1、1设计计算及说明 结果一、 设计任务书设计一用于带式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器，已知带式运输机驱动卷筒的圆周力（牵引力）F=2500N，带速 v=1.55m/s，卷筒直径 D=320mm，输送机常温下经常满载，空载起动，工作有轻震，不反转。工作寿命 8 年，每天工作时间 16 小时。注：运输带速度允许误差为5%。二、传动方案的拟订及说明计算驱动卷筒的转速 601601.592./min3wvn rD选用同步转速为 1000r/min 或 1500r/min 的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为 13。根据总传动比数值，可拟定以下传动方案：图一三、 选择电动机1）电动机类型和结构型式按
2、工作要求和工作条件，选用一般用途的 Y（IP44 ）系列三相异步电动机。92.5/minwnr2它为卧式封闭结构。设计计算及说明 结果2）电动机容量(1)卷筒的输出功率 P2501.3.8751Fvkw(2)电动机输出功率 ddP传动装置的总效率 1234526式中 、 为从电动机至卷筒轴的各传动机构和轴承的效率。12由机械设计（机械设计基础）课程设计表 2-4 查得：平带传动 =0.97；1滚动轴承 =0.98；圆柱齿轮传动 =0.97；圆锥齿轮传动 =0.96；弹性联234轴器 =0.992；卷筒轴滑动轴承 =0.97；则56230.9.80.97.096.83故 1462i(3)电动机额
3、定功率 edP。(1.3)4.82.73edPkw由机械设计（机械设计基础）课程设计表 20-1 选取电动机额定功率故 Ped=7.5kw，电机选取 Y16M6，7.5kw ，970r/min。3.875Pkw0.834.26dPkw3设计计算及说明 结果4）电动机的技术数据和外形,安装尺寸由机械设计（机械设计基础）课程设计表 20-1、表 20-2 查得主要数据，并记录备用。四、计算传动装置的运动和动力参数1）传动装置总传动比 9701.42.5mni2）分配各级传动比试选取圆柱斜齿轮传动比为 =4, 2i164 10.49i12.6i24i设计计算及说明 结果3）各轴转速（轴号见图一） 1
4、2314970/min.23.6.5/i9./innrrin4）各轴输入功率按电动机所需功率 计算各轴输入功率，即dP125243346157.098.27.96.506.edPkw1234970/min.5/i.rr45）各轴转矩 112233447.99051.806.4.239507.819.560.2.PTNmnnPTNm项目 轴 1 轴 2 轴 3 轴 4转速(r/min) 970 370.23 92.56 92.56功率(kw) 7.29 686 6.52 6.09转矩(N*m) 71.78 176.94 672.81 627.98传动比 1 1 2.62 412345.85691
5、Pkwk123457.068.0.9TNmT设计计算及说明 结果五、传动件的设计计算圆锥直齿轮设计已知输入功率 ，小齿轮转速 970r/min，齿数比 u=2.62，由电动27.9Pkw机驱动，工作寿命 8 年，每天工作 16 个小时，带式输送机工作经常满载，空载起动，工作有轻震，不反转。1、 选定齿轮精度等级、材料及齿数1） 圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用 8 级精度。52） 材料选择 由机械设计（第八版） 表 10-1 选择小齿轮材料为 (调40rC质)，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS。3） 选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数 ，取整
6、124z2.642.8z。则26z163.5u2、 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即 1132.9()2(0.5)2Et RHZKTdu（1） 确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数 1.8tK2） 计算小齿轮的转矩 295.095.07.29184.5PT Nmn3） 选齿宽系数 13R 124z6313R设计计算及说明 结果4）由机械设计（第八版） 图 10-21d 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lim160HMPali255）由机械设计（第八版） 表 10-6 查得材料的弹性影响系数189.0.EZPa6） 计算应力循环次数lim160H
7、MPali2589.EZ612609701(6835)2.7190.7.4hNnjL7) 由机械设计（第八版） 图 10-19 取接触疲劳寿命系数120.9,.HNHNK8) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得12limli0.96540.17HNKMPaS（2） 计算1） 试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中较小的值1tdH11332.9()2(0.5)28.874 8.54357Et RHZKTdum2） 计算圆周速度 v 1284.5970.2/6061tdns12.79068N125408HMPa184.5tdm4.29/vs设计计算及说明 结果3） 计算载荷系数
