 55) 1/3 =42.5mm 45mm强度足够。D