西工大机械设计课程设计4-B设计说明书

机械设计课程设计说明书班级学号姓名日期机械设计课程设计说明书一、设计题目1二、参数计算三、齿轮传动设计四、链传动设计五、轴的设计及校核六、轴承校核七、键的选用以及校核八、减速箱的设计九、减速器的润滑及密封选择十、减速器的附件选择及说明十一、设计总结十三、参考文献一、设计题目（4-B）1.题目说明设计一带式输送机传动用的二级圆柱齿轮展开式减速器。传动简图如下图所示：2.已知条件题号输送带牵引力F/KN输送带的速度V/（m/s）输送带滚筒的直径D/mm4—B2.21.3390连续单向运转，工作时有轻微震动；使用期10年（每年300个工作日）；小批量生产，输送机工作轴转速允许误差为±5%；带式输送机的传动效率为0.96二、参数计算1.电动机选择初选电动机转速n=1500r/min高速级齿轮组和低速级齿轮组的效率为1和2，链传动的效率为3，联轴器的效率为4，带式输送机的效率为5，轴承效率为61=2=0.98取精度为IT=73=0.96选择滚子链传动4=0.99刚性套柱销联轴器5=0.96由已知条件得到6=0.98选用圆锥滚子轴承工作机所需功率：51000wFVP=2.98KW传动装置的总效率312346a=0.86电动机所需功率：wmaPP=3.46KW根据以上数据选择电动机参数如下:工作功率mP=4KW，转速mn=1440r/minY112M-4三相异步电动机满足要求,可供选用.轴伸出端直径mD=28mm长度E=60mm键槽截面尺寸F*G*D=8*24*28电动机中心高112mm2.传动比选择1.计算总传动比：由电动机的满载转速mn和工作机主动轴转速wn可确定传动装置应有的总传动比i：电动机工作功率mP=4KW，转速mn=1440r/min选择Y112M-4三相异步电动机各级传动比：13.83i23i32i由于1.3601000/63.69wnD，故计算得到总传动比：22.61i2.合理分配各级传动比：由于减速箱是展开式布置，为了使两个大齿轮具有相近的浸油深度，应试两级的大齿轮具有相近的直径，于是可按下式3.分配传动比：链传动3=2i，高速级11.311.305=3.83i，低速级2=3i此时速度偏差为0.5%5%，所以可行。3．各轴传动参数(1)各轴的转速n(r/min)的确定高速轴的转速：114401440min1monnri中间轴的转速：211440375.98min13.83monnrii低速轴的转速：2320121440125.33min3.833mnnnriiii＝滚筒轴的转速：3430123144062.67min13.8332mnnnriiiii＝(2)各轴的输入功率（KW）高速轴的输入功率：1440.993.96mPPKW中间轴的输入功率：21163.960.980.983.80PPKW低速轴的输入功率：32263.800.980.983.65PPKW滚筒轴的输入功率：43363.650.960.983.43PPKW(3)各轴的输入扭矩（N·m）高速轴的输入扭矩：1113.969550955026.2631440PTNmn各轴转速：11440minnr2480minnr3minnr=1784.minnr=6267各轴功率：13.96PKW23.80PKW33.65PKW43.43PKW各轴扭矩：126.263TNm296.52TNm3278.13TNm4522.68TNm中间轴的输入扭矩：2223.809550955096.52375.98PTNmn低速轴的输入扭矩：3333.6595509550278.13125.33PTNmn滚筒轴的输入扭矩：4443.4395509550522.6862.67PTNmn三、齿轮传动设计1.高速级齿轮传动计算(1)选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1)选用斜齿圆柱齿轮2)初选小齿轮材料为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)精度等级取74)初选小齿轮齿数124Z，则大齿轮齿数2113.832491.92ZiZ，取2=91Z，初选螺旋角β=14°(2)按按齿面接触强度设计213121()[]tHEtdHKTZZudu（1.1）确定公式内的各计算数值1)工作时有轻微振动，选Kt=1.62)由参考文献[2]图10-30选取区域系数ZH=2.4333)由参考文献[2]表10-7选取齿宽系数Φd=14)由参考文献[2]图10-26查得12120.780.8851.665，则5)小齿轮转距3126.26310TNmm6)由参考文[2]表10-6查得材料的弹性影响系数12EZ189.8aMp7)由参考文献[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600HaMP；大齿轮的接触疲劳强度极限lim2550HaMP8)由参考文献[2]式（10-13）计算应力循环次数911606014401(2830010)4.147210hNnjL9924.1472101.0828103.83N9)由参考文献[2]图10-19查得接触疲劳寿命系数120.900.95HNHNKK，；10)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由参考文献[2]式（10-12）得：1lim11[]0.90600540HNHKMPaMPaS2lim22[]0.95550522.5HNHKMPaMPaS12[][]540522.5[]531.2522HHHMPaMPa计算各数据1)试计算小齿轮分度圆直径1td，有计算公式得233121.626.263104.832.433189.836.3711.6653.83531