1、1设计计算与说明 主要结果1. 传动方案的分析传动方案如下：为两级圆柱齿轮减速器。齿轮为斜齿轮，总传动比大，结构简单，应用广。斜齿轮传动时，传动平稳。链传动运动不平稳，为减小冲击和振动，将其布置在低速级。2. 电动机的选择1.工作机的输出功率：320.95340wPFVw滚筒的转速：610601.9546.5230minwDnv r2.工作机的有效功率联轴器功率 齿轮功率 链轮功率1.932.73.9轴承功率 输送带功率40509总效率为 78.85%2413 工作机输出功率3040w滚筒转速46.522r/min总效率 78.85%2设计与计算说明 主要结果3.电动机的选择：所需电机功率 =
2、3040/78.85%=3855.22w。wdP参考文献 查表 20-1，可取 Y112M-4 型号。额定功率 4KW 满载转速 1440r/min 额定转矩 2.2 最大转矩 2.3 质量 43Kg 中心高 H=112mm。外伸轴段 D 与 E 为 28mm 和 60mm。3. 转动装置的设计1. 计算总转动比：=1440/46.522=30.953。mwni2. 分配各级转动比为使两极的大齿轮有相近的浸油深度，高速转动比 和低速转动比 为1i2i/ =1.1-1.5。取 1.3 链转动比为 2-4。取 2.4。1i2=30.953 可求出 =4.095， =3.150， =2.4。31i2
3、i3i3. 各轴转速=1440r/min1mn=1440/4.095=351.65r/min21i=351.65/3.15=113.95r/min324. 各轴输入功率 0.85dpkw1130.93.82kw22.6733750pk44.091832w5. 各轴输入转矩9550 3.855/1440=25.57N.m0095PTn电动机型号Y112M-4各级转动比依次为4.0953.150.2.4转速为1440r/m351.65r/m113.95r/m各轴输入功率为3.855kw3.828kw3.676kw3.530kw3.215kw各轴输入扭矩25.57N.m3设计计算与说明 主要结果95
4、50 3.828/1440=25.39N.m11950PTn9550 3.676/351.65=99.83N.m229550 3.530/113.95=295.84N.m339550 3.215/46.522=660.28N.m44950PTn以上数据整理如下：项目 电动机轴 高速轴 中间轴 低速轴 卷轴转速（r/min）1440 1440 351.65 113.95 46.522功率（KW） 3.855 3.828 3.676 3.530 3.215转矩（N.m） 25.57 25.39 99.83 295.84 660.28转动比 1 4.095 3.15 2.4效率 0.993 0.96
5、03 0.9603 0.91084.转动件的设计（一）高速级齿轮的设计1.选择精度，材料，齿数。参考文献（2）第十章一般工作机，速度不高，选 7 级。小齿轮为 40Cr，调质处理，硬度 280HBS，大齿轮为 45 钢，调质处理，硬度240HBS。小齿轮齿数选 21，大齿轮选 85。初选螺旋角 14 度2.按齿面接触强度计算：即 231 1tHEt dKTuZd1） 确定各计算值1，试选 =1.6，t2.由图 10-30 选取区域系数 =2.433。HZ3.由图 10-26 查得 =0.77， =0.93。 + =1.7。12124.由表 10-7 选取齿宽系数 =1。d5.由 10-6 查得
6、材料影响系数 =189.8EZ12MPa6.由图 10-21d，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 =600MPalim1=550MPa。lim225.39N.m99.83N.m295.84N.m660.28N.m精度 7 级材料40Cr齿数21/854设计计算与说明 主要结果5应力循环次数。= /2=60 14401 （10 300 28）/2=2.07361N60hnjL 910= /（2 ）=0.506375 901i由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 0.9， 0.951HNK2HN取失效概率 1%，安全系数为 S=1。= /S=0.9 600=540MPa。1HNKlim1=
