西工大机械设计课程设计

1、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1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422一、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输送带的速度输送带滚筒的力 F/KNV/ （ m/s）

2、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3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 6120.98取精度为 IT73电动4机选5择0.96 选择滚子链传动电动机工作功率0.99弹性套柱销联轴器Pm5.5KW0.96由已知条件得到转速60.99 选用角接触球轴承nm 1440r/ min工作机所需

3、功率：pwFwvw / (1000 w ) 2400 1.6 / (1000 0.96) 4KW 选择 Y132S-4三相异步电动机3传动装置的总效率a123460.8857电动机所需功率：PdPw /4.5KW根据以上数据选择电动机参数如下:工作功率Pm5.5KW ，转速 nm1440r / minY132S-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nm 和工作机主动轴转速 nw 可确定传动装置应有的总传动比 i ：由于nw1.6601000 / (D )63.66故计算得到总传动比：i22.62(2) 合理分配各级传动比：4由于减速箱是展

4、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：传链传动 i3 =2.5 ，高速级 i11.363.66/ 2.5=3.43，低速级动比i2 =2.64的将两级齿轮传动比进行圆整，取i13.4 ， i22.6 ，分i32.56配此时速度偏差为 0.5%5% ，所以可行。各轴传动参数(1) 各轴的转速 n r / min 的确定n1nm1440io1440 r min高速轴的转速：1中间轴的转速： n2nm1440ioi1423.52 r min1 3.4低速轴的转速： n ?n2nm1440 162.89minr3i2i i i3.

5、4 2.60 1 2(2) 各轴的输入功率（KW ）各级传动比：i13.4i22.6i32.56各轴转速：n11440 r minn2423.52 r minn3 =162.89 r min各轴功率：P15.39KWP25.23 KWP5.07 KW3各轴扭矩：高速轴的输入功率：P15.50.9925.39 KWT135746.18N m各P25.50.9930.985.23KWT2117931.85N m中间轴的输入功率：轴42T3297246.60 N m传低速轴的输入功率：P35.50.990.985.07KW动(3) 各轴的输入扭矩（ N·m）参高速轴的输入转矩：数T1P19

6、5505.39955035746.18 N mn11440中间轴的输入转矩：T2P295505.239550117931.85N mn2423.525低速轴的输入转矩：T3 9550 P395505.07297246.60N mn3162.89三、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 Z1 24，则大齿轮齿数Z 2i1 Z13.42481.

7、6， 取Z2 =81 ， 初 选 螺 旋 角14（ 5）压力角 =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d 1 t2 KHt T 1 u1ZHZEZ Z)23u(d H （ 1.1 ）齿轮1 ）确定公式内的各参数值传工作时有轻微振动，选KHt1.5动设计算小齿轮传递的转矩。计T1P195505.39955035746.18 N mn11440由参考文献 2表 10-7选取齿宽系数 d 1由参考文献 2 图 10-20 选取区域系数 ZH2.433参考文献2 表10-6查得材料的弹性影响系数61Z E189.8Mpa 2由参考文献 2

8、式 10-21 计算接触疲劳强度用重合度系数Ztarctan(tann / cos)arctan(tan 20 / cos14 ) 20.562at 1arccosz1 cost / ( z12han cos)arccos24cos20.562 / (242 1cos14 )29.974at2arccosz2 cos t/ ( z22han cos)arccos81cos20.562 / (812 1cos14 )23.881 z1 (tan at1tant' )z2 (tan2tant' ) / 224(tan 29.974tan20.562 )81(tan23.881tan

9、20.562 ) / 21.642d z1 tan/124tan(14 ) /1.905Z(4)(1)3 (41.642)(11.905)1.90531.6420.672由参考文献 210-23 可得螺旋角系数Zcoscos140.985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H lim1540MPa ； 大 齿 轮的 接 触 疲 劳 强度 极 限H lim2522.5MPa由参考文献 2 式（ 10-15 ）计算应力循环次数：N160n1jLh601440 1(2 8 300 10) 4.1472 109N 24.14721091.221093.4由参考文献

10、 2 图 10-23 查得接触疲劳寿命系数K HN10.90， K HN 20.95 ；7取失效概率为1%，安全系数S=1，由参考文献 2 式（ 10-14 ）得：K HN1lim1H 1SKHN2lim2H 2S0.90600MPa540MPa0.95550MPa522.5MPa取 H1和 H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H H 2522.5MPa2 ）试算小齿轮分度圆直径d1t2K Ht T1u 1Z HZEZ Z)23u(H d21.535.746 10381/2412.433189.80.6720.9852d1 tmm 36.21mm3181/ 24522.5（ 2)