8、根据 ，7 级精度，由机械设计（第八版） 图 10-8 查得动载4.29/vms系数 1K直齿轮 HF由机械设计（第八版） 表 10-2 查得使用系数 1.25AK根据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂布置，查机械设计（第八版） 表得7轴承系数 ，则1.25HbeK1.5.125.87HFHbeK接触强度载荷系数 .2364Av4） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 1 .648338.59.15tKdm5） 计算模数 m 196.4.025z取标准值 46） 计算齿轮相关参数 121219643252.6arcosarcos023190670.94.2dmzmuRd m7） 圆整并确定齿
9、宽 34.61.87Rb圆整取 ，240m12.648K196.54dm12129650374.6dmR1bm240设计计算及说明 结果3、 校核齿根弯曲疲劳强度1） 确定弯曲强度载荷系数 1.2531.8752.64AvFK2） 计算当量齿数2.648K8122425.69cos0318.7vz3） 由机械设计（第八版） 表 10-5 查得齿形系数1.60FaY2.1Fa应力校正系数1.59sa2.865sa4） 由机械设计（第八版） 图 20-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限150FEMP230FEMPa5） 由机械设计（第八版） 图 10-18 取弯曲疲劳寿
10、命系数 1.85NK2.8FNK6） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 ，得1.4S11220.8530.574.28.6FNEKMPaS7）校核弯曲强度125.6980vz1230.5786FMPa设计计算及说明 结果根据弯曲强度条件公式 进行校核2(10.5)FaSF FRKTYbmZ11 11(.)2.648726.928.0.535aSFR FMPa 12.9FMPa922 22(10.5).64781.8654.90.37FaSFR FKTYbmZMPa满足弯曲强度，所选参数合适。圆柱斜齿轮设计已知输入功率 ，小齿轮转速 370.23r/min，齿数比 u=4，由电动26.8P
11、kw机驱动，工作寿命 8 年，每天十六个小时工作，带式输送机工作经常满载，空载起动，工作有轻震，不反转。1、 选定齿轮精度等级、材料及齿数1） 圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用 8 级精度。2） 材料选择 由机械设计（第八版） 表 10-1 选择大小齿轮材料均为 45 钢（调质） ，小齿轮齿面硬度为 250HBS，大齿轮齿面硬度为 220HBS。3） 选小齿轮齿数 ，大齿轮齿数124z2496z4） 选取螺旋角。初选螺旋角 12、按齿面接触强度设计24.98FMPa,124z96设计计算及说明 结果由设计计算公式进行试算，即 3121()2tHEtdKTuZ(1) 确定公式内的
12、各计算数值1） 试选载荷系数 1.6t1.6tK102） 计算小齿轮的转矩 295.1095.106.81794.2372PT Nmn3） 选齿宽系数 d4） 由机械设计（第八版） 图 10-30 选取区域系数 .5HZ5） 由机械设计（第八版） 图 10-26 查得 ， ，则10.782712.656） 由机械设计（第八版） 表 10-6 查得材料的弹性影响系数89.0.EZMPa7） 计算应力循环次数 13267.231(658)1.029.09504hNnjL8） 由机械设计（第八版） 图 10-21d 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lim160HMP
13、ali2579） 由机械设计（第八版） 图 10-19 取接触疲劳寿命系数120.,.9HNHNK12.0853N设计计算及说明 结果10）计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，得1112limli0.9652.7.9HNKMPaS125.925.4H Pa（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径 ，由计算公式得1td3132()2.6794.5.189.)67.234tHEtdKTuZm2） 计算圆周速度 v 1367.2301./60tdns3） 计算齿宽 b 及模数 tm17.236.coscos12.742.5.5673109.dtntnt mZhb4） 计算纵向重合度
14、10.38tan0.38124tan1.62dZ5）计算载荷系数125.9HMPa4167.23tdm.0/vs67.234.1509ntbmh1.62设计计算及说明 结果根据 ，8 级精度，由机械设计（第八版） 图 10-8 查得动载系1.30/vms数 5K12由机械设计（第八版） 表 10-3 查得 1.4HFK由机械设计（第八版） 表 10-2 查得使用系数 25A由机械设计（第八版） 表 10-13 查得 .3F由机械设计（第八版） 表 10-4 查得 14HK接触强度载荷系数 .250.2.53AvK6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得 12.53367.78.1tdm7