7、/S=0.95 550=522.5MPa。2li27.许用接触应力 =（ 1H+ 2）/2=531.21MPa。2）计算1. 23tHEt dKTuZd=35.55mm 2431.65390.512.489.572.V= =2.680m/s160tdn3.b= =35.55 1=35.55mmd1t= / =ntmtcos1z35.cos14/2.63mh=2.25 =2.25 1.643=3.70mmtb/h=35.55/3.70=9.6084. 计算纵向重合度=0.318 =0.3181 21 tan14=1.665d1ztan5.计算载荷系数 Ka=1.5由 V=2.680m/s，7 级
8、精度，由图 10-8 查得动载系数 Kv=1.1由表 10-13 查 =1.33 ，表 10-4 查 =1.415FKHK由表 10-3 查 = =1.4H所以 K=KaKv =1.51.1 1.4 1.415=3.269H按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径为6设计计算与说明 主要结果= =45.1131tKd3.2695.1计算模数 = =（45.11 cos ）/21=2.08mmnm1cos/z043.按齿根弯曲强度计算213FaSdKTYCOnZ确定系数K=KaKv =1.51.1 1.4 1.33=3.0723F由纵向重合度从图 10-28 查螺旋影响系数 =0.88Y计算当量齿数
9、 =22.9883301/cos21/cs4vz=93.053302/cs85/vz查齿形系数由表 10-5 查： 12.69FaY2.14Fa57S83S由 10-20c 查小齿轮的弯曲疲劳极限为 500MPa，大齿轮的为 380MPa。由图 10-18 取弯曲疲劳系数为 ，10.5FNK20.8FN取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，且为对称循环。=212.5MPa11 .80.774FNFS=167.2MPa。2122 0.3. 1FFK计算大小齿轮的 ，并比较FaSY=2.691.575/212.5=0.01994， =2.1941.783/167.2=0.023397。1FaSY2FaS
10、Y大齿轮数大模数为2.08设计计算与说明 主要结果7设计计算=1.59mm213FaSndKTYCOmZ综合比较可取模数为 2.5mm。可满足弯曲强度和接触强度。4.几何尺寸计算中心距 a= = =136.556mm12()/cosnz0(2185)./cos14将中心距圆整为 136mm则 = 其改变不是很大，不必修正。085.cos3.6ar大小齿轮分度圆直径 102.53.89cosnzmdm20852.8.cos36nzmd大小齿轮吃宽分别取 55mm，60mm。（二）低速级齿轮设计1.选择精度，材料，齿数。一般工作机，速度不高，选 7 级。小齿轮为 40Cr，调质处理，硬度 280H
11、BS，大齿轮为 45 钢，调质处理，硬度240HBS。小齿轮齿数选 26，大齿轮选 82。初选螺旋角 14 度2.按齿面接触强度计算：即 231 1tHEt dKTuZd1） 确定各计算值1，试选 =1.6，t2.由图 10-30 选取区域系数 =2.433。HZ3.由图 10-26 查得 =0.73， =088。 + =1.61。12124.由表 10-7 选取齿宽系数 =1。d5.由 10-6 查得材料影响系数 =189.8EZ12MPa6.由图 10-21d，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 =600MPalim1模数为1.59最后取2.5中心距为136分度圆直径为53.89218
