1、 资源共享集中营尽自己能力完成 机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式输送机班级：05 机械 1 班学号：200530500214设计者：丁肖支指导老师： 罗海玉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77. 设计低速级齿轮128. 链传动的设计169. 减速器轴及轴承装置、键的设计18轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计18轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计24轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计2910. 润滑与密封3411. 箱体结构尺寸3512. 设计总结3613. 参考文献363一.题
2、目及总体分析题目：设计一个带式输送机的减速器给定条件：由电动机驱动，输送带的牵引力 ，运输带速度 ，运输机滚筒直径为70FN0.5/vms。 单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘。工作寿命为八年，每年 300 个工作日，每天工作290Dm16 小时，具有加工精度 7 级（齿轮） 。减速器类型选择：选用展开式两级圆柱齿轮减速器。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。高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。整体布置如
3、下： 图示：5 为电动机，4 为联轴器，为减速器，2 为链传动，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.。4二.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 高速级做成斜齿，低速级做成直齿轴承 此减速器轴承所受轴向力不大 球轴承联轴器 结构简单，耐久性好 弹性联轴器链传动 工作可靠，传动效率高 单排滚子链三.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 P
4、w FV7000N0.5m/s圆柱齿轮传动(8 级精度)效率(两对) 为 10.97 2滚动轴承传动效率(四对)为 20.98 4弹性联轴器传动效率 30.99 输送机滚筒效率为 40.97链传动的效率 50.96电动机输出有效功率为 241234570.5 437.6.9.890.wP W电动机输出功率为 437.6P型号查得型号 Y132S-4 封闭式三相异步电动机参数如下额定功率 p=5.5 kW满载转速 1440 r/min同步转速 1500 r/min选用型号 Y132S-4 封闭式三相异步电动机5四.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
5、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 , 140/imr60.532.9/in14wvrd3.72.95win取 13i214.7.6i2lhi取 3.5,4.lii:总传动比 ：链传动比 ：低速级齿轮传动比 ：高速级齿轮传1li hi动比13i24.6hi3.5l6五.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：从电动机到输送机滚筒轴分别为 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 、
6、 、 、 ；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/min) n0=1440 n1=1440 n2=342.86 n3=97.96 n4=32.65功率P(kw) P=5.5 P1=4.244 P2=4.034 P3=3.834 P4=3.607转矩T(Nm) T1=28.146T2=112.390 T3=373.869 T4=1055.326两轴联接 联轴器 齿轮 齿轮 链轮传动比 i i01=1 i12=4.2 i23=3.5 i34=3传动
7、效率 01=0.99 12=0.97 23=0.97 34=0.967六.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（调质） ，硬度为，大齿轮材料为钢（调质） ，硬度为HBS，二者材料硬度差为HBS。）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 1，大齿轮齿数 2 1 14.224=100.8,取 Z2=101。5）选取螺旋角。初选螺旋角 42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（）试选 6.tK（）由图，选取区域系数 43.2HZ（）由图
