机械设计课程设计说明书一.题目9：带式输送机的同轴式二级圆柱齿轮减速器设计下图为某厂自动送料输送机的传动系统运动简图。

输送带速度允许误差±5%，工作机效率为0.96，每日两班制工作，每班为8小时，使用年限为10年，带式输送机连续单向运转，工作过程有轻度振动，空载启动。

1—电动机 2—V带传动 3—同轴式二级圆柱齿轮传动 4—联轴器 5—带式输送机二、原始数据二.各主要部件选择三.电动机的选择四.分配传动比五.传动系统的运动和动力参数计算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、、、；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、、。

轴号电动机 两级圆柱减速器工作机 1轴2轴 3轴 4轴 转速n(r/min) n 0=1460 n 1=730 n 2=218.06 n 3=65.14 n 4=65.14 功率P(kw) P=10.32 P 1=9.91 P 2=9.515 P 3=9.135 P 4=8.865 转矩T(N ·m ) T0=65.525T 1=129.66T 2=416.81T 3=1339.93T 4=1300两轴联接 V 带 齿轮 齿轮 传动比 i i 01=2 i 12=3.4 i 23=3.4 传动效率ηη01=0.96η12=0.96η23=0.96V 带的设计1、确定计算功率查得工况系数1.1=A K==p K P A ca *11.352KW2、 选择V 带的带型选择B 型带3、 确定带轮的基准直径d d 并验算速度1、 初选小带轮的直径mmm d d 2501=2、 验算带速s m n d v d /11.1960*100011==π4、 计算大带轮的基准直径mm d i d d d 500*12== 圆整后5005、确定V 带的中心距a 和基准带长Ld1、 初选0a =1055mm2、计算所需的基准长度2122100*4)(2)(**2a d d d d a L d d d d d -+++=π=3302.9mm选择基准带长d L =3150mm3、 计算实际中心距20d d L L a a -+==1106.9mm 中心距的变化范围是1213mm. ～1065mm6、 验算小带轮的包角=--=ad d d d 012013.57*)(180α166.397、 计算带的根数1、 计算单根V 带的额定功率=0P 2.512KW =∆0P 0.46KW=αK 0.97=L K 0.92L r K K P P P α)(00∆+=2、 计算V 带的根书==rcaP P z 4.58 圆整z=5根8、 计算最小初拉力m in 0)(Fq=0.06Kg/m=+-=2min 0)5.2(*500)(qv zvK P K F caαα170.94N9、 计算压轴力p F==)2sin()(2)(min 0min αF z F p 1697.38N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直齿轮2）材料选择．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 ，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 2．按齿面接触强度设计按式（10－21）试算，即3211)][(*1*32.2H E d t Zu u KT d σ+Φ≥ １）确定公式内的各计算数值 （１）试选3.1=t K （2）计算小齿轮传递的转矩==1111000**9550n P T 129644.52N.mm（3）选取齿宽系数1=Φd（4）选取弹性影响系数系数MPa Z E 8.189=（5）查表得安齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Mpa H 6001lim =σ 查表得安齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Mpa H 5502lim =σ （6）计算循环次数 ==h jL n N 1160 4.2×910==h jL n N 2260 1.3×910（９）由图１０－１９查得接触疲劳强度寿命系数=1HN K 0.9，95.02=HN K （１０）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为１％，安全系数为S=1，由式１０－１２得 MPa MPa SK H HN H 5406009.0][1lim 11=⨯==σσMPa MPa SK H HN H 5.52255095.0][2lim 22=⨯==σσ２）计算（１）试算小齿轮分度圆直径t d 1=71.19（２）计算圆周速度 ==1000*6011n d v t π 2.72m/s（３）计算齿宽ｂ及模数nt m=Φ=t d d b 1*71.19==11z d m tt 2.97 ==t m h 25.2 6.67==hbh b /10.67 （５）计算载荷系数K动载荷系数12.1=v K直齿轮1==ααF H K K432.1=βH K ，38.1=βF K==ααH H V A K K K K K 1.604（６）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式１０－１０ａ得==311tt K Kd d 76.35mm （７）计算模数m ==11z d m 3.18 3.