11、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。圆周速度 。vd1t n13.1436.21 1440m s2.73 m s601000601000齿宽 b。bd d 1t 136.2136.21mm2）计算实际载荷系数 K H 。由参考文献 2表 10-2 查得使用系数 K A1.25 。根据 v2.73m s ， 7级精度，由参考文献2 图 10-8 查得动载系数 K v1.11 。齿轮的周向力Ft12T1 / d1t2 35746.18 / 36.21N987.192 NKAFt1 / b1.25 987.192/ 36.21N / mm34.08100N / mm查表参考文献

12、2表 10-3 得齿间载荷分配系数K H1.4 。8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， K H 1.42。则载荷系数K H K A K vK HK H 1.25 1.11 1.4 1.42 2.763）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d1d1t 3K H36.213 2.76mm44.37mmK Ht1.5及相应的齿轮模数mnd1 cos44.37 cos14Z1mm 1.79mm243. 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1cos2YFa YSa2K Ft TYmnt3d

13、 Z12 F 1 ）确定公式中各参数值。试选载荷系数K Ft1.5 。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 。b arctan(tan cos t ) arctan(tan14 cos20.562 )13.140/ cos2b1.642 / cos2 20.5621.873Y 0.25 0.75 /0.25 0.75 /1.8730.650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 。14Y111.9050.778120120YFaYSa计算F。9由当量齿数Z124Zv126.27cos3cos3 14Z281Zv2cos388.67co

14、s314由参考文献 2 图 10-17 查得齿形系数YFa 1 2.5919 ； YFa 22.20266 。由参考文献 2 表 10-18 查得应力校正系数YSa11.59635； YSa21.77867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FE 2380MPa ，FE 1 500MPa由参考文献 2 图 10-22 ，查得弯曲疲劳寿命系数K FN10.85， KFN20.88取弯曲疲劳许用应力S=1.4，由文献 2式（ 10-14 ）得K FN1FE 1F 1SKFN2FE 2F 2S0.85500 MPa 303.57 MPa1.40.88380 MPa 23

15、8.86MPa1.4YFa1YSa12.59191.59635F 10.01363303.57YFa 2YSa22.202661.77867F 20.01640238.86YFa YSa因为大齿轮的 F 大于小齿轮，所以取YFaYSaYFa 2YSa20.01640F F 22）试算齿轮模数1cos2YFa YSamnt2K Ft TY3d Z12 F 101032321.335.7460.650cos14mnt120.01640mm 1.39mm24（ 2）调整齿轮模数1 ）计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度 。d1mn1z1 / cos1.3924 / cos14 mm34.38vd1

16、n13.1434.38 1440m s2.59m / s601000601000齿宽 b。bd d 11 34.3834.38mm齿高 h 及宽高比 b/hh(2hancn )mnt(21 0.25) 1.39 mm3.64mmb / h34.38/ 3.649.442）计算实际载荷系数K F 。根据 v2.59 m s ， 7 级精度，由参考文献 2图 10-8 查得动载系数 Kv1.11 。齿轮的周向力Ft12T1 / d12 35746.18 / 34.38N2079.47 NK AFt1 / b1.252079.47/ 34.38N / mm75.61N / mm100N / mm查表

17、参考文献 2表 10-3得齿间载荷分配系数K F1.4 。由参考文献 2表 10-4用插值法查得 7级精度， KF1.42。则载荷系数K FK AK v K F K F1.251.111.41.422.763) 由参考文献 2 式 10-13 ，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数mnmnt 3K F1.39 3 2.76mm 1.71mmK Ft1.511对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn 大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m2mm，已可满足弯曲强度。n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d1 =44.37mm来计算应有的齿数。于是由Z1d1 cos

18、44.37cos14=22mn21.52 取 Z12则 Z2 i1 Z13.4 2274.8 取 Z2 =754. 几何尺寸计算（ 1）计算中心距aZ1 Z2mn22752mm100.00 mm2cos2cos14a100mm将中心距圆整为 100mm 。d145.36mm（ 2）按圆整后的中心距修正螺旋角d2154.64mmB150mmZ1 Z2mnarccos22752B245mmarccos210014.0914.092a（ 3）计算大、小齿轮的分度圆直径Z122Z1mn222Z27545.36mmd1cos14 4 11cosdZ2mn752154.64mm2cos14 4 11cos

