西工大机械设计课程设计4B设计说明书

1、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/mm 4b2.21.3 390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

2、，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和，链传动的效率为，联轴器的效率为，带式输送机的效率为，轴承效率为= 0.98 取精度为it=7= 0.96 选择滚子链传动= 0.99 刚性套柱销联轴器= 0.96 由已知条件得到= 0.98 选用圆锥滚子轴承工作机所需功率：= 2.98kw传动装置的总效率 =0.86电动机所需功率：=3.46kw根据以上数据选择电动机参数如下:工作功率= 4kw，转速= 1440r/miny112m-4三相异步电动机满足要求,可供选用.轴伸出端直径

3、= 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和工作机主动轴转速可确定传动装置应有的总传动比：由于，故计算得到总传动比：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，高速级，低速级 此时速度偏差为 ，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： 中间轴的转速： 低速轴的转速： 滚筒轴的转速：(2) 各轴的输入功率（kw） 高速轴的输入功率： 中间轴的输

4、入功率： 低速轴的输入功率： 滚筒轴的输入功率：(3) 各轴的输入扭矩（nm） 高速轴的输入扭矩： 中间轴的输入扭矩： 低速轴的输入扭矩： 滚筒轴的输入扭矩：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，则大齿轮齿数，取，初选螺旋角=14(2) 按按齿面接触强度设计 （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

5、选取区域系数zh=2.4333) 由参考文献2表10-7选取齿宽系数d=14) 由参考文献2图10-26查得5) 小齿轮转距6) 由参考文2表10-6查得材料的弹性影响系数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；大齿轮的接触疲劳强度极限8) 由参考文献2式（10-13）计算应力循环次数9) 由参考文献2图10-19查得接触疲劳寿命系数 ；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：计算各数据1) 试计算小齿轮分度圆直径，有计算公式得2) 计算圆周速度3) 计算齿宽b及模数4) 计算纵向重合度 5) 计算载荷系数k

6、已知载荷平稳，由参考文献2表10-2选取使用系数取根据，7级精度，由参考文献2图10-8查得动载系数；由表10-4查得的计算公式和直齿轮的相同故；由参考文献2图10-13查得由表10-3查得 故载荷系数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 7) 计算模数(3) 按齿根弯曲强度设计由参考文献2式（10-17） 确定计算参数1) 计算载荷系数2) 根据纵向重合度，从参考文献2图10-28查得螺旋角影响系数yb=0.883) 计算当量齿数4) 查取齿型系数由参考文献2表10-5查得；5) 查取应力校正系数由参考文献2表10-5查得；6) 由参考文献2图10-2

7、0c查得小齿轮的弯曲疲劳极限，大齿轮的弯曲疲劳极限7) 由参考文献2图10-18，查得弯曲疲劳寿命系数，；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 9) 计算大，小齿轮的 ，并加以比较大齿轮的数值大设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，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=41.28mm来计算应有的齿数。于是由 取则 取(4) 几何尺寸计算1) 计算中心距 将中心距圆整为100mm。2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 因b值改变不多，故参数、等不必修正。

8、3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 4) 计算齿轮宽度 圆整后取；。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，则大齿轮齿数，取，初选螺旋角=14(2) 按按齿面接触强度设计 （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d=14) 由参考文献2图10

9、-26查得5) 小齿轮转距6) 由由参考文2表10-6查得材料的弹性影响系数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；大齿轮的接触疲劳强度极限8) 由参考文献2式（10-13）计算应力循环次数9) 由参考文献2图10-19查得接触疲劳寿命系数 ；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：计算数据1) 试计算小齿轮分度圆直径，有计算公式得2) 计算圆周速度3) 计算齿宽b及模数4) 计算纵向重合度 5) 计算载荷系数k已知载荷平稳，由参考文献2表10-2选取使用系数取根据，7级精度，由参考文献2图10-8查得动载系

10、数；由表10-4查得的计算公式和直齿轮的相 同故；由参考文献2图10-13查得由表10-3查得 故载荷系数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： 7) 计算模数(3) 按齿根弯曲强度设计由参考文献2式（10-17） 确定计算参数1) 计算载荷系数2) 根据纵向重合度，从参考文献2图10-28查得螺旋角影响系数yb=0.883) 计算当量齿数4) 查取齿型系数由参考文献2表10-5查得；5) 查取应力校正系数由参考文献2表10-5查得；6) 由参考文献2图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限，大齿轮的弯曲疲劳极限7) 由参考文献2图10-18，查得弯曲疲劳

