带式运输机上的二圆柱齿轮减速器机械设计方案课程设计方案99.docx

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1、机械设计课程设计计算说明书设计题目:带式运输机上的二级圆柱斜齿齿轮减速器 V题目一）|I中JLANGX1 AGRICULTURAL UNFVERSfTY设计者：学号：指导老师：2018年5月29日一、设计任务书 1二、传动方案分析 2三、电动机的选择计算 2四、总传动比的确定和各级传动比的分配 3五、运动和动力参数的计算 3六、传动零件的设计计算 4七、轴的结构设计和强度校核计算 13八、滚动轴承的选择和寿命计算 22九、键连接的选择和校核计算 24十、联轴器的选择和计算 25十一、箱体结构尺寸计算表及附件的选择 26十二、润滑和密封的说明 26十三、设计小结 27十四、参考资料 27、尸 、

2、-前言一、机械设计课程设计的目的意义错误!综合运用课程所学理论和知识进行机械设计训练，使所学知识进一步巩固、加深 和扩展，为创新设计和今后的工程设计工作打下基础。错误!掌握机械及机械传动装置的一般设计方法、设计步骤，树立正确的设计思想，培 养机械设计及解决实际工程问题的能力。错误!进行基本技能训练。如：设计计算、工程绘图、运用资料、手册、标准和规范以 及使用经验数据、进行经验估算和数据处理等。一、传动装置总体设计及简图拟定：1拟定传动关系：由电动机、减速器、联轴器、工作机构成。2.工作条件：单班工作，有轻微振动，小批量生产，经常满载，空载启动，单向传 动，使用5年（每年300个工作日 ，运输带

3、允许速度误差+5%。3已知条件：运输带卷筒直径 D=460，运输带速度V=1.4、分配传动比i 总=1624.8符合 8i总40)设ii为齿轮高速传动比，i2为低速传动比；ii=1.31.5) i2取 ii=1.3i2，根据 i 总=ix i2,可算得 i1=4.56, i2=3.51。三、计算传动装置的运动和动力参数若将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、轴；01, 12, 23, 34依次为电机与轴1,轴1与轴2,轴2与轴3, 轴3与轴4之间的传动效率。1.各轴转速：n1=n 电机=1440 minn2=m/ i1=1440/ 4.56= 315.79mi nn3=n2 /

4、i2=315.79 /3.51=89.97 / minn4=n3=89.97r/min2. 各轴输入功率：P1=PdXn=Pd n =4.11 0功率PKW转矩TN.m)传动比i效率nT2=T1X1Xq2=26.98 X.56 X.98 X.97=116.97 N mT3=T2X2X 23=116.97 X51 X.98 X.97=390.29N - mT4=T3X 34=390.29 X.98 X.99=378.65N m运动和动力参数计算结果整理于下表：Td=27.26N mT1=26.98 N mT2=116.97N mT3=390.29N mT4=378.65N m电动机 1440轴一

5、轴 14404.1127.264.1126.981.000.990.990990.71二轴 315.973.87116.974.560.951三轴 89.973.68390.293.510.9510 0.95710 0.91四轴 89.973.57378.6510.97Kt=1.6四、传动零件的设计计算1、齿轮传动设计由于直齿齿轮价格便宜，装配方便，故选用直齿齿轮。先设计高速级齿轮传动：1)、选定精度等级、材料热处理方式及齿数根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面，带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 8级精度GB 10095-88)(HB=350HBS考虑到大小齿轮间的关系，材料

6、选择为小齿轮40Cr调质处理HB 1=280HB大齿轮45钢 调质处理HB 2=240HB初定齿轮 z1=20，则 z2 =i1 z-i， z2 =20 4.56 =91.2，取 z2 =912、按齿面接触强度设计计算：/2 k tT 1 (uZH Z EZ名、Kdu:8N1 =60n1rLh=60 1140 1 5 300 =1.026 10N2 =60n2rLh =60 315.79 1 5 300 =2.84 107G.由图12-18所示取接触寿命系数Zhn1=0.90 Zhn2=1.1取失效率为1%安全系数为1,则!h 1 = Khn1 iim/S=720Mpal;7H 2= Khn2

7、 匕im2 】/S=660MpstH 1=（ 4 H 1+ JH 2/2=690Mps3）、计算1 ）计算小齿轮分度圆直径d1t，带入Lh 1中较小值21.62.698汉 104 0.56十1 2.425汉 189.8汉 0.89 j156 I 690 丿=33.35mm1）计算圆周速度：2mmV=2.51m/sB=34.69mmV=d1t ji n1/60000=2.51m/s计算齿宽Bi及模数mntmnt =1.68mm H=3.77mm邙=1.71B= ddit=1 33.35mm=33.35mmmnt = d1t cos B / z1 =1.61mmH=2.25 mnt =3.62mm