19、（ 4）计算齿轮宽度bd d1145.36mm=45.36mm圆整后取 B245mm； B150mm 。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1240HBS。(3) 精度等级取 7(4)初选 小齿轮 齿数Z1 24，则大齿轮齿数Z2i2 Z12.62462.4，取 Z2=62(5)初选螺旋角14(6) 压力角20(1) 按按齿面接触强度设计d 1 t2 KHt T1 u1ZHZEZ Z)23u(d H （ 1

20、.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 ZH2.4333)由参考文献 2表 10-7 选取齿宽系数d14) 由参考文献 2 图 10-26 查得1.626,1.905, Z0.6755) 小齿轮转距 T1 117929 N mm6)由由参考文2表10-6 查得材料的弹性影响系数1Z E189.8Mpa27) 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H lim1600MPa ； 大 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限H lim 2550MPa8) 由参考文献 2 式（ 10

21、-13 ）计算应力循环次数N1 60n2 jL h 60419.83 1 (2 8 300 10) 1.209 109N 21.2091094.65 1082.6139) 由参考文献 2 图 10-19 查得接触疲劳寿命系数K HN1 1.0，K HN 21.05 ；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：K HN1lim11.0 600MPa600MPaH 1SH KHN2lim21.05 550MPa577.5MPa2SH 577.5MPa计算数据1)试计算小齿轮分度圆直径d1t ，有计算公式得2 1.611792962 / 2

22、4 1 2.4332d1t3189.8 0.675 0.985162/ 24mm 52.86mm577.52)计算圆周速度vd1t n23.1452.86423.53 m s1.17 m s6010006010003) 计算齿宽 b 及模数 mntbd d 1t 152.86 52.86mmm1td1t cos52.86 cos14Z1mm 2.137mm24h2.25m1t2.25 2.137mm 4.808mmb52.8611.00h 4.8084) 计算纵向重合度0.318 d Z1tan0.318 124 tan141.9035）计算载荷系数K已知载荷平稳， 由参考文献 2表 10-2

23、选取使用系数取 K A1.25根据 v 1.28 m s ，7级精度， 由参考文献 2 图 10-8查得动载系数 Kv1.08 ；由表 10-4查得K H的计算公式和直齿轮的相同故14K H1.42；由参考文献 2 图 10-13查得 KF1.35由表 10-3查得 KHK F1.4故载荷系数KK A Kv K HK H1.251.08 1.41.422.686）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：d1d1t 3K52.8632.68mm62.78mmKt1.65) 计算模数md1 cos62.78cos14 mm2.54mmnZ124(2)按齿根弯曲强度

24、设计由参考文献 2式（ 10-17 ）2KTYcos2YFa YSamn13d Z12F 确定计算参数1) 计算载荷系数KK A K v K F K F1.25 1.08 1.4 1.352.552)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Zv1Z124cos326.27cos3 14Zv2Z262cos367.87cos3 144)查取齿型系数由参考文献 2表 10-5 查得 YFa12.5919 ；YFa 22.24852155)查取应力校正系数由参 考 文 献2表10-5查 得YSa11.59635 ； YSa21.7657

25、46)由参考文献2图 10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限FE 1500MPa ，大齿轮的弯曲疲劳极限FE 2380MPa7) 由参考文献2 图 10-18 ，查得弯曲疲劳寿命系数KFN1 0.85， KFN20.88 ；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F 1KFN 1FE 10.85 500 MPa303.57MPaS1.4F 2KFN2FE 20.88380238.86MPaS1.4MPaYFaYSa9)计算大，小齿轮的F ，并加以比较YFa1YSa12.59191.596350.01363F 1303.57YFa2YSa22.24

26、8521.765740.01662F 2238.86大齿轮的数值大设计计算22.681179290.88cos142mn30.01662mm 2.06 mm12421.645对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn 大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn2mm ，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d162.78mm 来计算应有的齿数。于是由Z1d1 cos62.78cos14mn230.45 ，取Z1 2716则 Z2i 2Z1 =2.63180.6, Z2 =81(3)几何尺寸计算1)计算中心距Z1 Z2 mn3181 2a2mm

27、115.43mm2coscos14将中心距圆整为a115mm。2) 按圆整后的中心距修正螺旋角Z1 Z2 mn3181 2arccosarccos13.1162a2115因 值改变不多，故参数、 K、 ZH 等不必修正。3) 计算大、小齿轮的分度圆直径d1Z1mn312cos63.66mmcos13.116d2Z2 mn812cos166.34mmcos13.1164) 计算齿轮宽度bd d1163.66=63.66 mm圆整后取 B265mm； B1 60mm 。四、链传动设计选择材料40,50.ZG310570. 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