12、.11齿宽为60557 级45 钢齿数26/82设计计算与说明 主要结果8=550MPa。lim2应力循环次数。= /2=60 351.651 （10 300 28）/2=0.75955 1N60hnjL 910= /（2 ）=0.24113 90i由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 0.91， 0.941HNK2HN取失效概率 1%，安全系数为 S=1。= /S=0.91 600=546MPa。1HNKlim1= /S=0.94 550=517MPa。2li27.许用接触应力 =（ 1H+ 2）/2=531.5MPa。2）计算1. 23tHEt dKTuZd=58.02mm 2431.69
13、83210.52.489.52.V= =1.0680m/s160tdn3.b= =58.02 1=58.02mmd1t= / =ntmtcos1z58.02cos14/62.5mh=2.25 =2.25 2.165=4.8732mmtb/h=58.02/4.8732=11.9095. 计算纵向重合度=0.318 =0.3181 26 tan14=2.061d1ztan5.计算载荷系数 Ka=1.5由 V=1.069m/s，7 级精度，由图 10-8 查得动载系数 Kv=1.06由表 10-13 查 =1.40 ，表 10-4 查 =1.42FKHK由表 10-3 查 = =1.4H所以 K=K
14、aKv =1.51.06 1.4 1.42=3.16092H设计计算与说明 主要结果9按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径为= =72.82731tKd3.1658.02计算模数 = =（72.872 cos ）/26=2.718mmnm11cos/z0143.按齿根弯曲强度计算213FaSdKTYCOnZ确定系数K=KaKv =1.51.06 1.4 1.4=3.1164F由纵向重合度从图 10-28 查螺旋影响系数 =0.88Y计算当量齿数 =28.4623301/cos26/cs14vz=89.7643302/cs8/vz查齿形系数由表 10-5 查： 12.54FaY2.18Fa6S7
15、S由 10-20c 查小齿轮的弯曲疲劳极限为 500MPa，大齿轮的为 380MPa。由图 10-18 取弯曲疲劳系数为 ，10.9FNK20.9FN取弯曲疲劳安全系数 S=1.4，且为对称循环。=225MPa11 .50.774FNFS=174.8MPa。2122 0.938. 1FFK计算大小齿轮的 ，并比较FaSY=2.541.615/225=0.018232， =2.2181.778/174.8=0.021561。1FaSY2FaSY大齿轮数大模数为2.718设计计算与说明 主要结果10设计计算=2.195mm213FaSndKTYCOmZ对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数
16、大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取模数 2.5，可满足弯曲疲劳强度，但为了满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 72.827mm 来计算应有的齿数，齿轮 1 取 28，则齿轮 2 取 3.15 01cos72.8cos1428.35ndzm28=894.几何尺寸计算中心距 a= = =150.727mm12()/cosnz0(289).5/cos14将中心距圆整为 150mm则 = 其改变不是很大，不必修正。089.5cos1.360ar大小齿轮分度圆直径 1028.571.9cosnzmdm20892.5.cos36nzmd大小齿轮吃宽分别取 75mm，80mm。（三）链轮的
17、设计1.取小链轮齿数为 17，则大链轮齿数为 41。参考文献（2）第九章由表 9-7 查得 Ka=1.4，由 9-13 查得 Kz=1.35。则单排链计算功率为 1.435.6.7cazPKkw2 由 =6.67KW，及转速 113.95r/min。查图 9-11 可选 20A-1。插表 9-1，链条ca节距为 p=31.75mm。3.计算链节数和中心距取 =1000mm0(35)(0)31.7592.1587.pm0a相应的链节数为 20 0pzazpl a21741731.52 9.43.52取链节数为 94模数为2.195最后取2.5齿数为28/89中心距为150分度圆直径为71.792