8、查得 78.01712.65（）计算小齿轮传递的转矩55 4119.0/9.04.2/10.8610TPnNm（）由表选取齿宽系数 d（）由表查得材料的弹性影响系数 2/1.9MPaZE（）由图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MPaH601lim lim250H（）由式计算应力循环次数91140(6308).1hNnjL9923./.27（）由图查得接触疲劳强度寿命系数 90.1HNK95.2HN（）计算接触疲劳强度许用应力8取失效概率为，安全系数为 S=1，由式得MPaSKHNH54069.01lim1 .2.2li2PaaHH 25.31/)5.40(/)(
9、21 ）计算（）试算小齿轮分度圆直径 ，由计算公式得td124312.6805.2.3189.37.105td m （）计算圆周速度137.1./6060tnv ms（）计算齿宽及模数 nt1371dtb1cos0cos4.502tntmmZ2.5.53.7/370/9nthb（）计算纵向重合度 903.14tan2138.0tan18. Zd（）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smv/2.1 1.VK由表查得23.08(.6)0.11217.41HdKb 由图查得 .34F9假定 ，由表查得10/AtKFNmb 4.1FHK故载荷系数 1.41.2AVHK（
10、）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得 331/7.02/.6.3ttd m（）计算模数 nm1cos4.3cos1.672nZ3按齿根弯曲强度设计由式 321csFSdn YZKTm）确定计算参数（）计算载荷系数.4.32.08AVFK（）根据纵向重合度 ，从图查得螺旋角影响系数9018.0Y（）计算当量齿数1332426.7cos01.5VZ（）查取齿形系数由表查得 92.1FaY.172FaY（）查取应力校正系数由表查得 56.S2.98Sa（）由图查得，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 MPFE302（）由图查得弯曲疲劳强度寿命系数85.01
11、FNK8.N10（）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S1.4，由式得MPaKFENF57.304.18501S86.2.22（）计算大小齿轮的 FaY12.591.60.3378.5FaSFY大齿轮的数据大）设计计算 42322.08160.8cos140.6351.85nm m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 1.5mm，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14.32dm1cos4.32cos6.715ndZm取 ，则172.13.4iZ4几何尺寸计算）计算
12、中心距 12()(7).508.9coscosna m将中心距圆整为 109mm）按圆整后的中心距修正螺旋角 12()(2714).5arcsarcs.039nZm因 值改变不多，故参数 、 、 等不必修正。KHZ11）计算大、小齿轮的分度圆直径 127.541.cos03.6.2nZmdm）计算大、小齿轮的齿根圆直径 12.541.75.3862172.5f ndmm）计算齿轮宽度 14.751.db圆整后取 ；2B05验算 18461375tTFNd2./0/.AtKmb合适12七.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准圆柱直齿轮2）材料选择小齿轮材料为
13、（调质） ，硬度为，大齿轮材料为钢（调质） ，硬度为HBS，二者材料硬度差为HBS。）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 1，大齿轮齿数 2 1 13.524=84。 2按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算，即3211)(.HEdtt ZuTkd）确定公式各计算数值（） 试选载荷系数 3.tK（） 计算小齿轮传递的转矩551249.0/9.104.3/2.863TPnNm（） 由表选取齿宽系数 d（） 由表查得材料的弹性影响系数 2/18.9MPaZE（） 由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 H601lim大齿轮的接触疲劳强度极限 li25a（）
14、由式计算应力循环次数9160342.861(301).480hNnjL992.48/50（）由图查得接触疲劳强度寿命系数 96.1HNK5.1213（）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，由式得MPaSKHN576609.1lim1 .5.2li2）计算（） 试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中的较小值td1H4231.290.589.2()63.37td m（） 计算圆周速度 v1261.4/060tnv s（） 计算齿宽13.9.dtbm（） 计算齿宽与齿高之比模数 16.2.41tntmZ齿高 2.5.5.9/639/0.67nthmb（） 计算载荷系数 K根据 ，级精
