西工大机械设计课程设计

机械设计课程设计计算说明书设计题目：设计一带式输送机传动装置机械电子工程专业02班设计者：张正强指导老师：董海军2015年7月8日西北工业大学机械设计课程设计说明书一、设计题目1二、参数计算2三、齿轮传动设计4四、链传动设计13五、轴的设计及校核14六、轴承校核33七、键的选用以及校核35八、减速箱的设计36九、减速器的润滑及密封选择38十、减速器的附件选择及说明39十一、设计总结41十三、参考文献42一、设计题目（4-C）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-C2.41.6480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、参数计算电动机选择电动机的选择初选电动机转速n1500r/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IT730.96选择滚子链传动40.99弹性套柱销联轴器50.96由已知条件得到60.99选用角接触球轴承工作机所需功率：/(1000)24001.6/(10000.96)4传动装置的总效率312346a0.8857电动机所需功率：/4.5dwPPKW根据以上数据选择电动机参数如下:工作功率mP5.5KW，转速mn1440r/minY132S-4三相异步电动机满足要求,可供选用.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：由于1.6601000/()63.66wnD故计算得到总传动比：22.62i(2)合理分配各级传动比：电动机工作功率mP5.5KW转速mn1440r/min选择Y132S-4三相异步电动机传动比的分配各轴传动参数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=2.5i，高速级11.363.66/2.5=3.43i，低速级2=2.64i将两级齿轮传动比进行圆整，取13.4i，22.6i，32.56i此时速度偏差为0.5%5%，所以可行。各轴传动参数(1)各轴的转速nr/min的确定高速轴的转速：114401440min1monnri中间轴的转速：211440423.52min13.4monnrii低速轴的转速：2320121440162.89min3.42.6mnnnriiii(2)各轴的输入功率（KW）高速轴的输入功率：215.50.995.39PKW中间轴的输入功率：325.50.990.985.23PKW低速轴的输入功率：4235.50.990.985.07PKW(3)各轴的输入扭矩（N·m）高速轴的输入转矩：1115.399550955035746.181440PTNmn中间轴的输入转矩：2225.2395509550117931.85423.52PTNmn各级传动比：13.4i22.6i32.56i各轴转速：11440minnr2423.52minnr=162.893minnr各轴功率：15.39PKW25.23PKW35.07PKW各轴扭矩：135746.18TNm2117931.85TNm3297246.60TNm齿轮传动设计低速轴的输入转矩：3335.0795509550297246.60162.89PTNmn三、齿轮传动设计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7（4）初选小齿轮齿数124Z，则大齿轮齿数2113.42481.6ZiZ，取2=81Z，初选螺旋角14（5）压力角α=20°2.按按齿面接触强度设计由参考文献[2]式10-24试算小齿轮分度圆直径，即213121()[]HEHttdHZZZZKTudu（1.1）1）确定公式内的各参数值工作时有轻微振动，选  1.5HtK计算小齿轮传递的转矩。1115.399550955035746.181440PTNmn由参考文献[2]表10-7选取齿宽系数1d④由参考文献[2]图10-20选取区域系数 2.433HZ⑤参考文献[2]表10-6查得材料的弹性影响系数12EZ189.8aMp⑥由参考文献[2]式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数Zarctan(tan/cos)arctan(tan20/cos14)20.562tn111arccos[cos/(2cos)]arccos[24cos20.562/(2421cos14)]29.974attanzzh222arccos[cos/(2cos)]arccos[81cos20.562/(8121cos14)]23.881attanzzh''1122[(tantan)(tantan)]/2[24(tan29.974tan20.562)81(tan23.881tan20.562)]/21.642atttzz1tan/124tan(14)/1.905dz(4)(1)[]3(41.642)(11.905)1.905[]31.6420.672Z⑦由参考文献[2]10-23可得螺旋角系数coscos140.985Z⑧由参考文献[2]图10-25d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1540HaMP；大齿轮的接触疲劳强度极限lim2522.5HaMP由参考文献[2]式（10-15）计