28、链轮齿数 Z1 =19 ，取大链轮齿数Z2i 3Z1 =2.5619=48.642.确定计算功率查表 9-6 得 K A1.0 , 查图 9-13 得 K Z , 单排链 , 则计算功率的a115mmd163.66mmd2166.34mmB160mmB265mm13.116Z131Z28117Pca =K A K Z P=1.1 1.355.07=7.53 KW3.选择 ; 链条型号和节距根据 Pca =7.53 KW ,n3162.9r / min 可选 16A 在查表链条节距为 P25.4mm4.计算链节数和中心矩初选中心矩a030 50 P30 5025.4762 1270， 取a010

29、00mm链 节 数 Lpo2 a0z1z2( z1z2 )2 p =114取p22a0链传Lp =114查表中心矩计算系数f1 =0.24819动设最大中心矩 af1 p2Lp( z1 +z2 ) =1000mm计5.计算链速 V, 确定润滑方式vn1 z1 p1.31m / s60 1000由 V=1.6m/s 和链号 20A 查图 9-14 可知应采用油池润滑或油盘飞溅润滑6.计算压轴力Fp轴材料为45 号钢 , 调质处理有效圆周力 :Fe 1000 p3870.23 Nv链轮水平布置时的压轴力系数 KFP1.15,则压轴力为FPK FP Fe1.15 3870.23 4450.76N五、

30、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。 30 40MPa18（ 高 速 轴 ） 由 参 考 文 献 2表15-3确 定1112mm ，d1min1 3p1 =112*35.39 =17.28 ( 按一个键槽 , 轴颈增大 7%n11440为 18.62mm)考虑到弹性套柱销联轴器的规格, 取最小直径为d1min22mm( 中间轴 )2112mmd2min2 3p2=11235.23 =25.89mmn2423.53轴承代基本尺寸 /mm安装尺寸基本额定 /kN号/mmdDBdaDa动载静载荷荷 CrCor7306A307219376525.218.5C7306

31、A307219376525.218.5C7309A4510025549147.537.2C考虑到两个键槽，取d2min30mm(低速轴 )3112mmd3min3 3p3=11235.07=35.23mmn162.93( 考虑到两个键槽 , 轴颈增大15%为 40.51mm)取 d3min40mm2. 初选轴承：1 轴高速轴选轴承为7306AC2 轴中间轴选轴承为7306AC3 轴低速轴选轴承为7309AC193. 轴的设计轴承（1）高速轴的结构设计：的设计1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径：（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

32、直径尺寸的限制，选为22mm。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26mm。c) 段轴要安装轴承，考虑到轴肩及轴承尺寸，该段直径定为30mm。d)前段轴，考虑到轴定为32mm。e) 后段轴为齿轮轴，所以该段直径选为齿轮的分度圆直径45.0mm。f)段轴要安装轴承，直径定为30mm。2) 根据轴向定位要求确定各段长度的确定：高速轴选轴承为7306AC中间轴选轴承为7306AC低速轴选轴承为7309AC各段长度的确定从右到左分述如下：a)该段轴连接联轴器，半联轴器与轴配合的毂孔长度为52mm。b) 该段取 50mm。c) 该段安装轴承，为 39mm。轴d) 该段

33、综合考虑齿轮与箱体内壁的距离、 轴承与箱体内壁距离 （采的设用脂润滑），还有二级齿轮的宽度，定该段长度为125mm。计e) 该段装轴承取 29mm。（ 2）中间轴的结构设计：201）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径：（从右至左）a）考虑与轴承的配合和最小轴径选直径为30mm。b）考虑轴肩过度取直径为32mm。e）段轴考虑定位轴肩，该段直径定为36mm。f ）与齿轮配合，考虑定位轴肩轴定为32mm。g) V 段与 I 同取 30mm。2) 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，根据轴承宽度、甩油环尺寸以及轴承和甩油环和箱体的相对位置该段长度选为45mm。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7mm。d） IV 段用于安装大齿轮，考虑齿宽长度为42mm。e） V 段用于安装轴承、挡油环，长度为40mm。（ 3）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 7309AC，故取直径为 45mm。b) II 段该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有 1mm的圆角，经强度计算，直径定为 47mm。c) III