15、度，由图查得动载荷系数1.4/vms 07.1VK假设 ，由表查得NbFtA/0H由表查得使用系数 1AK由表查得231.208(.6)0.116.9142HdKb 由图2查得 35.FK故载荷系数 .075AVH14（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得 331/6.9152/.6.81ttdKm（）计算模数 1/.8/4.7mZ3按齿根弯曲强度设计由式得弯曲强度的设计公式为 21FSdnYZKT）确定公式内的计算数值（） 由图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 382（） 由图查得弯曲疲劳寿命系数85.01FNK.0FN（） 计算弯曲疲劳许用
16、应力取失效概率为，安全系数为 S=1.4，由式得11.5 30.574FNEMPaaS2208286.K（） 计算载荷系数 1.7.3514AVF（）查取齿形系数由表查得 6.2aY2.Fa（）查取应力校正系数由表查得 58.1S2.74Sa（）计算大小齿轮的 ，并比较FaY12.6580.13793.4.6FaSFY大齿轮的数据大15）设计计算 43221.45.3910.632.1mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数 2.11，并就近圆整为标准值2.2。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径 来计算应
17、有的齿数。16.8d于是有 取1/6.81/230.4Zdm1Z大齿轮齿数 取25i2094几何尺寸计算）计算分度圆直径 123.68.092dZmm）计算齿根圆直径 122(.5)(31.5)62.7.0934fdZ）计算中心距 12()/(68.2.)/15am）计算齿宽 1db取 mB7027515验算 1392.68.tTFNd54/10/.AtKmb合适16八链传动的设计1 选择链轮齿数和材料取小齿轮齿数 ，大齿轮的齿数为19Z213957Zi材料选择 40 钢，热处理：淬火、回火2 确定计算功率由表 96 查得 ，由图 913 查得 ，单排链，则计算功率为：.0AK.zK135.8
18、4.1caZPkW3 选择链条型号和节距根据 及 查图 911，可选 24A-1。查表 91，链.8cakW397.6/minnr条节距为 。1pm4 计算链节数和中心距初选中心距 。取 。0(35)(0)38.14905apm012am相应得链长节数为 ，取链长节数2120 0().PaZZPLa节。查表 98 得到中心距计算系数 ，则链传动的最大中心中心102PL1.45f距为： 12()96PafLZm5 计算链速 v，确定润滑方式197.638./600nZs由 和链号 24A1，查图 914 可知应采用油池润滑或油盘飞溅润滑。.8/ms6 计算压轴力有效圆周力为： .4032918P
19、FNv链轮水平布置时的压轴力系数 ，则压轴力为.5,FpK1.5324976PFpeKN177 链轮的基本参数和主要尺寸名称 符号 计算公式 结果分度圆直径d018sin()pZ 123.5694mzd小 链 轮 ：大 链 轮 ： 齿顶圆直径 admin1ax.6().25dpdaz1inmx2inax.573.6 0zd小 链 轮 ： 大 链 轮 ：齿根圆直径 fd1fdfz129.d小 链 轮 ：大 链 轮 ：齿高 ahmin1ax0.5()0.862.ppdZaz1minx2inax7.43.8 9zh小 链 轮 ： 大 链 轮 ：确定的最大轴凸缘直径gd0218cot.4.76ph g
20、z12.574dm小 链 轮 ：大 链 轮 ：18九.减速器轴及轴承装置、键的设计1轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计输入轴上的功率 114.2,n40/minPkwr转 速转矩 1.860TNm求作用在齿轮上的力412.138.75tantan20.5.coscos.t1348t37traFdN初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取 12A（以下轴均取此值） ，于是由式初步估算轴的最小直径 33min1/24./106.5dAPm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 .为了使所选的轴直径 与12d12d联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号.联轴器的计算转矩 Tca=
21、KAT1,查表 14-1,考虑到转矩的变化很小 ,故取 KA=1.3,则，41.328603589.caATKNm查机械设计手册 ，选用 HL型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160000N。半联轴器的孔径 ，故取 半联轴器长度1d18dL42，半联轴器与轴配合的毂孔长度 。30L轴的结构设计）拟定轴上零件的装配方案（见下图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（）为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,故取段的直径 。半联轴器与轴配dh1.07.20dm21l合的毂孔长度 =30mm.，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的L端面上，故 的长度应该比 略短一点，现
