《机械设计》课程设计计算书

1一、传动装置方案拟定及方案确定1、设计—带式输送机传动装置2、已知条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35℃；使用折旧期8年；动力来源为三相交流电压380/220V电力;运输带速度允许误差±5%。3、已知参数：运输带工作拉力为F=2500N,运输带工作速度为V=1.1m/s,卷筒直径为D=400mm。1、拟定传动方案方案一：两级展开式圆柱齿轮减速器2优缺点：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。用于载荷比较平稳的场合。方案二：两级分流式圆柱齿轮减速器优缺点：结构复杂，由于齿轮相对于轴承对称布置，与展开式相比载荷沿齿宽分布较均匀、轴承受载较均匀。适用于变载荷的场合。方案三：两级同轴式圆柱齿轮减速器3优缺点：横向尺寸较小，但轴向尺寸较大和重量较大，且中间轴较长、刚度差，沿齿宽载荷分布不均匀，高速轴的承载能力难于充分利用。方案四：两级圆锥-圆柱齿轮减速器优缺点：轮齿可做成直齿、斜齿或曲线齿。用于两轴垂直相交的传动中，也可用于两轴垂直相错的传动中。锥齿轮在高速级，以使锥齿轮尺寸不至太大，否则加工困难。但安装复杂且成本高。2、传动方案的确定4选定方案：经过综合比较以上四个方案的优劣，选择方案一，其结构简单，工作载荷较平稳。二、电动机的选择和总传动比的分配设计设计步骤与内容结果电动机选择1．已知F=2500N,V=1.1m/s,D=400mm；P0=FV/1000=2500×1.1÷1000KW=2.75KW；电动机输出功率Pd=P0/η,η为传动系统总效率。η=η12η23η32η42η5；联轴器效率：η1=0.99；轴承效率：η2=0.99；啮合效率：η3=0.97；搅油效率;η4=0.98；滚筒效率：η5=0.96；η=η12η23η32η42η5=0.992×0.993×0.972×0.982×0.96≈0.825Pd=2.75/0.825KW≈3.33KW根据Pd查表12-1，选取Y132M1-6型的电动机。电动机Y132M1-6（型号）5Pm=4KW，nm=960r/min,Mm=9550Pm/nm=9550×4/960N·m=39.79N·m2.总传动比的计算及传动比分配nD=60×1000V/πD=60×1000×1.1/400π=52.52r/mini=nm/nD=960/52.52=18.28i=i1×i2取i=18，i1=4.5，i2=43.各轴的转速、扭矩n1=nm=960r/minn2=n1/i1=960/4.5r/min=213.33r/minn3=n2/i2=n1/(i1i2)=n1/i=960/18r/min=53.33r/minM1=Mmη1=39.79×0.99N·m=39.39N·mM2=M1i1η2η3η4=39.39×4.5×0.99×0.97×0.98N·m=166.81N·mM3=M2i2η2η3η4=166.81×4×0.99×0.97×0.98N·m=627.94N·mi=18i1=4.5i2=46各轴的转速和扭矩如下表：轴转速/r/min扭矩/N·mⅠn1=nm=960M1=39.39Ⅱn2=213.33M2=166.81三、齿轮的设计计算1、高速级齿轮传动设计设计设计步骤与内容结果1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按选定传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为200。（2）带式运输机为一般工作机器，参考表10-6，选用7级精度。（3）材料选择。由表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。（4）选小齿轮齿数z1=25，大齿轮齿数z2=u1z1=4.5×25=112.5，取z2=113。选用直齿圆柱齿轮压力角207级精度小齿轮40Cr（调质）280HBS大齿轮45钢（调质）240HBSⅢn3=53.33M3=627.9372.按齿面接触疲劳强度设计（1）由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即32Ⅰ112HEHdHttZZZuuTKd1）确定公式中的各参数值①试选3.1HtK。②计算小齿轮传递的转矩。由扭矩表可知：T1=3.939×104N·mm③由表10-7选取齿宽系数1d。④由图10-20查得区域系数5.2HZ。⑤由表10-5查得材料的弹性影响系数2/18.189MPaZE。⑥由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z。)2/(cosarccos111aahzz=arccos[25×cos200／﹙25+2×1﹚]=29.5310)2/(cosarccos222aahzz=arccos[113×cos200／﹙113+2×1﹚]=22.57902/)tan(tan)tan(tan2211aazz=[25×﹙tan29.5310-tan200﹚＋113×25z1113z23.1HtKNT4110939.31d5.2HZ2/18.189MPaZE738.1Zε=0.8688﹙tan22.5790-tan200﹚]／2π=1.738Zε=√[(4-εα)/3]=√[(4-1.738)/3]=0.868⑦计算接触疲劳许用应力H。由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为MPaH6001lim、MPaH5502lim。由式（10-15）计算应力循环次数8911291110158.4)25/133(10212.2u10212.2)830082(19606060NNjLnNh由图10-23查取接触疲劳寿命系数94.0,92.021HNHNKK。