8、齿高比 B/H=33.35/3.62=9.213）、计算纵向重合度I. =0.318 dz1 tan B =1.714）、计算载荷系数由机械设计表12-11分别查得：Ka =1,Kv =1.2,Kh： =1.45Kh：=1.2故载荷系数K =Ka Kv Kh_ Kh严 1 1.2 1.45 1.2=2.0885）、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，K=2.088 d1 =36.44rr由式 10 10a 得d1 = d1t 3=36.44mmKt6）、计算模数mm = d /Z1=1.822mm4）、按齿根弯曲强度设计由式机械设计公式12-17得2KY：Yfsa1丫 二 0.85K=1.9

9、44zv1 =22.19Zv2 二 104.54二 FE1 =650 MPa二 FE2=480MPa计算载荷系数:K 二 Ka Kv Kf： Kf ：=1 1.2 1.2 1.35 =1.944 4）、由机械设计图12-21查得齿形系数丫打=2.72, YF2 =2.21由表12-22查得应力校正系数：YS1 =1.57, YSa2 = 1.776由图12-23查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 二FE1=650Mps大齿轮 的弯曲疲劳强度极限为二FE2=480MPa主要设计计算及说明1结果由图12-24取弯曲疲劳寿命系数为 KFni=0.85, KFn2=0.88计算弯曲疲劳应力：取弯曲疲劳安全系

10、数S=1.4,由12-11得：kFi 】=Kfni kFEi Vs=394.64 MPa屛2 】=KfN2 &FE2 Vs=301.71 MPa对比计算结果，由齿面解除疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度 所决定的承载能力，而齿面解除疲劳强度所决定的承载能力，仅 仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数1.36并就近圆整为标准值mn=1.5mm为同时满足接触疲劳强度,则需按分度圆 直径d1 =37.37mm来计算应有的齿数。d36 447）、则乙=d1 =36.=23.21，故取乙一24mn1.5.则 z2 = i1 z1=105.85，取

11、 z2=1068）、计算中心距”叫（計（）J少（24+106）=100.9mm2cosP2 汇 cos15将中心距圆整取 a1=101mm9）、按圆整后的中心距修正螺旋角BCCOS 叽（乙7）2a1 .5 汉（24 + 106 ）_ -arccos 15 .132 汉 10110）、计算大小齿轮分度圆直径：d1 = Zmn = 31.08mmcos15.13 d2 =-164.71mmcos15.13gad1 =1 汉 31.08=31.08mm圆整后取 B2 =30mm，B. =40mm丫sa1 =1.57,Ys 2 =1.776,aKfn1 =0.85Kfn2=0.88 kF1 =394.

12、71MPa bF2=301.71MPa mn1 = 1.5mmz1 =24Z2 =106a1=101mm主要设计计算及说明结果 1低速轴的齿轮计算1）、选择材料热处理方式 与前一对齿轮相同）（HB,8 级精度,查表10-1得小齿轮40Cr调质处理HB i=280HBS大齿轮45钢调质处理HB 2=240HBS2） 、若依然取小齿轮 z3=20,则Z4 = j2乙=3.5仆20=70.2取Z4=70,初步选定153）、按齿面接触强度计算：为=15.13d1=31.08mm d2 =164.71mmB1=30mmB2=40mmKt=1.6Zh = 2.4T1.13|2KtT2（u+1）（ZHZE

13、乙d卜“ 1爲丿确定公式中的各计算数值a. 因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6b. 由图12-16选取区域系数Zh =2.4c. 查得 务=0.76,% =0.84, % = % + 备=1.60,查公式 12-10 Z=存= 0.98d. 计算小齿轮的转矩：T2 =1.1705N mm，齿数比u=3.51.e. 由表10-6查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPaf. 由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限因软齿面闭式传动常因点蚀而失效，故先按齿面接触强度设 计公式确定传动的尺寸，然后验算轮齿的弯曲强度，查表9-5得齿 轮接触应力 匕m1】=600Mpa大齿轮的为

14、im2 】=800MPah. 由式10-13计算应力循环系数 /2=482.2 MpaZ H Z EZN1=2.84 107H 1丿6N2=8.1 X 102 1.6 1.17 105 3.51 i 2.4 189.8 0.893.51 I 482.2 丿=59.68mm4）、计算（1、圆周速度:V=d1t ji n2/60000=0.98m/st H =548Mpa t H l2=415.7Mpat H l=482.2Mpa、计算纵向重合度 二；：=0.318 dZ3tan B =1.704a 由表 10-8.10-4.10-13.10-3分别查得：Ka =1, Kv =1.2, K =1.