22、取1l118l19（2）初步选择滚动轴承 参照工作要求并根据 ，初选型号 6205 轴承，其20dm尺寸为 ，基本额定动载荷 基本额定静载251dDB14.rCKN荷 ， ，故 ,轴段 7 的7.8rCKN ma3Da463825d长度与轴承宽度相同,故取 85l(3)取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取 。为减小应力集中,并考49lm虑右轴承的拆卸,轴段 4 的直径应根据的深沟球轴承的定位轴肩直径确定ad431am（4）轴段 5 上安装齿轮,为便于齿轮的安装, 应略大与 ,可取 .齿轮5d453dm左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段 5 的长度 应比齿l轮毂长略短
23、,若毂长与齿宽相同,已知齿宽 ,故取 。齿轮右端0bm8l用肩固定,由此可确定轴段 6 的直径, 轴肩高度 ,取 ,dh1.7.640m,故取61.4lh65lm为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段 7 的直径应根据的深沟球轴承的定位轴肩直径 确定,即 ，ad731adm2l（5）取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得 , ，5.L5.348.5Lm(6)参考表 152，取轴端为 ，各轴肩处的圆角半径见 CAD 图。01420输入轴的结构布置215受力分析、弯距的计算（）计算支承反力在水平面上3275.8tAXFLN972.5BXtAXFN.0Ya（）在垂直面上 132, 5.3raBAZdFL
24、MN故 50.8.90.ZrF总支承反力 222223715.348.AXAYZFN950BBF）计算弯矩并作弯矩图（）水平面弯矩图237.81.4762.9AXMLNm469BN（）垂直面弯矩图215.32.70.AZFL3904893BMm（）合成弯矩图222716.0.54.6AXAZ N498391BB3）计算转矩并作转矩图128.46TNm226作受力、弯距和扭距图7选用键校核键连接：联轴器：选单圆头平键（C 型） 6bhm25Lm齿轮：选普通平键 （A 型） 874联轴器:由式， 1 942.14.(53)0TMPapdhl查表，得 ，键校核安全MPa0 p齿轮: 1 9428.1
25、46.537(5)Tapdhl23查表 62，得 ，键校核安全102MPapp8按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，C 处左侧承受最大弯矩和扭矩，并且有较多的应力集中，故c 截面为危险截面。根据式，并取 ，轴的计算应力6.0221()/4.7aAMTWPa由表查得 ， ，故安全601c9校核轴承和计算寿命（） 校核轴承 A 和计算寿命径向载荷 2225.37.843.1rZAXFN轴向载荷 37AaN由 ，在表取 X0.56。相对轴向载荷为/0.8re，在表中介于 0.0400.070 之间，对应的 e 值为037.42aFC0.240.27 之间，对应 Y 值为 1.81.6，
26、于是，用插值法求得，故 。(1.86)(0.742)1.78Y0.56,1.782XY由表取 则，A 轴承的当量动载荷.pf，校核安全()10ApArarPfXFNC该轴承寿命该轴承寿命663 310140()()67.rAhAL hnP（） 校核轴承 B 和计算寿命径向载荷 2229.57.5.rZBXFN当量动载荷 ，校核安全1.0180Bpr rPf C该轴承寿命该轴承寿命663 31140()()75628.rBhBL hnP242轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计1. 中间轴上的功率 224.03,n34.86/minPkwr转 速转矩 21.9TNm求作用在齿轮上的力高速大齿轮:4
27、2111.390275.76tantan.8.coscos1.3t254t07traFNd低速小齿轮: 21.3925.968tan.tan016trTFNd初定轴的最小直径 选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取 ，于是由式初步估算轴的最小直径2A33min2/14.0/.8625.dPm这是安装轴承处轴的最小直径 1d4根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（ 1 ）初选型号 6206 的深沟球轴承 参数如下基本额定动载荷 3062dDB36am56aD19.5rCKN基本额定静载荷 故 。轴段 1 和 7 的长度与轴承宽度相1.5rCKN1730d同,故取 ， ，17l26a26lm(