15、） 计算模数 nm1cos8.2cos3.94Z取 3n8） 几何尺寸计算（1） 计算中心距 12()(496)3184.02coscosnzmam（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 12()(96)3arcsarcs159284.0nz因 值改变不多，故参数 、 等不必修正HZ（3）计算大小齿轮的分度圆直径2.53K178.32dmn184.02am593设计计算及说明 结果1312437.6cos59624.nzmdm（4）计算齿轮宽度 173.6.dbm圆整后取 274Bm803、 校核齿根弯曲疲劳强度1） 确定弯曲强度载荷系数 1.2504.132.9AvFK2） 根据重合度 ，由机械
16、设计（第八版） 图 10-28 查得螺旋角影响系1.824数 0.Y3） 计算当量齿数 1212245.64(cos)3(cs593)6102.81vvz4）由机械设计（第八版） 表 10-5 查得齿形系数12.6FaY2.8Fa应力校正系数1.59sa21.7sa5） 由机械设计（第八版） 图 20-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限140FEMP245FEMPa6）由机械设计（第八版） 图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 10.8NK1273.694dm174Bm280.39K125.6408vz设计计算及说明 结果1420.9FNK7） 计算弯曲疲劳许用应力取
17、弯曲疲劳安全系数 ，得1.4S11220.84276.5.99.FNEKMPaS8） 校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式 进行校核2(cos)23FaSF FdnKTYYzm11 112(cos)3.39764.08(cos593)2.6159.62.6aSFdn FKTYzmMPa 21 22(cos)3.39764.08(cos1593)2.18790.19.6FaSFdn FKTYYZmMPa 满足弯曲强度，所选参数合适。六、轴的设计计算输入轴设计1、求输入轴上的功率 、转速 和转矩2P2n2T17.9kw170/mir17.8Nm2、求作用在齿轮上的力已知高速级小圆锥齿轮的分度圆半径为1
18、276.59FMPa1.96FMPa120.8Fa15设计计算及说明 结果1 1 1(0.5)(0.5)42(0.5)83mRtRdZm而 121784.279.60tancostan20cos693712.8i.i50tmraTFNd N圆周力 、径向力 及轴向力 的方向如图二所示traF图二1794.628.50traFN16设计计算及说明 结果3、 初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢（调质） ，根据机械设计（第八版） 表 15-3，取 ，得 ，输入轴的最小直012A307.29min1.4dAm径为安装联轴器的直径 ，为了使所选的轴直径 与联轴器的孔径相
19、适应，故12 12d需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 ，查机械设计（第八版） 表 14-1，由于转矩变化2caATK很小，故取 ，则1.3A21.3784.5931.8caA Nm查机械设计（机械设计基础）课程设计表 17-4，选 HL1 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 160000 ，半联轴器的孔径 ，故取 ，Nm12d124d半联轴器长度 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度为 38mm。52L4、 轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案（见图三）min21.94d931.85caTNm124dm17图三设计计算及说明 结果（2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 为了满足半
20、联轴器的轴向定位，1-2 轴段右端需制出一轴肩，故取 2-3 段的直径238dm2） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据 ，由机械设计（机械设计基础）课程238dm设计表 15-7 中初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为 ，720.5DT，而 。3456dm34.lm这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计（机械设计基础）课程设计表 15-7 查得 30306 型轴承的定位轴肩高度 ，因此取3.5h4537dm238dm34560d342.7lm183）取安装齿轮处的轴段 6-7 的直径 ；为使套筒