18、28.21齿宽为8075齿数为17/41设计计算与说明 主要结果11查表 9-7 得到中心距系数 =0.24814 则链的的最大中心距为1f1120.483.752917493paflz m4 . 395/606nv ms由 v 和链号，查图 9-14 可知采用滴油润滑。5. 有效圆周力： 103.5/10234epFNv压轴力系数 ，则压轴力为 N.5PK.53960PFpeK其总的转动比为 894/878i实其误差为 0.25%30.1.295i理 实理5.轴的设计（一）高速轴 参考文献第 15 章1. =3.828KW， =1440r/min，T=25390N.mm 。1P1n2.作用在
19、齿轮上的力 012.5/cos13.2685.9cosnmzd m125390/.84tTFNdtan2cosr0t94ta13.682aFN3.该轴上的齿轮直径小，为齿轮轴，选 40Cr，调质处理。根据表 15-3 取 A0=112133min0.8215.40pdam因轴上有键槽其最小直径需扩大 7%，为 16.6mm。故可选弹性柱销联轴器。选 HL2 联轴器 22 52GB5014-8559caTKN4.轴的尺寸如下图：最大中心距 993速度1.025有效圆周力 3443压轴力3960相对误差0.25%设计计算与说明 主要结果125.轴的受力分析如下：计算如下；力如下 153/92NHF
20、tN24068/1./574aMD（1） 53328127993NVFraN设计计算与说明 主要结果1321403521408725993NVFrMaN（2） 1 61813NVr弯距如下 140259620HMFNm（1） 1748VN2352221160035HV Nm（2） 494NMF2538518V 222260301HV Nm取最大值 40385，扭矩为 253906.校核轴的强度取齿轮中心处和齿轮左侧校核。中心处： 22221 13408594.60.17caMTMPaW 齿轮左侧处 13/ 2222135908.7.16caTa 材料为 40Cr，调质处理，由表 15-1 查得
21、 =70MPa。故可以满足。1（二）中速轴1. =3.676KW， =351.65r/min，T=99830N.mm 。1P1n2.作用在齿轮上的力 0332.58/cos12.367.9cosnmzd m齿轮 2 的分度圆直径为 218.11mm最大弯矩为 40385扭矩为25390强度满足设计计算与说明 主要结果14329830/71.28tTFNd3tancosr03t942ta1.8364aFN齿轮 2 上的同齿轮 1 的力相同，方向相反。3.该轴上的齿轮直径小，为齿轮轴，选 45 钢，调质处理。根据表 15-3 取 A0=112133min0.67224.951pdam4.轴的尺寸如
22、下图：受力图如下：设计计算与说明 主要结果155 计算：力如下： 321.54.7813.5942.18966t tNHF N=2781+942-2128=2595N22/18./2374aMdN3364795F（1） 2321 3611arrNVF352+361-1038=-325N2（2） 2321 .534.896arrNVMF N836+352-1038=150N。弯矩如下： 164.521864.5372HN m2998MFN（1） 15VN23645614274602a m1.2.53VNFN2aM（2） 164.864.92VN m35573165aF N21.0.1VNN244
23、29aMm总弯矩如（1） 22221137568137HV12240N16设计计算与说明2222211869173814HVMNm2209（2） 22111576HV 223761450Nm2221218983HVM257最大值为（2）中的 ，扭矩为 99830。14766.较核轴的强度。由图知道最大弯矩和扭拒在齿轮 3 的中心处，并较核齿轮 3 左侧的轴肩处的强度。 22221 1314768907.8.caMTMPaW 左侧轴肩处的弯矩为 15/.4Nm 22221 1384908caTa 材料为 45 钢，调质处理，由表 15-1 查得 =60MPa。故可以满足1（三）低速轴1. =3.