28、2 )轴段 3 上安装低速级小齿轮,为便于齿轮的安装, 应略大与 ,可取 。3d2340dm齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段 3 的长度 应比齿l轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽 ，取 。小齿轮右端用175bm370l轴肩固定,由此可确定轴段 4 的直径, 轴肩高度 ,取 ,dh1.4m25,故取hl4.1ml64( 3)轴段 5 上安装高速级大齿轮,为便于齿轮的安装, 应略大与 ,可取 。5d6540dm齿轮右端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段 5 的长度 应比齿l轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽 ，取 。大齿轮左端用4bm54
29、1l轴肩固定,由此可确定轴段 4 的直径, 轴肩高度 ,取 ,dh.07.4m,故取 。hl4.1ml64取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得 , ，163Lm2351L（4）参考表 152，取轴端为 ，各轴肩处的圆角半径见 CAD 图。0.245中间轴的结构布置265.轴的受力分析、弯距的计算1）计算支承反力：在水平面上 1323()2514.ttAXFLLN18.7YaN205.BXttAXFF在垂直面上： 2132313()0, 108.7rarBAZdLLMN故 12597.4rAZFFN总支承反力： 222221.38.10.75.AXAYZ27222057.9.41.0BXBZFN2)
30、计算弯矩在水平面上： 132.7.BXMLm21546315829AFN1097.XBN282Am在垂直面上： 130467.BZMFL 2158.adN2.391AZ m130467zB582.zZMN291Am故 2221104736.41093.XZ Nm 95867M2222 5.4XZ 3)计算转矩并作转矩图 21390TNm6作受力、弯距和扭距图287选用校核键）低速级小齿轮的键由表选用圆头平键（A 型） 128bh56Lmmhk45.04lLm由式， 23.0pTMPakd查表，得 ，键校核安全1 p2）高速级大齿轮的键由表选用圆头平键（A 型） 28bh36Lmmhk45.04
31、lLm由式， 258.pTMPakd查表，得 ，键校核安全10 p8按弯扭合成应力校核轴的强度29由合成弯矩图和转矩图知，2 处当量弯矩最大，并且有较多的应力集中，为危险截面根据式，并取 6.0222()/8aMTWMPa由表查得 ， ，校核安全。1219校核轴承和计算寿命）校核轴承 A 和计算寿命径向载荷 2736.rXAZFN轴向载荷 18.AaY,查表 13-5 得 X=1,Y=0,按表 13-6, ,取 ,故/0.2are 2.10pf .0pf()736.ApAraPfXFN因为 ，校核安全。C该轴承寿命该轴承寿命63210()715rAhACLhnP）校核轴承 B 和计算寿命径向载
32、荷 24.rXBZFN当量动载荷 ，校核安全1BprrPfC该轴承寿命该轴承寿命6320()850rBhBLhnP查表 13-3 得预期计算寿命 ，故安全。1hhL3.轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计 输入功率 转速 3.84PKW397.6/minnr转矩 769TNm2 第三轴上齿轮受力32831.2.tFdtantan05.r N。 303初定轴的直径轴的材料同上。由式，初步估算轴的最小直径 33min/12.84/97.638.1dAPm这是安装链轮处轴的最小直径 ，取 ，查机械手册可得到安装在链kd40k轮孔的轴的长度：，为保证链轮与箱体的距离，取114(0.9.5)7.6kzdl
33、8m4轴的结构设计）拟定轴的结构和尺寸（见下图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）轴段 2 和轴段 7 用来安装轴承，根据 ，初选型号 6309 的深沟球轴承，140dm参数基本： 基本额定动载荷452dDB5a91aD基本额定静载荷 。由此可以确定：5.8rCKN3.8rCKN27m27l（2）为减小应力集中,并考虑左右轴承的拆卸,轴段 3 和 6 的直径应根据 6309 的深沟球轴承的定位轴肩直径 确定,即 ，取ad3654adm618l( 3)轴段 5 上安装低速级大齿轮,为便于齿轮的安装, 应略大与 ,可取 。d5m齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上,即靠紧,轴段 5 的长度 应比l齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽 ，取 。大齿轮右70bm6l端用轴肩固定,由此可确定轴段 4 的直径, 轴肩高度 ,取dh1.07., ,故取 。468dmhl.147l(4)取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取 358l（5）取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得 , ，16Lm21035.Lm（6）参考表 152，取轴端为 ，各轴肩处的圆角半径见 CAD 图。0.245
