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1、一、设计题目：二级直齿圆柱齿轮减速器1. 要求：拟定传动关系：由电动机、V带、减速器、联轴器、工作机构成。2. 工作条件：单班工作，有轻微振动，空载起动，单向传动，减速器使用年限为8年，运输带允许误差5%o3. 已知条件：运输带速度o.8ms,卷筒宜径38Omm运输带所需扭矩460N.m二、传动装置总体设计：1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。其传动方案如下：三、齿轮的设计：1、基本数据。材料：高速级小齿轮选用45部钢调质，齿面硬度
2、为250HBS。高速级大齿轮用45#钢正火，齿面硬度为220HBS。(1)带式输送机输出的功率；P尸F*VlOOTw.F=2T/D=460*2000/380=242IND_2421*0.8oW-=2.04kW1000*0.95功率电机所需：nP总p=n总TlV带=0.95Tl齿轮=0.97Tl平皮带=0.97Tl轴承=0.98rI总=HV带Tl轴承Tl齿轮rI平皮带rI联轴器一0.784P204pj=l=2.6kw广电总0.784(2)输送机卷筒的转速：AZ卬=6ly/(兀r)=60*l(X)0*0.8(乃*380)=40.23rmin(3)传动比分配：V带适合的传动比=24二级减速器8401
3、1电二E1.Xi总二(16-160)40.23643.68-6436.8所以可以由表10-2知：转速为100ormin的电机Y132S-6额定功率为3kw,转速为960rminV带适合的传动比=24取心=2.8以8.52按展开式布置I齿=(1.31.4)1/2齿,取1.zz1.31.31.齿二I减可算出诞=3.33齿=2.56(4)各轴转速：z_%一/轴ni342.9r/minni轴%=U=1齿103.0r/min/轴=3=“齿40.23rmin卷筒轴11v=113=40.23rmin(5)各轴功率：/轴P-P电力0I=P也/带二2.47kw轴Pn=PIrI轴承rI齿轮=CCUl2.35kw“
4、7轴Pm夕rl/=Prl轴承r2齿轮=2.23kw卷筒轴pv=Pjirl.v三PzrI轴承rI联轴器=2(6)各轴转矩：Tur=9550X3=68.79N.m11l轴T“=955皿=%217.89N.m/轴Tlll=955O-=%529.37N.m卷筒轴T”=9550旦=“508.00N.m2主要的零部件的设计计算1、高速级大小齿轮的设计1选定齿轮类型，精度等级、材料及齿数1)按以上的传动方案，选用宜齿圆柱齿轮传动。2)运输机为一般工作，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)o3)材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，两级圆柱齿轮的大、小齿轮材料军用合金钢、热处理
5、均为调质处理且大、小齿轮的齿面硬度分别为240HBS,280HBS,二者材料硬度差为40HBSo4)选小齿轮的齿数Z=20,大齿轮的齿数为Z2=3.33x20=66.6,WZ2=672按齿面接触强度设计由设计公式进行试算，即口,巴(1) 确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数1.=I.32) 由以上计算得小齿轮的转矩：95.5XIO5X2.6.EETi=Nmm960=2.586o4Nmm3)由表10-6查得材料的弹性影响系数4=189.8M5由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限ffhml=60OMPa；大齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa4)计算应力循环次数：v1=60z
6、i=609601(l83008)=1.106o9Mj-Io-=0.332x10913.335)由图IOT9取接触疲劳强度寿命系数=0.90；Khni=0.96O6)计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%,安全系数S=I,w1=KHNI=090X600MPa=540M&w2=KHMM2=96X55。MPa=528MPa(2)计算:1) 试算小齿轮分度圆直径4,代入口中较小的值。JKZ(ZEY11ooil.32.5861044.33f189.8?yl1olod.l2.32-l-l-=2.323mn=41.318mmglJJV13.331528)2) 计算圆周速度打出“60x1000441.318x
7、96。M60x10002.06m/s3)计算齿宽为b二中“d,=1x41.318=41.318M3) 计算齿宽与齿高比Ah4*4*A4，41.318CCr模数：m.=-=2.07nunZ120齿高：h=2.252.07=4.66mm所以：2=112=8.867h4.664) 计算载荷系数：根据V=2.06ms,7级精度，由图10-8得动载系数Ky=1.O8对于直齿轮KHQ=K4=I由表10-2查得使用系数KA=I.25由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，Kh0=1.418由2=8.867,K6=1.418查图10T3得Kb=1.32h故载荷系数K=KaKvKHaH=1