算应力循环次数：911606014401(2830010)4.147210hNnjL9924.1472101.22103.4N由参考文献[2]图10-23查得接触疲劳寿命系数120.900.95HNHNKK，；取失效概率为1%，安全系数S=1，由参考文献[2]式（10-14）得：1lim11[]0.90600540HNHKMPaMPaS2lim22[]0.95550522.5HNHKMPaMPaS取1[]H和2[]H中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即2[][]522.5HHMPa2）试算小齿轮分度圆直径213121()[]HEHttdHZZZZKTudu233121.535.7461081/2412.433189.80.6720.98536.21181/24522.5tdmmmm（2)调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。①圆周速度。113.1436.2114402.73601000601000tdnvmsms②齿宽b。1136.2136.21dtbdmm2）计算实际载荷系数HK。①由参考文献[2]表10-2查得使用系数1.25AK。②根据2.73vms，7级精度，由参考文献[2]图10-8查得动载系数1.11vK。③齿轮的周向力1112/235746.18/36.21987.192ttFTdNN1/1.25987.192/36.21/34.08100/AtKFbNmmNmm查表参考文献[2]表10-3得齿间载荷分配系数1.4HK。④由参考文献[2]表10-4用插值法查得7级精度，小齿轮相对非对称布置时，1.42HK。则载荷系数1.251.111.41.422.76HAvHHKKKKK3）由参考文献[2]式10-12，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径33112.7636.2144.371.5HtHtKddmmmmK及相应的齿轮模数11cos44.37cos141.7924ndmmmmmZ3.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由参考文献[2]式（10-20）试算齿轮模数213212cos[]FtFaSantdFKTYYYmZ1）确定公式中各参数值。①试选载荷系数1.5FtK。②由参考文献[2]式10-18，可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Y。arctan(tancos)arctan(tan14cos20.562)13.140bt22/cos1.642/cos20.5621.873b0.250.75/0.250.75/1.8730.650Y③由参考文献[2]式10-19，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Y。14111.9050.778120120Y④计算[]FaSaFYY。由当量齿数113322332426.27coscos148188.67coscos14vvZZZZ由参考文献[2]图10-17查得齿形系数12.5919FaY；22.20266FaY。由参考文献[2]表10-18查得应力校正系数11.59635SaY；21.77867SaY由参考文献[2]图10-24c查得大小齿轮的弯曲疲劳极限分别为2380FEaMP，1500FEaMP由参考文献[2]图10-22，查得弯曲疲劳寿命系数10.85FNK，20.88FNK取弯曲疲劳许用应力S=1.4，由文献[2]式（10-14）得1112220.85500[]303.571.40.88380[]238.861.4FNFEFFNFEFKMPaMPaSKMPaMPaS1112222.59191.596350.01363[]303.572.202661.778670.01640[]238.86FaSaFFaSaFYYYY因为大齿轮的[]FaSaFYY大于小齿轮，所以取2220.01640[][]FaSaFaSaFFYYYY2）试算齿轮模数213212cos[]FtFaSantdFKTYYYmZ233221.335.746100.650cos140.016401.39124ntmmmmm（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备。①圆周速度。111/cos1.3924/cos1434.38ndmzmm113.1434.3814402.59/601000601000dnvmsms②齿宽b。1134.3834.38dbdmm③齿高h及宽高比b/h(2)(210.25)1.393.64annnthhcmmmmm/34.38/3.649.44bh2）计算实际载荷系数FK。①根据2.59vms，7级精度，由参考文献[2]图10-8查得动载系数1.11vK。③齿轮的周向力1112/235746.18/34.382079.47tFTdNN1/1.252079.47/34.38/75.61/100/AtKFbNmmNmmNmm查表参考文献[2]表10-3得齿间载荷分配系数1.4FK。④由参考文献[2]表10-4用插值法查得7级精度，1.42FK。则载荷系数1.251.111.41.422.76FAvFFKKKKK3)由参考文献[2]式