机械设计课程设计一级减速器设计说明书 - 图文(2)

2）、轴Ⅱ的转矩为 T2?9550?P29550?4.434??356.56 n2118.769550?P39550?4.04??812.25 n347.59550?P49550?3.92??788.13 n447.53）、轴Ⅲ的转矩为 T3?4）、卷筒轴的转矩为 T4?将各数据汇总如下

表1 传动参数的数据表 轴Ⅰ 轴Ⅱ 轴Ⅲ 卷筒 轴

功率P∕kW 转矩T∕(N2m) 转速n(r∕min) 4.6645 77.34 4.434 356.56 4.04 812.25 3.92 788.13 576 118.76 47.5 47.5 四、传动件的设计计算

1、设计带传动的主要参数

已知带传动的工作条件：两班制工作，连续单向运转，稍有波动，所需传递的额定功率p=4.91kw小带轮转速n1?1440r/m 大带轮转速n2?576r/m，传动比i1?2.5。

设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等（因为之前已经选择了V带传动，所以带的设计按V带传动设计方法进行） 1）、计算功率pa pa=KA?P?1.3?4.91kw?6.383kw

2)、选择V带型 根据pa、n1由图8-10《机械设计》p157选择B型带（d1=125—140mm） 3）、确定带轮的基准直径dd并验算带速v

(1)、初选小带轮的基准直径dd，由（《机械设计》p155表8-6和p157表8-8，取小带轮基准直径

dd1?125mm

（2）、验算带速v v???dd?n1160?1000???125?144060?1000m/s?9.42m/s

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因为5m/s<9.42m/s<30m/s,带轮符合推荐范围 （3）、计算大带轮的基准直径 根据式8-15 dd2?i?dd1?2.5?125mm?312.5mm， 初定dd2=315mm

（4）、确定V带的中心距a和基准长度Ld a、 根据式8-20 《机械设计》p152 0.7(dd1?dd2)?a0?2(dd1?dd2) 0.7?(125?315)?a0?2?(125?315) 308?a?880 初定中心距a0=500mm

b、由式8-22计算带所需的基准长度 l0=2a0+

?2?dd1?dd2???dd1?dd2?24a0

=23500+π30.53（125+315）+（315-125）（315-125）/43500 ＝1597mm

由表8-2先带的基准长度ld=1600mm c.计算实际中心距

a＝a0+(ld -l0)/2＝500+（1600-1597）/2＝501.5mm 中心距满足变化范围:262.5—750mm （5）.验算小带轮包角

?1＝180°-（dd2-dd1）/a357.3° ＝180°-（315-125）/501.5357.3° ＝166°>90° 包角满足条件 （6）.计算带的根数 单根V带所能传达的功率

根据n1=1440r/min 和dd1=125mm 表8-4a 用插值法求得p0=2.2kw

单根v带的传递功率的增量Δp0

已知B型v带，小带轮转速n1=1440r/min 转动比 i=

n1=dd1/dd2=2.5 n2- 7 -

查表8-4b得Δp0=0.46kw 计算v带的根数

查表8-5得包角修正系数k?=0.96,表8-2得带长修正系数kL=0.92

pr=(p0+Δp0)3k?3kL=(2.2+0.46) 30.9630.92=2.35KW

Z=

pc=6.383/2.35=2.72 故取3根. Pr（7）、计算单根V带的初拉力和最小值

F0min＝500*

(2.5?k?)pc+qVV=190.0N

ZVk?对于新安装的V带,初拉力为:1.5F0min=285N 对于运转后的V带,初拉力为:1.3F0min=247N （8）．计算带传动的压轴力FP

FP=2ZF0sin(?1/2)=754N

（9）.带轮的设计结构 A.带轮的材料为:HT200

B.V带轮的结构形式为:腹板式. C．结构图 （略）

2、齿轮传动设计

1）、选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数

(1)、按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。

(2)、带式机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095—88）。 (3)、材料选择。由表10-1选择小齿轮材料40Cr（调质），硬度280—320HBS,大齿轮材料为45（调质），硬度为250—290HBS。二者硬度差为40HBS左右。

(4)、选小齿轮齿数z1?24，齿轮传动比为i2=4.85，则大齿轮齿数

z2?4.85?24?116.4,，取z2?116。

2）、按齿面接触疲劳强度设计，初步选定β＝15°。

由设计计算公式进行计算，即 3）、确定公式内的各计算数值 (1)、试选载荷系数

进行计算。

Kt?1.3

（2）、选取区域系数Zh=2.425

（3）、由图10-26查得??1?0.76, ??2?0.84,则?????1???2?1.60

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(4)、计算小齿轮传递的转矩。

T1?77.34N?m

(5)、由表【2】10-7选取齿宽系数?d?1。 (6)、由表10-6

1差得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa2

Pa；大齿轮的接触疲劳(7)、由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=650M强度极限?Hlim2?580MPa。 4）、计算应力循环次数。

N1?60nijLh?60?576?1?(2?8?300?8)?1.327?109

N11.327?10N2???2.74?108

4.854.85(1)、由【2】图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1?0.93,KHN2?1.01。 (2)、计算接触疲劳许用应力。

取失效概率为1%，安全系数S=1,则 KHN1?lim1?0.93?650?605MPa SKHN2σlim2[?H]2??1.03?580?585.5MPaS[?H]1?95）、计算

(1)、试算小齿轮分度圆直径代人[σH]中较小的值。

d1t>=45.4mm

(2)、计算圆周速度

v??d1tn160?1000???45.4?57660?1000?1.37m/s

6）、计算齿宽。

b??d?d1t?1?45.4?45.4mm

7）、计算齿宽与齿高之比。 模数 mt?d1t45.4??1.89mm z124齿高 h?2.25mt?2.25?1.89?4.2525mm

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齿高比 计算纵向重合度??

b45.4??10.68 h4.2525??=0.318φdz1tanβ=2.05

8）、计算载荷系数。

根据v?1.37m/s，7级精度，由【2】图10-8查得动载系数KV?1.04; 斜齿轮，KHα=KFα=1.2。

由【2】表10-2查得使用系数KA?1。

由【2】表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时，KHβ?1.314。 由

b?10.5，KHβ?1.422查【2】图10-13得KF??1.32，故载荷系数 hK?KAKVKH?KH??1?1.04?1.2?1.314?1.64

9）、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径

d1?d1t3K1.64?45.43?49.06mm Kt1.310）、计算模数m。 d49.06m?1??2.045mm

z124 11）、按齿根弯曲疲劳校核公式对小齿轮进行设计。

mn1?322KTYcos?YF1Ysa11??a??z12??F1? 12)、确定公式内的各计算值：

(1)、由【2】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1?550MPa，大齿轮的弯曲疲劳极限

σFE2?390MPa。

(2)、由【2】图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1?0.91，KFN2?0.95。 13)、计算弯曲疲劳许用应力。

取弯曲疲劳许用安全系数S=1.4，则 KFN3σFE30.91?550??357.5MPaS1.4 KFN4σFE40.95?390[σF]2???264.6MPaS1.4[σF]1?14）、计算载荷系数K。

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