15、5,K. =1.3, Kh：二 Kh =1.2故载荷系数 K=1 1.2 1.3 1.2=1.8724）、按实际的载荷系数校正所得分度圆直径由式d1 = d1t J=60.0mmd1t =59.68mmV=0.98m/sB=59.68mm10-10a 得mnt =2.74mmh=6.48mm5）计算模数mntmnt = d1 cos B / Z3=2.9mm厂=1.7045）、按齿根弯曲强度设计由式10-172K=Y :YFlYsal a Z1 tr F1 】a.上式中 K=Ka Kv KFj KFp = 1.2x1.2x1.3 = 1.872K=1.872b.根据纵向重合度 邛=1.704,

16、从图10-28查得螺旋角影响系数 Yb=0.85d1=6.mmc. 计算当量齿数2070zv1 32219 , zv2377.67cos 15cos 15由1图12-21查得齿形系数YFa1 =2.72, YFa2 =2.29 ;应力校正 系数 Ysa1=1.57, Ysa1=1.77。由图 10-20C 查得！fe1 =660MPaFE2 1=480 MPa由图10-18取弯曲疲劳极限KFN1=0.86, KfN2=0.89d. 计算弯曲疲劳应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由10-12得：JF1 】=KFN1 4FE1 /S=405.42 MPa!f2 】=Kfn2 fe2 1/S=30

17、5.14 MPaJ】e.比较2.72 1.57405.42= 0.01053菲a2Ysa2 _2.29 1.77-F2 丨 一 305.14-0.01328且YYFYs，故应将 华吕 代入1式 30206圆锥滚子轴承的基本额定动载荷 Cr=43.3KN,基本额定静载荷Cor=50.5KW e=0.37，Y=1.6两轴承派生轴向力为：Fdi =Fr=114N,Fd2 =広=313” 02Y2Y因为 Fa +Fd2 =340.7N +313N =653.7N =Fd1 =114N轴左移，左端轴承压紧，右端轴承放松L 一空Lh60nFn 二 365NFr2 二 1002NP = R =2141NLh

18、 =1436121Far = Fa + Fd2 = 800.7 N、 Fa2 = Fd1 = 114N2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数fp=1.5因为 Fai = 800.7 =2.19 e = 0.37 X r = 0.4 , Y 1 .6 Fr1365Pi 二 f p XFr1 YFa1 二 2141F 114因为0.114 ：e，X2 = 1,Y2 = 0Fr2 1002P2 二 fp XFr2 YFa2 =1503所以取P = R =2141N 3）校核轴承寿命63101043.3 103()3 h =95741.3h 60 14402141按一年300个工作日,每天1班制.寿

19、命13年.故所选轴承适 用。2.H轴轴承1）计算轴承的径向载荷：印下环1 卩為119462 768.22 =2092NFr2FNh2 FNv2 = 1022 56.42 =116.5N2）计算轴承的轴向载荷（查指导书p125 30206圆锥滚子轴承的基本额定动载荷 Cr=43.3KN,基本额定静载荷Cor=50.5KW, e=0.37, Y=1.6两轴承派生轴向力为:F r1F r 2Fd1r1 =653.75N,Fd2=36.4N2Y2Y因为 Fd1 - Fa =653.75N 340.7N =994.5N Fa Fd2 =896.9N轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧Fa2 = Fa Fd

20、1 = 994.5N、Fa1 = Fd2 二 36.4N2)计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数fp =1.5因为 Fa1=36.4 =0.017 ：e =0.37 X 1 = 1 ,丫1 = 0FM2092p1 = fp XFM YFai =3138NF c 994 5因为a-=8.54 e , X2 =0.4,Y =1.6Fr2116.5P2 =fp XFr2 YFa2 1=2456.7N所以取P = R =3138N 3）校核轴承寿命L _106h -60n63 10-1043.3汉10 丁h()3h=138311h60 315.793138按一年300个工作日,每天1班制.寿命19年.

21、故所选轴承适用2.川轴轴承1）计算轴承的径向载荷：Fr1 f*FrNH1 FrNV1 = 2543.22 92452 =2706NFr2 二FrNH 2 - FNv 2 卞1189.52 448.22 =1271N 2）计算轴承的轴向载荷（查指导书p125 30211圆锥滚子轴 承的基本额定动载荷 Cr=90.8KN,基本额定静载荷 Cor=114KW e=0.4, Y=1.5两轴承派生轴向力为：F r1F r 2Fd1 =902N, Fd2 二 r-423N2Y2Y因为 Fd1 Fa =902N 860.5N =1762.5N Fd2 = 423N轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧Fa1 二

22、 Fd1 =902N, Fa2 二 Fa Fd1 -1762.5N2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数fp =1.5因为 Fa1 二 9020.3334 ： e = 0.37 X 1 = 1 ,Y1 = 0Fr12706p1 = fp XFr1 YFa1 =4059N因为 F762.5 =1.39e , X2=04Y2=1.5 Fr2 1271P2 二 fp XFr2 YFa2 =4728.2NFr1 = 2092 NFr2 = 116 .5NFa2 二 994.5NFa1 = Fd2 二 36.4 NP = R =3138NLh 二 207988hFr1 = 2706 NFr2 = 1271 NFa1 = 902N所以取 P =P2 =4728.2N3）校核轴承寿命Fa2 = 1762.5NLh106 -60nX 106 严3 103)10h39949h60 89.974728.2按一年300个工作日,每天1班制.寿命19年.故所选轴承适 用。七、键联接的选择及校核计算4TdhlP = P2 =