21、可靠地压紧轴承，6725dm5-6 段应略短于轴承宽度，故取 。519l4）轴承端盖的总宽度为 20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离 ，故取30lm2350lm5）锥齿轮轮毂宽度为 64.86mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取 。67l6） 由于 ，故取baL4510lm（3） 轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按 由机械设计（第八版） 表 6-167d查得平键截面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 45mm，同时为保87bh4537dm62519l2350lm67451.l设计计算及说明 结果证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选
22、择齿轮轮毂与轴的配合为 ；滚动轴承与76Hk轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为 k6。（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 2455、 求轴上的载荷载荷 水平面 H 垂直面 V178NF197.4NF支反力 F 206.420弯矩 M 123.Hm 1.5VMm28总弯矩 7.93.16.42814N196、按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 ，0.6轴的计算应力 2()14.23(0.623)54.1caMT MPaW前已选定轴的材料为 45 钢（调质） ，由机械设计（第八版） 表 15-1 查得，故安全。116
23、0,caP6、 精确校核轴的疲劳强度（1） 判断危险截面截面 5 右侧受应力最大（2）截面 5 右侧扭矩 T 23.7TNm 54.1caMP1ca设计计算及说明 结果抗弯截面系数 0.13.0273Wdm抗扭截面系数 .2.354T截面 5 右侧弯矩 M 为 140Nm截面 5 上的扭矩 为2T23截面上的弯曲应力2703Wm54T1230MNm230TNm20142305.67bMPaW截面上的扭转切应力 2.98540T轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 15-1 查得。11640,27,BMPaaMPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按机械设计（第八版） 附表 3-2 查
24、取。因 ， ，经插值后查得.0673rd31.20Dd.9,.5又由机械设计（第八版） 附图 3-2 可得轴的材料敏感系数为0.82,.q故有效应力集中系数为52.6bMPa5.98Ta设计计算及说明 结果1()10.82(.931).7654kq由机械设计（第八版） 附图 3-2 的尺寸系数 ，扭转尺寸系数.。0.87轴按磨削加工，由机械设计（第八版） 附图 3-4 得表面质量系数为0.92轴未经表面强化处理，即 ，则综合系数为1q 2.5718K211.7612.570.9.4.88.kK又取碳钢的特性系数 0.1,.5计算安全系数 值caS1272.03.5.618985.24672.0
25、1.52.03.amcaKS SS故可知安全。中间轴设计1、求中间轴上的功率 、转速 和转矩3P3n3T26.8kw270./mir2176.94Nm0.1,.52.37954.01.caSS设计计算及说明 结果2、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆半径 1132496tdmzm而172dm221113276.94150tantan2084.coscos3499trtTFNd已知圆锥直齿轮的平均分度圆半径 2 2(0.5)(0.5)63(10.53)210mRtRdZm而 2223176.94850tancostan20cos693721.6i i54tmrTFNd N圆周力 、 ，径向
26、力 、 及轴向力 、 的方向如图四所示1t2t1rF21aF21149582.0traFN2dm2216853.749traFN设计计算及说明 结果23图四3、初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 （调质） ，根据机械设计40rC（第八版） 表 15-3， ，已知中间轴最小直径395.2TTPNWd显然是安装滚动轴承的直径 和 ，可求出 =25.24mm156minmin25.4d24设计计算及说明 结果4、 轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案（见下图图五）（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列
27、圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据 ，由机械设计（机1256.24dm械设计基础）课程设计表 15-7 中初步选取 0 基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30306，其尺寸为 ，3720.5DT。 125630dm这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由机械设计（机械设计基础）课程设计表 15-7 查得 30306 型轴承的定位轴肩高度 ，因此取套筒直径3.5hm。27m2）取安装齿轮的轴段 ，锥齿轮左端与左轴承之间采用2345d125630dm2345dm25设计计算及说明 结果套筒定位，已知锥齿轮轮毂长 ，为了使套筒端面可靠地压紧端面，40Lm此轴段应略短于轮毂长，故取 ，齿轮的右端采用轴
