机械设计课程设计—减速器.

贵州师范大学机械设计课程设计计算说明书2012—2013学年第一学期学院：机械与电气工程学院专业：机械设计制造与自动化学生姓名：学号：1014设计题目：链式运输机传动系统设计指导教师：邓静、陆蕴香2013年元月九日机械设计课程设计任务书一、设计目的：1、通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程设计和其他有关选修课程的理论和实际知识，使所学知识进一步巩固、深化和发展。2、让学生了解机械设计的基本过程、一般方法和设计思路，能够初步根据要求进行传动装置的方案设计和主要传动零件的设计，并绘制总装配图和主要零件工作图。3、培养学生树立正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力。4、培养学生机械设计的基本技能，如：计算、绘图、查阅设计资料与手册，熟悉设计标准和规范等。5、为今后的毕业设计和工作打下良好的基础。二、设计题目：链式运输机传动系统设计三、设计内容：1、已知条件1）链式运输机传动系统示意图：（运动简图）2）工作条件：运输机工作时有轻微冲击，单向运转，两班制工作，使用年限5年，每年250天，允许运输带速度误差为±5%。2、设计内容：完成传动系统的结构设计，绘制传动系统的装配图和主要零件工作图，编写设计说明书。设计计算说明书设计题目：链式运输机传动系统设计原始数据：曳引链拉力F(N)=10500N；曳引链速度V=0.35m/s；曳引链链轮齿数Z=8；曳引链链节距P=80mm。工作条件：运输机工作时有轻微冲击，单向运转，两班制工作，使用年限5年，每年250天，允许运输带速度误差为±5%。计算与说明主要结果一、电动机的选择与运动参数的计算（一）电动机的选择1、求工作机的所需功率式中F=10500N；V=10.35m/s；联轴轴承w由手册查得：轴承=0.98；联轴=0.9997.099.098.0联轴轴承wKWsmNFvwWP79.397.0100035.01050010002、求电动机所需功率Pd:awdPP查手册得：弹性联轴器效率1=0.99；滚动轴承效率2=0.99;圆柱齿轮传动效率3=0.97；圆锥齿轮传动效率4=0.97;链传动效率Pw=3.79KW5=0.96;867.096.097.097.099.099.03543321a故KWKWawdPP73.4867.079.33、选择电动机查手册得选电动机额定功率Ped=5.5KWPd=4.37KW查资料：选取电动机的型号Y132S－4则电动机额定功率KWPed5.5电动机主要参数如下：型号：Y132S-4电流11.6A效率85.5%功率因数0.84轴的直径42018.0002.0D伸出轴长度E=110（二）总传动比计算及传动比分配.1.总传动比计算:曳引链的转速w：z1800smpd，z=8，p=80,2095.22sm80dminr32v20914.335.06000dv6000w100060dw总传动比i45321440nnw2.传动比的分配由iiii321（i1锥齿轮，i2圆柱齿轮i3链）a=0.867Pd=4.37KWY132S－4KWPed5.5查相关资料：i1=2.5，i2=4.545.45.245213iiii（三）传动装置运动参数的计算1.各轴功率的确定电动机轴：kw5.5ed0PP高速轴的输入功率：kw45.599.05.52edpPIII轴：kw3.597.045.54ppIШ轴：kw92.43.599.097.097.0234IIIpKWPIIIV轴：kw54.496.097.099.092.4532IVpPIII2.各轴的转速计算min/r324128:min/r1285.4576:min/r5765.21440:min/r1440inninninnnn:3210IIIIVIIIIIIIIIIVIIIIII轴轴轴轴3.各轴输入转矩计算m9.13543254.495509550m36712892.495509550m9.875763.595509550m11.36144045.595509550npnpnpnpNNNNIVIVIVIIIIIIIIIIIIIIIIIITTTT各轴功率、转速、转矩列于下表：kwkwpIVIIIIII54.492.4kw3.5kw45.545.45.2pppiii321min/r32min/r128min/r576min/r1440nnnnIVIIIIIIm9.1354m367m9.87m11.36NNNNTTTTIVIIIIII轴名功率（kw）转速（r/min）转矩（N·m）I轴5.45144036.1II轴5.357687.9III轴4.92128367IV轴4.54321354.9二、圆柱齿轮结构设计1.选择材料：小齿轮选用400r调质处理，,2862411HBS1.大齿轮选用45钢调质处理，,230260.255217212HBSHBSHBS，计算时取备注：脚标1代表小齿轮，2代表大齿轮2.按齿面接触疲劳强度初步设计由式（9-23）32d11)1(k766dUUHT】【（1）小齿轮传递的转矩m9.87NTII（2）齿宽系数d，查手册，软齿面非对称布置取d=0.8（3）齿轮比u对减速运动u=i=4.5（4）载荷系数K:初选k=2（直齿轮，非对称布置）（5）确定许用接触应力H）由式（299ZNHHSHlimu=4.5a.