11、寿命系数，；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 9) 计算大，小齿轮的 ，并加以比较大齿轮的数值大 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，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=59.93mm来计算应有的齿数。于是由 ，取则(4) 几何尺寸计算1) 计算中心距 将中心距圆整为。2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 因b值改变不多，故参数、等不必修正。3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 4) 计算齿轮宽度 圆整后取；。 四、链传动设计选择材料40,50.z

12、g310570.热处理回火热处理硬度4050hrc无剧烈振动及冲击的链轮1. 选择链轮齿数取小链轮齿数，取大链轮齿数2. 确定计算功率查表9-6得=1.0, 查图9-13得=1.35,单排链,则计算功率的3. 选择;链条型号和节距根据, 可选16a 在查表 链条节距为p=25.4mm4. 计算链节数和中心矩初选中心矩=(3050)p=(3050)*25.4=7621270，取=1000mm链节数=107.47 取=108 查表中心矩计算系数=0.24928最大中心矩=1006.74mm5. 计算链速v,确定润滑方式=1.01m/s由v=1.01m/s和链号20a查图9-14可知应采用油池润滑或

13、油盘飞溅润滑6. 计算压轴力轴材料为45号钢,调质处理有效圆周力: =3613.86n链轮水平布置时的压轴力系数=1.15,则压轴力为=1.15*3613.86=4155.939n五、轴的设计及校核1. 估算最小直径选取轴的材料为45号钢，热处理为调质。 =3040mpa（高速轴）由参考文献2表15-3确定， (按一个键槽,轴颈增大7%为16.79mm)考虑到弹性套柱销联轴器的规格,取最小直径为(中间轴) ，考虑到最小径与轴承配合，取(低速轴)， (考虑到两个键槽,轴颈增大7%为36.87mm) 取2.初选轴承：1轴高速轴选轴承为302062轴中间轴选轴承为302053轴低速轴选轴承为3020

14、9各轴承参数见下表：轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定/knddtbdada动载荷cr静载荷cor30206306217.2516365643.250.530205255216.2515314632.23730209458520.7519527867.883.53.轴的设计（一） 高速轴的结构设计：1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度：（从右至左）a) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为20mm。b) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2mm，所以该段直径选为24mm。c) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要

15、有3mm的圆角，则轴承选用30206型，即该段直径定为30mm。d) 该段轴，考虑到轴肩要有2.5mm的圆角，经标准化，定为35mm。e) 该段轴为齿轮轴，所以该段直径选为齿轮的分度圆直径40mm。f) 该段轴要安装轴承，直径定为30mm。2)各段长度的确定：各段长度的确定从右到左分述如下：g) 该段轴连接联轴器，半联轴器与轴配合的毂孔长度为53mm，该段长度定为50mm。h) 该段取44mm。i) 该段安装轴承，参照工作要求长度至少17.25mm，考虑间隙取该段为30mm。j) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离、轴承与箱体内壁距离（采用脂润滑），还有二级齿轮的宽度，定该段长度为129.7mm

16、。 k) 该段与i段相同取30mm。（二） 中间轴的结构设计：1) 根据轴向定位的要求确定轴的各段长度：（从右到左）a) i段轴承安装轴承和甩油环、套筒，轴承30205宽度t=16.25，该段长度选为38.2mm。b) ii段轴考虑到齿轮齿宽的影响，所以长度为63mm。c) iii段为定位轴肩，长度10mm。d) iv段用于安装大齿轮，考虑齿宽长度为38mm。e) v段用于安装轴承、挡油环和套筒，长度为40.7mm。（三）低速轴的结构设计：1) 拟定轴上零件的装配方案轴的各段直径（从右到左）a) i段轴用于安装轴承30209，故取直径为45mm。b) ii段该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有1m

17、m的圆角，经强度计算，直径定为47mm。c) iii段为定位轴肩，取40mm。d) iv段安装轴承，与i段相同直径为45mm。e) v段直径与弹性柱销联轴器选择有关，直径为40mmf) vi段与链轮选择有关，直径为37mm。2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段长度a) i段轴承安装轴承和甩油环、套筒，30209宽度t=20.75，该段长度选为41.7mm。b) ii段轴考虑到齿轮齿宽的影响，所以长度为57mm。c) iii段为定位轴肩，长度57mm。d) iv段用于安装轴承与挡油环，长度为33mm。e) v长度与联轴器有关，长度为60mm。f) vi长度与链轮轮毂有关，长度取24.7mm。轴的