28、肩定位，轴237l肩高度 ，故取 ，则轴环处的直径为 。0.7hdh340dm3） 已知圆柱直齿轮齿宽 ，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此180Bm轴段应略短于轮毂长，故取 。457l4）箱体一小圆锥齿轮中心线为对称轴，则取 12347,10,lml。5632lm（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按 由机械设计（第八版） 表 6-123d查得平键截面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 28mm，同108bhm时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ；76Hm圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按 由机械设计（第八版） 表 6-145d查得平键截面 ，键槽用键槽铣
29、刀加工，长为 50mm，同108bhm时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为 ；76Hm滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 2455、 求轴上的载荷237lm40d4578lm12340l5626设计计算及说明 结果6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力0.2()16.452(0.617.94)26.053caMT MPaW前已选定轴的材料为 （调质） ，由机械设计（第八版） 表 15-1 查得40rC，故安全。117,caP7
30、、精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面 5 左右侧受应力最大（2）截面 5 右侧抗弯截面系数 0.13.0273Wdm抗扭截面系数载荷 水平面 H 垂直面 V12975.6NF126.NF支反力 F 3487弯矩 M 12.89Hm 1234.56.70VVMmN总弯矩 max41.2.5.扭矩 T 3769T46.05cPa1ca2703Wm270.23.0543TWdm5403TWm设计计算及说明 结果截面 5 右侧弯矩 M 为 649Nm截面 5 上的扭矩 为3T3170截面上的弯曲应力 6492.570bMPaW截面上的扭转切应力 213.654T轴的材料为 ，调质处理。由表 1
31、5-1 查得40rC。11735,3,20BMPaaMPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 按机械设计（第八版） 附表 3-2 查取。因 ， ，经插值后查得2.0673rd351.670Dd1.9,.4又由机械设计（第八版） 附图 3-2 可得轴的材料敏感系数为0.82,.5q故有效应力集中系数为 1()1.(.901).7485kq由机械设计（第八版） 附图 3-2 的尺寸系数 ，扭转尺寸系数.649MNm3170T24.5bMPa3.76T28。0.87轴按磨削加工，由机械设计（第八版） 附图 3-4 得表面质量系数为设计计算及说明 结果0.92轴未经表面强化处理，即 ，则综合系
32、数为1q.7412.540.91708.kK又取合金钢的特性系数 0.1,.5计算安全系数 值caS135.812.54.06.2.76.758125.481.2.amcaKS SS故可知安全。（3）截面 5 左侧抗弯截面系数 0.13.359.7Wdm抗扭截面系数 .2.18.4T截面 5 左侧弯矩 M 为2.54170K0.1,.55.8162.4.caS359.7Wm18.4T29649MNm 649MNm设计计算及说明 结果截面 5 上的扭矩 为2T3176940Nm截面上的弯曲应力 2.539.7bMPaW截面上的扭转切应力 31640.8.T过盈配合处的 ，由机械设计（第八版） 附
33、表 3-8 用插值法求出，并取k，于是得0.8k2.13,0.8213.70k轴按磨削加工，由机械设计（第八版） 附图 3-4 得表面质量系数为.9故得综合系数为 112.32.0.9.7.7.kK计算安全系数 值caS3179640TNm2.5bMPa3.76T2.179K301356.52.4.01.98.762.75984.1.52.amcaSKS S6.5984.1.caS设计计算及说明 结果故可知安全。输出轴设计1、求输出轴上的功率 、转速 和转矩4P4n4T46.521kw9.56/mir672.81Nm2、求作用在齿轮上的力已知圆柱斜齿轮的分度圆半径 223.091824.5tdmzm而 41674500.29tantan23174.2coscos936.16trtTFNd N圆周力 、径向力 及轴向力 的方向如图六所示tFraF284.5dm7014.239traFN