.25tdmmmm2)计算圆周速度113.1436.3714402.74601000601000tdnvmsms3)计算齿宽b及模数ntm11111136.3736.37cos36.37cos141.47242.252.251.473.3136.3710.993.31dttttbdmmdmmmmmZhmmmmmbh4)计算纵向重合度10.318tan0.318124tan141.903dZ5)计算载荷系数K已知载荷平稳，由参考文献[2]表10-2选取使用系数取1.25AK根据2.74vms，7级精度，由参考文献[2]图10-8查得动载系数1.11vK；由表10-4查得HK的计算公式和直齿轮的相同故1.42HK；由参考文献[2]图10-13查得1.35FK由表10-3查得1.2HFKK故载荷系数1.251.11.21.422.34AvHHKKKKK6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由参考文献[2]式（10-10a）得33112.3436.3741.281.6ttKddmmmmK7)计算模数11cos41.28cos141.6724ndmmmmmZ(3)按齿根弯曲强度设计由参考文献[2]式（10-17）213212cos[]FaSandFKTYYYmZ确定计算参数1)计算载荷系数1.251.11.21.352.23AvFFKKKKK2)根据纵向重合度1.903，从参考文献[2]图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.883)计算当量齿数113322332426.27coscos149199.62coscos14vvZZZZ4)查取齿型系数由参考文献[2]表10-5查得12.5919FaY；22.18076FaY5)查取应力校正系数由参考文献[2]表10-5查得11.59635SaY；21.78962SaY6)由参考文献[2]图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限1500FEaMP，大齿轮的弯曲疲劳极限2380FEaMP7)由参考文献[2]图10-18，查得弯曲疲劳寿命系数10.85FNK，20.88FNK；8)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳许用应力S=1.4，由文献[2]式（10-12）得1112220.85500[]303.571.40.88380[]238.861.4FNFEFFNFEFKMPaMPaSKMPaMPaS9)计算大，小齿轮的[]FaSaFYY，并加以比较1112222.59191.596350.01363[]303.572.180761.789620.01634[]238.86FaSaFFaSaFYYYY大齿轮的数值大设计计算233222.2326.26100.88cos140.016341.181241.665nmmmmm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数nm大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，取2nmmm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算出的分度圆直径1d=41.28mm来计算应有的齿数。于是由11cos41.28cos1420.032ndZm取1=20Z则2113.832076.6ZiZ取2=77Z(4)几何尺寸计算1)计算中心距122077299.972cos2cos14nZZmammmm将中心距圆整为100mm。2)按圆整后的中心距修正螺旋角1220772arccosarccos1441122100nZZma因值改变不多，故参数、K、HZ等不必修正。3)计算大、小齿轮的分度圆直径11122220241.24,=40coscos14411772158.76,=160coscos14411nnZmdmmdmmZmdmmdmm取取4)计算齿轮宽度1141.2=41.424dmmmbmd圆整后取240Bmm；145Bmm。2.低速级齿轮传动计算(1)选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1)选用斜齿圆柱齿轮2)初选小齿轮材料小齿轮材料为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)精度等级取74)初选小齿轮齿数124Z，则大齿轮齿数22132472ZiZ，取2=73Z，初选螺旋角β=14°121212100401604540144112077ammdmmdmmBmmBmmZZ(2)按按齿面接触强度设计213121()[]tHEtdHKTZZudu（1.1）确定公式内的各计算数值1)工作时有轻微振动，选Kt=1.62)由参考文献[2]图10-30选取区域系数ZH=2.4333)由参考文献[2]表10-7选取齿宽系数Φd=14)由参考文献[2]图10-26查得12120.780.871.65，则5)小齿轮转距3196.5210TNmm6)由由参考文[2]表10-6查得材料的弹性影响系数12EZ189.8aMp7)由参考文献[2]图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600HaMP；大齿轮的接触疲劳强度极限lim2550HaMP8)由参考文献[2]式（10-13）计算应力循环次数9126060375.981(2830010)1.082810hNnjL9821.0828103.6094103N9)由参考