机械课程设计说明书6327193976

1目录设计任务书……………………………………………………1传动方案的拟定及说明………………………………………4电动机的选择…………………………………………………4计算传动装置的运动和动力参数……………………………5传动件的设计计算……………………………………………5轴的设计计算…………………………………………………8滚动轴承的选择及计算………………………………………14键联接的选择及校核计算……………………………………16连轴器的选择…………………………………………………16减速器附件的选择……………………………………………17润滑与密封……………………………………………………18设计小结………………………………………………………18参考资料目录…………………………………………………182机械设计课程设计任务书带式运输机两级闭式齿轮传动装置设计一．总体布置简二．设计要求1）设计用于带式运输机的传动装置2）连续单向运转，载荷较平稳，空载启动，运输带允许误差为5%3）试用期限为10年，小批量生产，两班制工作。三．原始数据运输机工作轴转矩T（N·m）：1250运输带工作速度V（m/s）：1.45卷筒直径D（mm）：350带速允许偏差（％）：5使用年限（年）：103工作制度（班/日）：2四．设计内容1.电动机的选择与运动参数计算；2.齿轮传动设计计算3.轴的设计4.滚动轴承的选择5.键和连轴器的选择与校核；6.装配图、零件图的绘制7.设计计算说明书的编写五．设计任务1．减速器总装配图一张2．齿轮、轴零件图各一张（打印）3．课程设计说明书一份六．设计进度1、第一阶段：总体计算和传动件参数计算2、第二阶段：轴与轴系零件的设计3、第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4、第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写传动方案的拟定及说明由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。(一)、电动机的选择1．选择电动机的类型按工作要求选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。2．选择电动机容量（1）F=DT2=42.012502=5952.381（2）电动机所需工作功率dP为dP=ηPw4工作机所需功率为wP＝vF/1000＝wTn/9550kw从电动机到工作机传送带间的总效率为η＝5423421ηηηηη各部分的效率为：V带传动效率：1η=0.96滚动轴承效率（一对）2η=0.99（球轴承）闭式齿轮传动效率为3η=0.97（7级精度一般齿轮传动）联轴器效率4η=0.99（凸缘联轴器）传动滚筒效率5η=0.96代入，得η=0.96×0.994×0.972×0.99×0.96≈0.825得滚动轴工作转速wn＝Dπ1000v×60＝450×π1.45×1000×60r/min≈61.60r/minwP＝wTn/9550kw＝955061.61500≈9.68kw所需电动机功率为：dP=ηPW=0.8259.68≈11.73kw因载荷平稳，电动机额定功率edP略大于dP即可。由Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率edP为15kw。3．通常，V带传动的传动比常用范围为2~4，二级圆柱齿轮减速器为8~40，则总传动比的范围为'ai=16~160，故电动机转速的可选范围为''(16~160)/min985.6~9856/mindawninrr=（16~160）×61.60r/min=985.6~9856r/min符合这一范围的同步转速有1500r/min和3000r/min二种，综合生产批量小，尺寸，质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500r/min的电动机。根据电动机的类型，容量和转速，由表6-164（P201）选定电动机型号为Y160L-4,其主要性能如下表：5电动机型号额定功率/kw满载转速/r/min额定转矩堵转转矩额定转矩最大转矩Y160L-41514602.22.2(二)、分配传动比1．总传动比/1460/61.623.70amwinn2．分配传动装置各级传动比：取V带传动的传动比013i，则减速器的传动比i为1/23.7/37.9aiii故同轴式二级圆柱齿轮的减速器的传动比为122.81iiii(三)、运动和动力参数计算0轴（电动机轴）：0dPP11.73kw0mnn1460r/minT0=955000nP=9550×146011.73Nm≈76.75Nm1轴（高速轴）：P1=P001η=P01η=11.73×0.96kw≈11.26kwn1=n0/01i=1460/3r/min=486.7r/minT1=955011nP=9550×486.711.26Nm≈221Nm2轴（中间轴）：P2=P112η=P12η3η=11.26×0.99×0.97kw≈10.81kwn2=n1/i12=486.7/2.81r/min=173.2r/minT2=9550n2P2=9550×173.210.81Nm≈596.2Nm3轴（低速轴）：6P3=P223η=P22η3η=10.81×0.99×0.97=10.38kwn3=n2/i23=173.2/2.81r/min=61.64r/minT3=9550n3P3=9550×61.6410.38Nm≈1608.3Nm4轴（滚筒轴）：P4=P334η=P32η4η=10.38×0.99×0.99kw≈10.17kwn4=n3/i34=61.64/1r/min=61.64r/minT2=9550n4P4=9550×61.6410.17Nm≈1576.20Nm运动和动力参数的计算结果应加以汇总，列出表格：轴名功率P/kw转矩T/N.m转速n/(r/min)传动比i效率η输入输出输入输出电动机轴0轴11.7376.7514601轴11.26221486.730.962轴10.81596.2173.22.810.963轴10.381608.361.642.810.96滚筒轴10.171576.2061.6410.98(四)、V带传动设计已知电动机功率P=11.73kw，转速n0=1460r/min，传动比i=3，每天工作16小时（两班）1)初选小带轮的基准直径dd1，由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=150.2)验算带速v，按式（8-13）v=1000×60ndπ11计算项目计算及说明计算数据1.