18、校核1. 高速轴对于圆锥滚子轴承30206从手册中可以查得a=13.8mm。校核该轴和轴承：=53.6mm =120.75mm =69.95mm。受力分析如图 ，,水平面：（受力分析如图）垂直面：（受力分析如图）总弯矩：，由于轴受的为脉动循环载荷，所以=0.6。校核轴强度所以该轴是安全的，满足使用要求。2. 中间轴对于圆锥滚子轴承30205从手册中可以查得a=12.6mm。校核该轴和轴承：=44.65mm =62.5mm =54.65mm。，,。水平面：（受力分析如图）垂直面：（受力分析如图）总弯矩：，由于轴受的为脉动循环载荷，所以=0.6。校核轴强度所以该轴是安全的，满足使用要求。3. 低速

19、轴对于圆锥滚子轴承30209从手册中可以查得a=18.6mm。校核该轴和轴承：=72.5mm =116.2mm =66.7mm。,。水平面：（受力分析如图）垂直面：（受力分析如图）总弯矩：，由于轴受的为脉动循环载荷，所以=0.6。校核轴强度所以该轴是安全的，满足使用要求。精校左,及右侧1） 判断危险截面因为截面i处相对弯矩较大，而且轴肩处倒角会增加其应力集中，与轴承的过盈配合也会减小其疲劳强度，所以截面i为危险截面。2） 截面i左侧抗弯截面系数：抗扭截面系数：截面i左侧的弯矩：截面i上的扭矩：截面上的弯曲应力：截面上的扭转切应力：轴的材料为钢，调质处理。查表可知：。截面上由于轴肩而形成的理论应

20、力集中系数，查表可知：轴材料的敏性系数故有效应力集中系数为：查表可知：尺寸系数，扭转尺寸系数轴按磨削加工，查表可知：表面质量系数轴未经表面强化处理，即综合系数：碳钢的特性系数：，取，取于是，计算安全系数：故可知其安全。3） 截面i右侧抗弯截面系数：抗扭截面系数：截面i右侧的弯矩：截面i上的扭矩：截面上的弯曲应力：截面上的扭转切应力：过盈配合处的，查表可知，并取，于是得：，轴按磨削加工，查表可知：表面质量系数轴未经表面强化处理，即综合系数：碳钢的特性系数：，取，取于是，计算安全系数：故可知其安全。六、轴承校核1. 高速轴圆锥滚子轴承30206的基本额定动载荷 ,基本额定静载荷径向载荷, 求轴向力

21、, e=0.37, 满足轴承寿命要求2. 中间轴圆锥滚子轴承30205的基本额定动载荷 ,基本额定静载荷径向载荷, 求轴向力, e=0.37, 3. 低速轴圆锥滚子轴承30209的基本额定动载荷 ,基本额定静载荷径向载荷, 求轴向力, e=0.4, 满足轴承寿命要求七 、键的选用以及校核1. 传递转矩已知；2. 轴直径已知；3. 工作长度l=l-b b为键的宽度；4. 键的工作高度k=0.5h h为键的高度；5. 普通平键的强度条件为；代号直径（mm）工作长度（mm）工作高度（mm）转矩（nm）极限应力（mpa）高高速轴6645（圆头）2039326.26323中中间轴10832（圆头）312

22、2496.5270.7610856 (圆头)3146496.5233.84低低速轴14950（圆头）47364.5278.1373.06由于键采用静联接，材料钢，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全。与链轮连接的键材料为钢主要参数及强度校核b*h=10*8l=70mm所以满足强度条件八、减速箱的设计箱体采用水平刨分式，刨分面与轴线平面重合，将箱体分为箱盖和箱座两部分。材料选为ht150。箱体设计主要是在满足强度，钢度的前提下，同时考虑结构紧凑，制造方便，重量轻及使用等方面要求进行设计。铸铁减速器箱体结构尺寸之一 名称符号圆柱齿轮减速器箱座壁厚a:高速级与低速级的中心距0.025a+3

23、8mm，取8mm箱盖壁厚8地脚螺拴直径16地脚螺拴数目4铸铁减速器箱体结构尺寸之二名称符号尺寸关系箱座凸缘厚度1.5=12箱盖凸缘厚度 1.5=12箱座底凸缘厚度2.5=20轴承旁连接螺拴直径0.75=12箱盖与箱座连接螺拴直径(0.50.6)=8连接螺拴 的间距150200mm轴承盖螺钉直径8视孔盖螺钉直径6定位销直径6 , ,至外箱壁距离m8:13m12:18,至凸缘边缘距离m8:11m12:16轴承旁 凸台半径16凸台高度外箱壁至轴承座端面距离16+18+8=42大齿轮顶圆与内箱壁距离8箱盖肋厚6.8箱座肋厚6.8轴承盖外径轴承25 为 82 ，轴承26 为 92，轴承29 为 125轴承旁连接螺拴距离轴承25 为 82 ，轴承26 为 92，轴承29 为 125齿轮端面与内箱壁距离8