机械设计课程设计计算说明书(四)二级

-1-机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器机电工程学院热能与动力工程专业设计者：指导教师：周瑞强2008年1月10日茂名学院(校名)教研室-2-目录一、设计题目………………………………………………1二、传动装置总体设计……………………………………1三、选择电机………………………………………………1四、确定传动装置的总传动比和分配传动比……………3五、计算传动装置的运动和动力参数……………………4六、齿轮的设计……………………………………………6七、减速器机体结构尺寸如下……………………………9八、轴的设计………………………………………………10九、高速轴大齿轮的设计…………………………………23十、联轴器的选择…………………………………………23十一、润滑方式的确定……………………………………24十二、其他有关数据………………………………………24-3-一、设计题目：带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器1．工作条件：单向运转，有轻微振动，经常满载，空载起动，单班制工作，使用期限为5年，输送带速度容许误差为5%。2．己知条件：输送带拉力：F=2400N，滚筒直径为D=300mm，输送带速度为：V=1.2m/s。二、传动装置总体设计：1.组成：传动装置由电机、减速器、联轴器、输送带、滚筒组成。2.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3.确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。其传动方案如下：三、选择电机-4-1、计算电机所需功率dP：查机械设计课程设计书本第100页表14-7：1－滚子轴承传动效率：0.982－七级精度齿轮传动效率：0.993－弹性联轴器传动效率：0.994－卷筒传动效率：0.96求出电机至工作机之间的传动装置的总效率：=4232241=96.099.099.098.0224=0.85求出工作机所需功率wPKWKWFvPw88.210002.124001000式中：F——工作机的工作阻力，N；V——工作机的线速度，m/s。求出所需电动机功率：KWKWKWPPwd39.385.088.22、确定电机转速：卷筒转速为：min/43.7630014.32.1100060100060rDvn二级圆柱齿轮减速器传动比40~8i所以电动机转速的可选范围是：dnin=（8～40）×76.43=611.44～3057.2minr可见，符合这一范围的电动机转速有：750minr、1000minr、1500minr、3000minr四种。根据电动机所需功率和转速查手册第272页表22-1有3种适用的电=0.85KWPw88.2KWPd39.3min43.76rn-5-动机型号，因此有三种传动比方案如下：方案电动机型号额定功率KW满载转速minr堵转转矩最大转矩质量kg额定转矩额定转矩141124KW14402.22.2432611324KW9602.02.0733811604KW7202.02.0118421124KW28902.22.245综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可见第1种方案比较合适，因此选用电动机型号为4112，其主要参数如下：额定功率kW满载转速minr同步转速minr质量kgADEFGHLAB414401500431902860824112400245四、确定传动装置的总传动比和分配传动比：总传动比：84.1843.761440wmnni总84.18总i-6-式中：mn——电动机满载转速，minr；wn——工作机转速，minr。二级传动中，总传动比21iii总，式中1i、2i分别为一级和二级传动机构的传动比。按二级圆柱齿轮减速器推荐高速级传动比215.1~3.1ii，取1i=1.42i，得14.584.184.14.11总ii67.314.584.1812iii总注：1i为高速级传动比，2i为低速级传动比。五、计算传动装置的运动和动力参数：将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴01122334,,,——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：轴1：min1440min1144001rrinnm轴2：min16.280min14.51440112rrinn轴3：min34.76min67.316.280223rrinn2、各轴输入功率：轴1：Wppd36.399.039.3011轴2：Wpp26.399.098.036.3121275.51i2i=4.11min14401rnmin16.2802rnmin34.763rnKWp36.31KWp26.32KWp16.33KWp07.34-7-轴3：Wpp16.399.098.026.32323轴4：Wpp07.399.098.016.334343、各轴输入转矩：电动机轴输出转矩：mnpTmdd48.22144039.395509550轴1：mnpT28.22144036.395509550111轴2：mnpT13.11116.28026.395509550222轴3：mnpT31.39534.7616.395509550333卷筒轴输入转矩：mnpT05.38434.7607.3955095504444、各轴输出功率：轴1：WPP29.336.398.098.011轴2：WPP19.326.398