8、25108l1.418=1.9145) )按实际载荷系数校正分度圆直径：4=公聆=41.318x代P=47.020mm6)计算模数：m=攻=47.02()=2.35/m?Z1203按齿根弯曲强度计算：弯曲强度设计公式为确定公式内的各计算数值D由图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限b田=500M7%；大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa；2) 由图10T8取弯曲疲劳强度寿命系数M=0%,b硒2=0%;3) 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4,得r2=9x38=244.286MPaS144)计算载荷系数K。K=KAKVKFaKp=1.251.08l1.32=1.7825）查取
9、齿形系数。查表10-5查得Yfqx=2.80;Km=2.366）查取应力校正系数。查表10-5查得Ysai=1.55;Y.=1.675YV7)计算大、小齿轮的牛并加以比较。2.8x1.55307.143=0.01413丫%2r22.36x1.675244.286=0.01618大齿轮的数值大。(2)设计计算2x1.782x2.586x10-x00161=55l202对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数In的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲算得的模数
10、1.55mm并就近圆整为标准值m=2.5mm,按接触强度算得的分度圆直径4=47.020mm,算出小齿轮齿数=41.020=19m2.5大齿轮齿数Z2=3.3319=64,IZZ2=64这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到了结构紧凑，避免浪费。4几何尺寸计算（1）分度圆直径:4=ZM=2.5X19=47.5mmd2=Z2W=2.564=160/WW(2)中心距：4+447.5+160a=-=103.7522(3)齿轮宽度：b”4=1X47.5=47.5mm取区=47.5mm,B=52.5mm3、低速级大小齿轮的设计：1 .选用齿轮类型、精度等级、材料及
11、齿数1）按以上的传动方案，选用宜齿圆柱齿轮传动。2）运输机为一般工作，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）.3）材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，两级圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用合金钢，热处理均为调质处理且大、小齿轮的齿面硬度分别为240HBS,280HBS,二者材料硬度差为40HBSo4）选小齿轮的齿数Zl=24,大齿轮的齿数为Z?=24x2.56=61.44,取Z?=62。2 .按齿面接触强度设计1)由设计公式进行试算，即、2(ZEIraJ2)材料：低速级小齿轮选用45#钢调质，齿面硬度为250HBS。低速级大齿轮选用45*钢正火，齿面硬度为220HBS
12、。K=I.2R=O7Ze=189.8Zff=2.5内3-862K7；J1Z,=101.3mm取=102m11o机(Z+Z2)2=阳(1+引/2二247.86mm调整中星巨：让之247.86m11同时其尾数为O或5当=250m=2.511、验算轮齿弯曲强度：查课本第167页表11-9得:二2451.=I.8242211.=I.68按最小齿宽Z?4=70计算：n=空当匹=201Mpa1.bbmZykg北，r2-X73K匕、1.aai=196.4Mpaoc安全4、验算运动误差:11-20.64r/min卬总=减=么ZI齿,%齿=70.63n总1460/70.63=20.01rmin黑工(2。.。-2
13、。田/2。.四。0合格。四、设计V带和带轮：1.设计V带确定V带型号查课本605表13-8得：KA=I.2p=Ka*P,u=3.96kw根据p,=3.96kw,9=也=1430/min,由课本/S图3-5,选择A型V带.查课本第206页表13-7取4=100o/=2XdlX(I一尸313.5mm112所以取d,=315m11为带传动的滑动率=0.02o验算带速：v7=x今XdU7.48ms带速在525ms范围内，合适。60I(XX)取V带基准长度乙和中心距a:初步选取中心距a：O.7(d1+d2)vo2(4+4),260.4a1200o合适。I=3.21求V带根数Z:由课本第204页式13T5