取失效概率为%1、安全系数1S，由式（10-14）得MPaMPaSKMPaMPaSKHHNHHHNH517155094.0;552160092.02lim221lim11取1H和2H中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，则MPaHH51722）试算小齿轮分度圆直径321112HEHdHttZZZuuTKdMPaH6001limMPaH5502lim9110212.2N8210158.4N10.92HNK94.02HNKMPaH5179mmdt976.425170.868×8.1895.2)25/113（1）25/113（110939.33.1232341（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v。smsmndvt16.2100060960976.4210006011②齿宽b。mmmmdbtd976.42976.420.112）计算实际载荷系数HK。①由表10-2查得使用系数1AK。②根据smv16.2、7级精度，由图10-8查得动载系数10.1vK。③齿轮的圆周力。N10×1.833N976.42/10×3.939×2/d2TF341t1t1100N/mm42.65N/mm＜m/42.976N/m10×1.833×1/bFK3t1A查表10-3得齿间载荷分配系数2.1HK。④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，得齿向载荷分布系mm976.421tdsmv/16.2mmb976.421AK10.1vK2.1HK4181.HK103.按齿根弯曲疲劳强度设计数4181.HK。由此，得到实际载荷系数87.1418.12.11.11HHVAHKKKKK3）由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径mmmmKKddtHHt513.483.187.1976.423311及相应的齿轮模数m=d1/z1=48.513/25mm=1.941mm（1）由式（10-7）试算模数，即32112FsaFadFttYYzYTKm1)确定公式中的各参数值①试选3.1FtK。②由式（10-5）计算弯曲疲劳用重合度系数。mmmmY682.0738.175.025.0ε75.025.0αε③计算FsaFaYY。由图10-17查得齿形系数18.2,65.221FaFaYY。由图10-18查得应力修正系数82.1,59.121SaSaYY。由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲87.1HKmmd513.481m=1.941mm3.1FtKmm682.0εY12.65FaY18.22FaY11.59saY82.12SaY11疲劳极限分别为MPaF5001lim、MPaF3802lim。由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数92.0,87.021FNFNKK。取弯曲疲劳安全系数4.1S，由式（10-14）得MPaSKMPaSKFFNFmFFNF71.2494.138092.071.3104.150087.02lim221li110159.071.24982.118.20136.071.31059.165.2222111FSaFaFSaFaYYYY因为大齿轮的FsaFaYY大于小齿轮，所以取0159.0][222FSaFaFSaFaYYYY2）试算模数mmmmYYzYTmFSaFad211.10.0159×25×10.682×10×3.939×1.3×2][K233243211Ftt（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v。mmmmzmt275.3025×211.1d11MPaF5001limMPaF3802lim87.01FNK92.02FNK0159.0][FSaFaYYmmm211.1≥tmm275.30d112smsmndv52.1100060960×275.3010006011②齿宽b。30.275mm30.275mm×1dφ1db③宽高比hb/。mmmmmmchtta725.2211.125.225.2)h2（**11.11725.2/275.30/hb2）计算实际载荷系数FK。①根据smv52.1，7级精度，由图10-8查得动载系数06.1vK。②由N10×2.602N275.30/10×3.939×2/d2TF3411t1，mmN/mm＜100N/945.85275.30/10×602.21/31bFKtA，查表10-3得齿间载荷分配系数2.1FK。③由表10-4用插值法查得4151.HK，结合11.11/hb查图10-13，得35.1FK。则载荷系数为78.135.12.11.11FFFVAKKKKK3）由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数mmmmKKmtFFt345.13.178.1211.1m33m/s52.1vmmb275.30mmh725.211.11/hb06.1vK2.1FK35.1FK78.1FKmmm345.113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m的大小主要取决于弯曲疲劳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，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数mm345.1并就近圆整为标准值mmm5.1，按接触疲劳强度算得的分度圆直径mmd513.481,算出小齿轮齿数34.325.1/513.48/11mdz。取321z，则大齿轮齿数144325.4u112zz，取1432z，1z与2z互为质数。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了