确定计算功率Pca由表8-7查得工作情况系数KA=1.2，故Pca=KAP=1.2×11.73kw=14.08kwPca=14.08kw2.选择V带的带型根据Pca，n1由图8-11（P157）选用B型B型3.计算传动比1i＝n0/n1＝1460/486.7＝31i=34.确定小带轮直（1）初选小带轮的基准直径d1，由表8-6和表D1=132mm7径d18-8，取小带轮的基准直径dd1=132mm.5确定大带轮的直径d2大带轮的直径d2＝id1(1－ε)；取弹性滑动率ε＝0.02则d2＝id1(1－ε)＝3X132X（1－0.02）＝388.08mmd2＝388.08mm1472.164/minnr6、验算带速v按式（8-13）v＝1000×60ndπ01＝1000×601460140π＝10.79m/s在规定的5m/sv25m/s范围内，合理v＝10.79m/s7、初选中心距a00.7(d1+d2)≤a0≤2(d1+d2)所以378≤a0≤1080取a0=500mma0=500mm8、初选长度L0L0≈2a0+π(d1+d2)/2+（d1－d2)2/4a0＝1881.6mmL0＝1881.6mm9、选择V带所需基准长度Ld查表得与L0＝1881.6mm接近的数据，取Ld＝1800mmLd＝1800mm10、实际中心距aa＝a0+（Ld－L0）/2＝459.2mma＝459.2mm11、验算小带轮包角a1a1＝180。－57.3。（d1－d2）/a＝147.6。120。经验算，小带轮包角a1取值合理a1＝147.6。12、计算单根V带的基本额定功率P0根据d1＝140mm和n0=1460r/min，查表用插值法取得B型V带的P0＝2.832KWP0＝2.832KW13、额定功率的增量P0根据转速n0=1460r/min，传动比i=3查表得P0＝0.463KWP0＝0.463KW14、计算V带根数Z由a1＝147.6。查表得包角系数Ka＝0.92根据Ld＝1800mm，查表得带的修正系数KL=0.95Z＝PC/(Pd+P0)KLKa=3.93所以取Z＝4Z＝415、确定单根V带的预紧力F0查表得每米长度重量q＝0.17kg/m预紧力F0＝2)15.2(zv500qvKapc＝302NF0＝302N16、确定带对轴的压力FQFQ＝2ZFQsin21a=2320NFQ＝2320N带传动计算的结果带型号带长/mm带根数带轮直径/mm中心距/mm作用于轴上压力FQ/N大带轮小带轮B18004400140459.223208(五)、直齿圆柱齿轮传动设计电动机单向运转，载荷有中等冲击，1轴传递功率P1＝11.26KW，转矩T1＝221N.m，高速轴转速n1=486.7r/min，传动比i12=2.281，采用软齿面，直齿圆柱齿轮。1.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度2.材料选择。选有45钢，调质处理。小齿轮硬度为270HBS,接触疲劳极限取σHlim1=600MPa，弯曲疲劳极限取σFE1=470MPa。大齿轮硬度为230HBS,接触疲劳极限取σHlim2=590MPa，弯曲疲劳极限取σFE2=450MPa。查表取齿面接触疲劳安全系数SH＝1，轮齿弯曲疲劳安全系数SF＝1.25则[σH1]＝σHlim1/SH＝600MPa;[σH2]＝σHlim2/SH＝590MPa[σF1]＝σFE1/SF＝376MPa；[σF2]＝σFE2/SF＝360MPa3.小齿轮转矩T1＝221N.m,查表取齿宽系数φd＝1；取载荷系数K＝1.4；弹性影响系数ZE＝189.8Mpa；区域系数ZH＝2.5；因为[σH1]＝600MPa[σH2]＝590MPa；所以取小值进行计算[σH2]＝590MPa（1）最小齿轮分度圆直径dt≥32σ1·φ2HEHdtZZuuTK＝82mm（2）齿轮齿数：小齿轮齿数z1＝28，大齿轮齿数z2＝i×z1＝79（3）模数：m=11zd=2882=2.93mm;取标准模数m＝3（4）齿宽：b＝φdX1d＝φdmz=1x3x28=84mm;因为b2=b，所以取b2=85mm，b1=90mm（5）中心距：a221mzz=)7928(23160.5mm9（6）齿顶高:ha=m=3（7）齿根高:hf=1.25m=3.75（8）齿顶圆直径：da1=d+2ha=84+2x3=90mm;da2=d+2ha=237+2x3=243mm（9）齿根圆直径:df1=d1-2hf=84-2x3.75=76.5mm;df1=d2-2hf=237-2x3.75=229.5mm4、验算齿根弯曲强度：查图，取齿形系数YFa1=2.642;Yfa2=2.25外齿轮齿根修正系数Ysa1=1.6；Ysa2=1.77所以齿根的弯曲强度为：σF1＝1221112zmbYYKTSaFa＝123.6MPa[σF1]=376MPaσF2＝1122σF1SaFaSaFaYYYY＝111.65MPa[σF2]=360MPa所以两轮弯曲强度均满足要求5、计算圆周速度v=100060π11ndt=1000607.48684π=2.14m/s满足7级精度要求6、闭式齿轮计算结果参数齿数Z模数m分度圆直径d齿根圆直径df齿顶圆直径da齿宽b传动比i中心距a齿轮12838476.590902.811