机械设计课程设计

~1~一、设计任务书带式输送机传动装置课程设计任务书1．传动装置简图2．已知条件1）工作情况：两班工作制，单向连续运转，载荷平稳，输送带水平放置。2）工作环境：室内，有灰尘，最高环境温度35℃，通风条件一般。3）动力来源：电力，三相交流，电压380V/220V。4）工作寿命：8年。5）检修间隔期：4年一次大修，2年一次中修，半年一次小修。6）制造条件：一般机械制造厂，小批量生产。7）齿轮减速器浸油润滑；取大齿轮的搅油效率98.0搅；取滚筒-输送带效率96.0w。3．设计任务1）选择电动机型号。2）选择联轴器类型和规格。3）设计圆柱齿轮减速器。4）设计滚筒轴滑动轴承。5）绘制圆柱齿轮减速器装配工作图。6）绘制带式输送机总装图。7）绘制减速器中2～3个零件工作图（由教师指定）。8）编写设计计算说明书。~2~4．技术参数题号参数12345678910输送带拉力F/kN76.565.55.254.84.54.24输送带速度v/（m/s）1.11.21.31.41.51.61.71.81.92.0滚筒直径D/mm400400400450400500450400450450注：输送带速度允许误差±5%拟定传动方案注意事项：1.遵循高速级传动比为低速级传动比的1.3到1.5倍。2.此减速器应老师要求设计成二级传动。3.斜齿圆柱齿轮较直齿圆柱齿轮传动比高、传动平稳、齿轮尺寸小，应放在二级减速器的高速级。4.减速器设计时，为齿轮寿命考虑，应选用闭式传动。5.设计齿轮时应注意浸油润滑要求：所没尺寸大于一个齿高且小于齿轮直径的六分之一。6.因为是两级传动，所以减速器内最少需要三根轴。7.确定轴的尺寸后，检查齿轮是否与轴干涉。~3~计算及说明结果二、电动机选用过程电动机的选定：2357~1047)6~4(2,wdnn，故选用n=1500r/min同步转速的电动机滚筒kWFvPw125.4w,min/481.65/091.14rsrDvn确定功率kWPPPwwd04891.5搅滑滚联齿总通用的电动机为Y系列三相交流异步电动机，Ｙ系列是一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机式，是我国新设计的统一系列，其安装尺寸和功率等级符合国家标准，具有高效、节能、起动转矩大、噪声底、振动小、运行安全可靠等优点，因此，工业上应用最为广泛，应优先选用。经常起动、制动和正反转时，要求电机有较小的转动惯量和较大的过载能力，一般选用起重及冶金用三相电机，常用为YZ或YZR系列各种型号电动机的技术数据、外型及安装尺寸可查阅有关机械设计手册或产品目录。但是本设计依老师要求选用Y型根据功率，故电动机选用Y132S-4Y132S-4主要技术参数电动机型号额定动率/KW满载转速/(r/min)堵转转矩最大转矩质量/kgY132S-45.514402.22.368三、传动装置运动与动力参数计算总机械效率的确定：二级减速器中选用高速级为斜齿轮，低速级为直齿轮，齿=2985.0联轴器选用弹性套柱销联轴器、GICL型鼓形齿式联轴器，联=299.0滚动轴承选用3对圆锥滚子轴承，滚=398.0滑动轴承选用1对，滑=97.0搅油损失，搅=298.0滑搅齿滚联2232n321=0.83377确定各级传动比及各轴转速：电动机—滚筒总传动比98.21481.651440总ikWFvPw125.4w83377.0kWPi04891.598.21d总选用电动机Y132S-4~4~由于高速级传动齿轮为斜齿轮，其传送效率较高，故选用7.5高i，856.3低i为各级传动比效率所以min/514.65min,/253min,/1440321rnrnrn确定各轴功率及转矩：联dPP1=4.94793kW,齿滚12pP=4.77624kW，搅齿滚23PP=4.52829kW，联搅滚34PP=4.2526kWmNnPTddk48.339550d,mkNnPTd81.32955011,mkNnPT3.1809550222,mkNnPT63.6589550233,mkNnPT22.6209550344三、传动零件设计计算二级减速器齿轮参数计算：（一）高速级：斜齿圆柱齿轮确定齿轮自定义参数：β初取10°，材料初选：齿轮1：40Cr260HBW调质齿轮2：45钢230HBW调质。因为齿轮为两班工作制，一班工作时间为8小时，寿命为8年，所以齿轮工作时间为hth46720365882，循环次数N=60γnht，其中γ为齿轮工作中转一圈齿面啮合的次数，所以γ=1所以8291108,104NN，查表得：齿轮1、2的齿面接触疲劳极限、弯曲疲劳极限为：MPaMPaMPaMPaFEFEHH540,650,630,810212lim1lim最小安全系数、接触强度和弯曲强度计算的寿命系数为：92.0,9.0,0.1,9.0,3.1,0.12121minminNNNNFHYYZZSS由计算齿面许用接触疲劳应力、许用弯曲疲劳应力公式NFFEFNHHHYSzSminminlim,计算出：MPaMPaMPaMPaFFHH382,450,567,7292121分析失效、确定设计准则：因为减速器功率较小，选用齿轮为软齿面，最大可能失效是齿面疲劳，故选用接触疲劳强度进行设计，确定主要参数，并且进行疲劳强度与弯曲强度验算。