解除疲劳极限应力limH，由图9-34c查得a580lima710lim21MPHMPH，b.安全系数SH由表9-11查得，取SH=1c.寿命系数ZN由式9-30计算应力循环次数N=60ant式中101010Nn1,881281153.15.49.6i/9.620000576160h20000282055tmin/r576NNa，查图9-35得)1(12.102.121查得均按曲线，ZZNNPPZPPZMMNSHHMMNSHHHHaa2limaa1lim650112.1580724102.17102211(6)计算小齿轮分度圆直径d1：mmmmuHuKdTd665.46508.0)15.4(9.872766)1(766323211（7）初步确定主要参数A.选取齿数:去162365.4,36121uZZZB..计算模数:,83.1366611Zdm取标准模数m=2mm.C.计算分度圆直径mmmmmzdmmmmmmmzd3241622)(66723622211合适D.计算中心距：.198)32472(21)(2121mmddaaaMphMPH65072421mmdmmd3247221mma198mmb58E.计算齿宽：.586.57728.01mmbmmmmdbd圆整取3、经验算：齿面接触疲劳强度、齿根弯曲疲劳强度均合适。4、确定齿轮的主要参数及几何尺寸。mmmZZ2,162,3621mmbmmmmbbmmbmmmmmddmmmmmddmmmmmmmddmmmmmmmddmmmmmzdmmmmmzdffaa65,6863)105(58)105(5831925.23245.27125.2765.232822324276227223241622723621212221122112211取mmhhhmmmchhmmmhhmmpemmpsmmmmmpmmddafaafaa5.45.2)(214.3228.6214.3228.6228.6214.3198)(21:***21全齿高：齿根高：齿顶高：槽宽：齿厚：齿距：中心距5.确定齿轮制造精度。6.按机械设计手册推荐确定其齿厚偏差，小齿轮为GJ，在其零件工作图上标记为：8GJGB/T10095--1988，大齿轮厚偏差为HK，在其零件工作图上标记为：8HKGB/T10095--1988.三、链传动设计1、选定链轮齿数zz2,1初步假设链速6.0v~3m/s，由表8-8查得小链轮齿数191711ZZ，取7676194i212ZZZ，取2、根据实用功率曲线，选链条型号初定中心距,400pa）（为链节数2120210pp2p2:aaZZZZLLPZmm56.12914.321976p40p27619pp4022）（取Lp=130节，由于中心距可调，可不算实际中心距。估计链条链板可能产生疲劳破坏，由表8-6查0.1kz，由表8-7查得，查得，由图初取单排链15.1168)(0.1kk2p由表8-5查得kA=1.2该链条在实验条件下所需传递的功率kw13.50.115.10.12.1kw92.4kkkPkkkkpppzApzc0LL由图8-1，按，，选取链条型号为，A16min/r128kw13.5np00P=25.4mm且191Z762Zpa400mmLP130kwp13.50计正确。确定链板疲劳破坏，估交点在曲线顶点左侧，与np103、校核链速m/s03.1m/s60004.251281910060pvnz11与原假设6.0v~3m/s范围符合4、计算链长和中心距链长L：m302.31000mm4.251301000/PLLP中心距：))(212221212(8224paZZZZLZZLPPmm96814.321976(82197612221976130425.4mm))22（中心距调整量△a2p=2×25.4=50.8mm5、计算作用在轴上的压轴力工作拉力：NVPF7.4776m/s03.1kw92.410001000作用在轴上的压轴力NNFFQ59719.59707.477625.125.1计算结果：链条型号16A-1×130GB/T1243-1997四、直齿锥齿轮设计1、材料选用：大小轮均采用20Cr渗碳，淬火，齿面硬度58-63HRC，齿面粗糙度um2.321RRZZ，采用100号中极圧齿轮润滑油2、初步设计V=0.6~3m/sL=3.302mma=968mmF=4776.7NNFQ5971设计公式311e'21951u'dHPKT载荷系数k=1.5齿数比u=i=5.25761440nn21估算时的齿轮许用接触应力22lim1182/1.11300'''mmNNmmSHHHP估算时的安全系数'sH=1.1估算结果mm648.48mm5.21.365.11951'e321182d13、几何计算，大端分度圆直径：，取大端模数：，，分锥角：，取齿数：mm5.525.221e5.2mm3166.221648.48e385.68arctan61477.21arctan535.52215.221mzdmz'dmzzzzuzzze1e1e0122021112111mm5.1325.253emzde22外锥距mm26.71sin2e1ed1R齿宽系数取3.0R齿宽：30872.026.7122b22b378.2126.713.0beRRRRR实际齿宽系数，取中点模数mm1141.25.01mmee）（R2'1182m