.098.022轴3：WPP10.316.398.098.033卷筒轴：WPP01.307.398.098.0445、各轴的输出转矩分别为各轴的转矩乘轴承效率0.98：轴1：mTT83.2128.2298.098.011轴2：mTT91.10813.11198.098.022轴3：mTT99.38731.39598.098.033卷筒轴输出转矩：mTT37.37605.38498.098.044运动和动力参数计算结果如下表所示：mNT28.221mNT13.1112mNT31.3953mNT05.3844WP29.31WP19.32WP10.33WP01.34mT83.211mT91.1082mT99.3873mT37.3764-8-轴名功率PKW转矩TNm转速minr传动比i效率输入输出输入输出电动机轴3.3922.4814401轴3.363.2922.2821.83144010.992轴3.263.19111.13108.91280.165.140.973轴3.163.10395.31387.9976.343.670.97卷筒轴3.073.01384.05376.3776.3410.97六、齿轮的设计：1、高速级大小齿轮的设计：①材料：高速级小齿轮选用45钢调质处理，齿面硬度为250HBS。高速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为200HBS。②查课本第166页表11-1得：H=600Mpa,F=450Mpa；查课本第171页表11-5得：。HS=1.25,FS=1.6；故[H]=H/HS=600/1.25=480Mpa；FFFS][450/1.6=281.25Mpa③按齿面接触强度设计：7级精度制造，查课本第169页表11-3得：载荷系数1.2K，齿宽系数d取0.8；查课本第171页表11-4得弹性系数EZ=188，区域系数HZ取2.5，计算中心距：由课本第165页式11-5得：321)][(12HHEdZZuukTdmm44.37)4805.2188(75.58.0)175.5(54.152.1232[H]=480Mpa][F281.25Mpa1d37.44mm1d40mm2Z115-9-设1Z=20，111Zdm=37.44/20=1.87，取m=2。由mZd1=2×20=40mm,12iZZ=5.75×20=115；22mZd2×115=230mm齿宽：11dbd=0.8×40=32mm,取1b=35mm；考虑高速级大齿轮与低速级大齿轮相差不大，大齿轮取=35mm,小齿轮取40mm.实际传动比：12ZZi=115/20=5.75传动比误差：（5.75-5.75）/5.75×100%=0%④验算轮齿弯曲强度：查课本第173、174页表11-8、11-9得：FY=2.93sY=1.56按最小齿宽了b=35计算：122ZbmYkTYFsF2×1.2×15.54×1.56×2.93/（35×2×2×20）=60.88Mpa≤][F=281.25Mpa所以安全。⑤齿轮的圆周速度：100060dnV=(3.14×40×1420)/(60×1000)=2.97m/s查课本第169页表11-2知选用7级的的精度是合适的。2、低级轴齿轮设计①材料：高速级小齿轮选用45钢调质处理，齿面硬度为250HBS。高速级大齿轮选用45钢正火，齿面硬度为200HBS。②查课本第166页表11-1得：H=600Mpa,F=450Mpa；2d230mm1b=35mmb2=40mmi5.75FY=2.93sY=1.56F60.88MpaV2.97m/sH=600Mpa,F=450Mpa-10-查课本第171页表11-5得：。HS=1.25,FS=1.6；故[H]=H/HS=600/1.25=480Mpa；FFFS][450/1.6=281.25Mpa③按齿面接触强度设计：7级精度制造，查课本第169页表11-3得：载荷系数1.2K，齿宽系数d取0.8；查课本第171页表11-4得弹性系数EZ=188，区域系数HZ取2.5，计算中心距：由课本第165页式11-5得：3231)][(12HHEdZZuukTdmm66.67)4805.2188(11.48.0)111.4(62.862.1232设3Z=30，111Zdm=67.66/30=2.26，取m=3。由33mZd=3×30=90mm,34iZZ=4.11×30=123.3,取124；44mZd2×124=372mm齿宽：33dbd=0.8×90=72mm,取3b=75mm；考虑低速级大齿轮与低速级大齿轮相差不大，大齿轮取3b=75mm,小齿轮取80mm.实际传动比：34ZZi=124/30=4.13传动比误差：（4.13-4.11）/4.13×100%=0.49%④验算轮齿弯曲强度：查课本第173、174页表11-8、11-9得：FY=2.93sY=1.56按最小齿宽了b=50计算：122ZbmYkTYFsF2×1.2×86.62×1.56×2.93/（72×3×3×30）=48.88Mpa≤][F=281.25Mpa[H]=480Mpa][F281.25Mpad≥67.66mm3Z=303d90mm4Z1244d3723b=75mmb4=80mmi4.13F48.88Mpa-11-所以安全。⑤齿轮的圆周速度：100060dnV=(3.14×90×60.09)/(60×1000)=0.28m/s查课本第169页表11-2知选用7级的的精度是合适的。七、减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座厚度83025.0a10箱盖厚度18302.01a10箱盖凸缘厚度1b115.1b15箱座凸缘厚度b5.1b15箱座底凸缘厚度2b