按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式3211)][(*2F saFa d Y Y z KT m σΦ≥ （1） 确定公式的各计算数值1、 小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 5001=σ，小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 3801=σ2、 弯曲疲劳寿命系数85.01=FN K ，88.02=FN K3、 计算弯曲疲劳许用应力安全系数S=1.4 ==S K FE FN F 111][σσ303.57MPa ==SK FE FN F 222][σσ238.86MPa4、计算载荷系数==ααF F V A K K K K K 1.5124、 齿形系数65.21=Fa Y ，17.22=Fa Y5、 应力校正系数58.11=Sa Y ，80.12=Sa Y6、计算][F SaFa Y Y σ =][111F Sa Fa Y Y σ0.01379=][222F Sa Fa Y Y σ0.0165大齿轮的数值大（2）、设计计算 m=4，=1z 28.08圆整后28 =2z 93.92圆整后944、几何尺寸的设计 （1）、分度圆直径m z d *11==115； m z d *22==392.5；（2）、计算中心距=+=221d d a 254 （3）、计算齿轮齿宽=Φ=1d b d 77.5；2B =90；=1B 80七.设计低速速级齿轮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４０Ｃｒ（调质），硬度为２８０ＨＢＳ，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 2．按齿面接触强度设计按式（10－21）试算，即3211)][(*1*32.2H E d t Zu u KT d σ+Φ≥ １）确定公式内的各计算数值 （１）试选3.1=t K （2）计算小齿轮传递的转矩==1111000**9550n P T 416712.14N.mm（3）选取齿宽系数1=Φd（4）选取弹性影响系数系数MPa Z E 8.189=（5）查表得安齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Mpa H 6001lim =σ 查表得安齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Mpa H 5502lim =σ （6）计算循环次数 ==h jL n N 1160 1.25×910==h jL n N 22600.37×910（９）由图１０－１９查得接触疲劳强度寿命系数=1HN K 0.90，=2HN K 0.95 （１０）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为１％，安全系数为S=1，由式１０－１２得 ==SK H HN H 1lim 11][σσ540Mpa==SK H HN H 2lim 22][σσ522.5MPa２）计算（１）试算小齿轮分度圆直径t d 1=105.06 （２）计算圆周速度 ==1000*6011n d v t π 1.2m/s（３）计算齿宽ｂ及模数nt m=Φ=t d d b 1*105.06mm==11z d m tt 4.38 ==t m h 25.29.85==hbh b /10.67 （５）计算载荷系数K动载荷系数12.1=v K直齿轮1==ααF H K K432.1=βH K ，38.1=βF K==ααH H V A K K K K K 1.604（６）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式１０－１０ａ得==311tt K Kd d 112.67mm （７）计算模数m ==11z d m 4.69 3.按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式3211)][(*2F saFa d Y Y z KT m σΦ≥ （2） 确定公式的各计算数值6、 小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 5001=σ，小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa FE 3801=σ7、 弯曲疲劳寿命系数85.01=FN K ，88.02=FN K8、 计算弯曲疲劳许用应力安全系数S=1.4 ==S K FE FN F 111][σσ303.57MPa ==SK FE FN F 222][σσ238.86MPa4、计算载荷系数==ααF F V A K K K K K 1.129、 齿形系数65.21=Fa Y ，21.22=Fa Y10、 应力校正系数58.11=Sa Y ，77.12=Sa Y6、计算][F SaFa Y Y σ =][111F Sa Fa Y Y σ0.01379=][222F Sa Fa Y Y σ0.01645大齿轮的数值大 （2）、设计计算=1z 93.66圆整后94 =2z 27.17 圆整后284、几何尺寸的设计 （1）、分度圆直径m z d *11==116； m z d *22==396（2）、计算中心距=+=221d d a 256 （3）、计算齿轮齿宽=Φ=1d b d 116；2B =125；=1B 120八、高速轴的设计1、轴上的功率P ，转速n 和转矩T P=9.91KWn=730r/minT=129.66N.m2、作用在齿轮上的力==dTF t *22315.27N ；==)tan(*αt r F F 842.69N 压轴力=p F 1697.38N ；α为啮合角为020 3、初步确定轴的最小直径==33min d n n P A 36.72mm 转矩的载荷系数3.1=A K ；计算转矩==T K T A ca *168.55N.m ，选择HL1型弹性柱销联轴器，半联轴器与轴配合的鼓孔的直径=12d 38mm 4、轴的结构设计=23d 45；=34d 50；=45d 53；=56d 63；=67d 25； =23l 94；=34l 55；=45l 91；=56l 22；=67l 29；12处的键选择8×7×70，倒角为1.6，67处的键选择16×10×70，倒角为1.6。