14、得：z=7&J(H+/+)K“K,取Z=3根。求作用在带轮轴上的压力分：查课本201页表13-1得q=0.lkgm,故由课本第197页式13-7得单根V带的初拉力：万500/2.5fO=(7-ZyKa1)+V2=138.4N五、轴的设计：高速轴设计：材料：选用45号钢调质处理。查课本第230页表14-20112p=3.14kwo=67N11zi=446.9rmin各轴段直径的确定：dmin=122.4圆整为25进行结构设计4515127154)0511530画受载简图：作用在齿轮上的圆周力为：=%=425N14径向力为：工=Ejga=313*tg200=153N作用在轴1带轮上的外力：4=苧=
15、2233N月,=fgS=1593*tg20o=804N求垂宜面的支反力：RW=g=685NRav=Fh-rbv=-27N4+Z2求水平面的支承力：%=井=1904NRYFr3995N1+2求选定截面的弯矩，并画弯矩图。截面I的弯矩：MIH=RAH1=995*60=59700N.mMv=RAVX1.=-1620N.HlM1=m%+m%=59722N.m截面II的弯矩：MUH=RAHX4-EiX2。=153230N.mmw=v3-i20=i4158N.mM11=Jm%+Ml=I53286N.m弯矩和扭矩图：水平弯矩图铅垂弯矩图合成弯矩图画当量弯扭图（弯扭合成）传动的扭矩T等于常数，有轻微振动，单向
16、传动，取3=0.3MIe=JMj+(T)2=63012N.mMiie=QMj+=J)2=154602N.m当量应力的计算：对于界面I,由于和齿轮周向固定，有键槽，计算轴径降低4%J25*96%=24mm,=4=45.58Nw2zz=r=28.17N/Wel0.1J3e11OAd3确定:轴径d=35,由设计手册查得，轴承代号为6307,D=72,B=19,中间轴的设计:材料：选用45号钢调质处理。查课本第230页表14-2取=3576zC-112o根据课本14-2得：dmin2=138.08mm圆整为40mm进行结构设计:国轴承的受载简图：作用在1、2齿轮上的圆周力：为=组=2*365*1000
17、/102.5=7.12o3N4心=过=2*365*1000/340=2.15io3Nd1径向力：FrlFlitg=2.6o3NFr2=Ft2tg=0.774o3N求水平面的支承力：rbhJi(Ei)FJl855103N4+/2+/3-3-59N求选定断面的弯矩，并画弯矩图：截面I：MlH=RAHl=3127N.mmMv=Rvii=217300N.mmMI=yM%+Mjv=217323N.mm截面II:m11h=(61.5+17.5)+7r2i7.5=11173N.mmmiiv=j256300N.mmMH=JM%+%=256545N.mm截面III:mih=rbh13=130065N.nunMl
18、liv=RBV3=356799N.mmM111=Vmww/wv=379779N.mm水平弯矩图铅垂弯矩图合成弯矩图扭矩图画当量弯扭图：1300653567993797793127217300217323365000243330求当量应力：对于截面I,由于和齿轮圆向固定有键槽，计算轴径降低4%4=50x96%=48mm,eMjeO.13=22N/mm2=,=25.2N,三2,eo.w13=5.74N/加加,l,eo.w13轴的材料选用45#,调质处理,由表杳彳导向3/650珈由表查得J=60MPa-x.1J小出所以中间轴设计合理O键的选择：在齿轮处，轴径d=50mm.由表查得，键宽b=14m11
19、高h=911un1.=36mm=4%=427i424Pdhl4593614AGMpa%,有黔载荷轴承的选择：轴径d=45,由设计手册查得，轴承代号为6309,D=72,B=19,低速轴的设计:材料：选用45号钢调质处理。查课本第230页表14-2C=112o各轴段宜径的确定：d*=58.24mm圆整为65mm进行结构设计联轴器上的力：尸=月=等三26049N作用在齿轮上的圆周力为：4=Nk=688IN24径向力为：&=丹氏a=9378NFry=ga=2477N求轴承反力:垂直面：R.=45243Nrav=fi-v=-12313N/3+4水平面：RBH=朽=145OoNRAH=FRbh=-759
20、9NA+4求选定截面的弯矩，弁画弯矩图：截面I的弯矩：wz=/?A/x/3=:-581323.5N.mMy=Rd1.941944.5N.mMI=JMjH+崎二TlooOooN.m截面II的弯矩：“=RsnX136=1972000N.mm11v=R.X136=6153048N.mMu=JM慧+M萨6500000N.m弯矩和扭矩图：197200传动的扭矩T等于常数，有轻微振动，单向传动，取d=0.3Mle=yMj+(T)2=1180000N.mmMik=JMj+r)2=6510000N.mmd0*96%=76.8mm画当量弯扭图(弯扭合成)对于界面I,由于和杳轮周向固定，有键槽，计算轴径降低4%/=4=126N,w-v=52.4N/Anm2OAd3eu0.1/确定轴的材料选用45#,调质处理，由表查得S,cnwob=650MPQ由表查得j=60Mpa-x.1J小出所以中间轴设计合理O轴承寿命计算：轴径d=75,由设计手册查得，轴承代号为6015,D=125,B=22,六、联轴器的选择：计算联轴器所需的转矩：K=Kl查课本269表17-1取c=1.5=/CT=1.5X1775.6=2663.4M7查手册94页表8-7选用型号为H1.6的弹性柱销联轴器。供案展耐秀渊华箱倬丽U钵隗03所叨塞单瞳铺