24、676KW， =351.65r/min，T=99830N.mm 。1P1n2.作用在齿轮上的力同齿轮三的力大小相等，方向相反。4278tFN4038rF463aFN3.该轴上的齿轮直径小，为齿轮轴，选 45 钢，调质处理。根据表 15-3 取 A0=112133min0.501.49pdam由于有两个键槽直径需扩大 1.1 倍，为 34.55mm。故最小处取为 36mm。4.尺寸如下最大弯矩为147468强度满足最小直径3617设计计算与说明 主要结果5.受力图如下：计算如下： 1459.8/16.4NHtFN23935t/2./7aMD（1） 4283.59.8163960283.16.85
25、79aPrFNV Nm18设计计算与说明 主要结果487.2136.8197aPrMFNV Nm（2） 5283.50.rPF41 1196arNV弯矩如下： 13.83.857HMFNm（1） 729602341Vp225.4.N 8157908VaFMNm222113841HVM2 处的明显要小很多。（2） 187.9607.35VP2518126NFNm2. 4981VaMM22211349507HV2 处的明显要小很多。由尺寸图可以知道轴 1 处的弯矩最大，直径相对最小6. 22221 13459840caTMPaW 22221 139061caM材料为 40Cr，调质处理，由表 15
26、-1 查得 =70MPa。故可以满足。17.轴 1 处的轴肩受的弯矩相对很大，切受扭矩。有应力集中，过度配合。需校核该轴键左侧，右侧没有装配，且直径较大，不需校核。抗弯截面系数 抗扭截面系数30.192.5Wd30.1285TWd该处弯距是 341259 ，扭矩 295840 。NmNm截面上的弯曲应力为最大弯矩为345312强度满足19设计计算与说明34125937.45.bMWMPa截面上的扭转切应力为 298016.235bT Pa轴的材料为 40Cr，调质处理，由表 15-1 查得， =735MPa，B=355MPa， =200MPa。11截面上由于应力集中形成的理论应力集中系数 按附
27、表 3-2 查取。因及r/d=0.0267，D/d=1.2 ，查得 =2.09， =1.66。又由附图 3-1 可得 。0.76.82q，故有效应力集中系数为 11.542k10.7529.4k由附图 3-2 的尺寸系数 =0.75，由附图 3-3 的扭转系数 =0.85。轴按磨削加工，由附图 3-4 的表面质量系数为 0.92轴未经表面强化处理，即 =1 可得综合系数为；q1.82412.5075.9kK.计算安全系数： 135.747.42mSK106.8.19S=1.523.5caS故可知其安全。主要结果安全系数满足20设计计算与说明6.轴承的校核1.高速轴上的轴承校核。 参考文献（2）
28、13 章轴承为 6206 型号，无派生轴向力。1.正向时，轴承 1 受轴向力为 218N。则 0/.218/0.arFC插值法求得 e=0.207，Y=2.13，X=0.56。两轴承的径向力分别为 22115978rNHIVFN22268319rV，r1P0.568.1Nr2P72.反向时，轴承 2 受轴向力为 218N。两轴承的径向力分别为 22115467rNHIVF222 8340rVN，r1P67Nr20.5674.1879综合可选 879N，3061520961Pr4.8hpCL hnf20961/300/2/8=4.37 年，则轴承在经济使用期限内。2.中速轴上的轴承校核轴承为 6
29、306 型号，无派生轴向力。1.正向时，轴承 2 受轴向力为 416N。则 0/.416/.2093arFC插值法求得 e=0.222，Y=1.977，X=0.56。两轴承的径向力分别为 2211836158rNHIVFN主要结果轴承为6206 型号寿命为4.37 年轴承为630621设计计算与说明 主要结果2221593168rNHVFN，r1P58r2P0.68.7432.反向时轴承 1 受轴向力，为 416N。两轴承的径向力分别为 22118368rNHIVFN222 59102rV，r1P0.5681.7463Nr2P160综合可选 2103N， 3660.87r5.1hpCL hnf
30、16712/300/2/8=3.48 年，则轴承在经济使用期限内。3.低速轴上的轴承校核轴承型号是 7309C，有派生力。1.正向时，两轴承的径向力分别为 22211846579831rNHIVFN2222 34rVFa=634N。初选 e=0.4， ，110.42drFN220.137drFNFa 和轴承 1 的径向力一致， 364dad， 。23aN296a， 。10/./.804rFC20/.9/.80745arFC查表得， 。25e寿命为3.48 年轴承为7309c22设计计算与说明 主要结果23， 。110.5632drFN220.56198drFN4a所以 ， 。1289a， 。0
31、/3.65/.0arFC20/3.89/.098arFC查表 ，无变化。查表得 Y=1，X=0.44。12e1.4831651raPXYN2202943rF2.反向时，两轴承的径向力分别为 22211846501rNHIV2222 93864rVFNFa=634N。初选 e=0.4， ，110.42drF220.1drFFa 和轴承 2 的径向力一致， 4463780da， 。1aFN28a， 。0/.4/39.051rC20/1.8/9.5arFC查表得， 。126e，.58drFN2.57drN1215763409daF所以 ， 。a设计计算与说明 主要结果24， 。10/2.85/39.