按齿轮接触疲劳承载能力计算齿轮主要参数：查表取值：7.5高i856.3低imkNTmkNTmkNTmkNTmkNTKWPKWPKWPKWPd22.62063.6583.18081.3248.332526.452829.477624.494793.443214321高速级斜齿轮：齿轮1：40Cr260HBW调质齿轮2：45钢230HBW调质MPaMPaMPaMPaFFHH3824505677292121~5~99.0,45.2,8.189,3.1,15.1COSZZZkHEd小齿轮转矩mkNnPTd81.32955011于是得32111HHEdZZZuuTkd=30.6mm,则取mmd351便于计算，119cos211duamm，取a=130mm，则按经验式nm=0.015a=0.015×130=1.8，取标准模数nm=2，47.181cos2umazn，取1z=19，12ziz=5.7×19=108.3，取2z=109检验传动比：传动比误差0065.07.5191097.5u，因为05.0u，可用，所以取1z=19，2z=109，19109i用β凑中心距a06.102arccos21azzmn，在β角在8º~15º范围内，可用89.19cos311zzv两齿轮直径为mmzmdn6.38cos11，mmzmdn4.221cos22精确计算计算载荷：小齿轮速度smndv9.2100060111，精度根据经验选择7级，则齿间载荷分配系数1.1K，使用系数00.1AK,动载系数1.1VK,齿向载荷分布系数11.1K，则VAKKKKK=1.34验算设计：查表得：齿宽mmdbd25.401，NFt1875，外齿轮复合齿形系数4.4FY,由于98.1sinnmb，则螺旋角系数91.0Y1、验算齿轮弯曲疲劳承载能力MPaYYbmKFFntF124＜2F满足齿轮弯曲疲劳承载能力1z=192z=10919109iβ=10.06°mmd6.381mmd4.2212K=1.34b=40.25mm4.4FY98.191.0Y~6~查表得：区域系数38.2HZ,螺旋角系数97.0COSZ,弹性系数8.189EZ,2、验算齿轮接触疲劳承载能力MPauubdKFZZZtEHH59411应力误差为05.0048.022HHH,在误差范围内，即满足齿轮接触疲劳承载能力所以高速级传动比为19109i，低速级传动比变为i=3.831,Ⅱ轴真实的转速为n=251（r/min）高速级斜齿圆柱齿轮传动几何尺寸计算名称（公式）齿轮参数小齿轮大齿轮法向模数nm/mm22法向压力角α/(°)2020螺旋角β10.06°10.06°分度圆直径coszmdn/mm38.6221.4齿顶高naamhh*/mm22齿根高nafmchh)(**/mm2.52.5全齿高fahhh/mm4.54.5齿顶圆直径aahdd2/mm42.6225.4齿根圆直径ffhdd2/mm33.6216.4高速级真实19109i38.2HZ97.0Z8.189EZ~7~顶隙mcc*/mm0.50.5标准中心距cos2)(21zzman/mm130节圆直径dd'/mm38.6221.4传动比1221zznni5.74（二）、低速级：直齿圆柱齿轮确定齿轮自定义参数：α=20º，材料初选：齿轮340Cr250HBW调质齿轮445钢220HBW调质齿轮使用时间同高速级为hth46720365882，N=60γnht所以8483102,107NN，查表得：齿轮3、4齿面接触疲劳极限和弯曲疲劳极限为：MPaMPaMPaMPaFEFEHH440,580,610,800434lim3lim最小安全系数、接触强度和弯曲强度计算的寿命系数为：95.0,92.0,1.1,97.0,3.1,0.14343minminNNNNFHYYZZSS由公式齿面许用接触疲劳应力、许用弯曲疲劳应力公式NFFEFNHHHYSzSminminlim,计算出：MPaMPaMPaMPaFFHH322,423,671,7764343分析失效、确定设计准则：直齿圆柱齿面选用软齿面，最大可能失效为齿面疲劳，因此进行齿面疲劳强度设计，确定主要参数，并且进行齿面弯曲强度校核和疲劳强度校核。按齿面接触疲劳承载能力计算齿轮主要参数：初取载荷系数K=1.3，减速传动u=i=3.831，查区域系数图，标准齿轮5.2HZ,弹性系数8.189EZ，齿宽系数11dbd，许用齿面接触疲劳应力值应将小值带入，于是3243312HHEdZZZuuKTd=66.6mm所以，3d取67mm低速级：齿轮340Cr250HBW调质齿轮445钢220HBW调质MPaMPaMPaMPaFFHH3224236717764343~8~7.162213duamm，a取整170mm由经验公式m=0.015a=2.55mm,取标准模数m=2.5mmumaZ123=28.007，取3Z=28，同时3Z+4Z=136，4Z取108检验传动比：传动比误差05.00068.0831.328108831.3u，所以传动比在误差范围内，可用即mmmzd7033，mmmzd5.26744精确计算计算载荷：主动齿轮传动速度smndv93.0100060333根据经验，齿轮精度选用7级精度，则齿间载荷分配系数0.1K，使用系数00.1AK,动载系数05.1VK,齿向载荷分布系数06.1K，则VAKKKKK=1.113验算设计：齿宽mmdbd703，查表得：外齿轮复合齿形系数23.4FY,NFt51511、验算齿轮弯曲疲劳承载能力：MPaMPaYbmKFFFtF3226.1384