32、072arFC0/2.4/39.8056arFC查表 ，变化很小。查表得 Y=1，X=0.44。6e11.4851raPXYN220243rF综合取 5831N， 366119.2145Pr.58hpCL hnf21451/300/2/8=4.47 年，则轴承在经济使用期限内。7.键的校核1.联轴器上的键，选择键 B6 45GB1096-79。为刚性动连接，。80pMPa。/2456/2/23lLbdh， ， k310.9108.80p pTMPaPakld满足强度要求。2.齿轮 2 上的键，选择键 10 63GB1096-97。为刚性动连接， 。pM6310420/24lLbdh， ， k9
33、.83.5805p pTMPaPakld满足强度要求。3.齿轮 3 上的键，选择 10 40GB1096-79。为刚性动连接， 。pM401340/24lLbdh， ， k29.81.680p pTMPaPakld满足强度要求。4.齿轮 4 上的键，选择 16 63GB1096-79。为刚性动连接， 。pM631475/25lLbdh， ， k寿命为4.47 年强度满足强度满足强度满足设计计算与说明 主要结果253210295.84106.3807p pTMPaPakld 满足强度要求。5.链上的键，选择双键 C10 40GB1096-79。为刚性动连接， 9pM/2401/356/24lLb
34、dh， ， k39.807.0.5.p pTMPaPakld 满足强度要求。键的计算参考文献（2）第六章8.减速器附件的选择1.端盖的设计参考文献（1）表 9-9 确定，为使制造方便，可灵活变动，取相对一致的值，如端盖的厚度一直。2.通气器参考文献（1）表 9-6 确定，选 M16 1.5。3.油标尺的选择参考文献（1）表 9-14 确定，选 M12 型号。4.油塞的选择参考文献（1）表 9-16 确定，选 M14 1.5 型号。5.起吊装置的选择参考文献（1）表 9-20 确定，选箱盖吊耳，和箱座吊耳。6.箱体参数及螺栓的选择参考文献（1）表 3-1 确定。9.润滑与密封因高速级轴的速度为
35、2.262m/大于 2m/s。故轴衬的润滑方式为浸油润滑，可以直接在箱体靠内壁开油沟即可。参考文献（1）表 3-4 来确定的。件速器内转动件的润滑参考文献（1）表 3-3，可确定为浸油润滑，中级轴的速度为4.032m/s，底级轴的速度为 1.36m/s。可确定最高和最低油面。参考文献（ 1）表 16-2 和表 16-1 可选 N150 中负荷工业齿轮油。密封件的选择参考文献（1）表 16-9，选择毡圈油封及槽。10.设计小结本次设计过程全中途遇到了很多的问题，但在老师和同学的帮助下，我最终克服了种种困难，按期完成了作业。作为一个设计人员，务必要有足够的耐心，去面对种种的麻烦；务必要有足够的细心，去解决一些细小的问题；务必要有足够的责任心，去设计自己的方案。这就是本次设计过程中最重要的心得。 初次进行一次完整的设计，其中有许多的不足，还希望老师和同学们能多多批评指正，让我做得更好。最后，向所有在本次设计过程中帮助和支持过我的老师和同学致以真诚的谢意，特别是指导我设计的周老师，谢谢你。11.参考资料（1） 机械设计机械设计基础课程设计王昆 何小柏 主编 高等教育出版社（2） 机械设计 濮良贵 纪名刚 主编 高等教育出版社（3） 机械制图 王兰美 主编 高等教育出版社强度满足强度满足26
