机械设计课程设计说明书

1计算过程及其说明结果一、设计任务书1．总体布置简图如右图所示2．工作条件：使用年限为15年，（每年工作300天），两班制，带式运输机工作平稳，转向不变。3．原始数据运输带曳引力F（N）：1900运输带速度V（m/s）：1.6滚筒直径D(mm)：3504．设计内容（1）电动机的选择与运动参数计算（2）传动装置的设计计算（3）轴的设计（4）滚动轴承的选择与校核（5）键的选择和校核（6）联轴器的选择（7）装配图、零件图的绘制（8）编写设计计算说明书5．设计任务（1）减速器总装配图一张（2）低速轴、闷盖零件图各一张（3）设计说明书一份6．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、键及联轴器的校核及草图绘制（4）第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写'hL=72000hF=1900NV=1.6m/sD=350mm二、传动方案的拟定由设计任务书知传动类型为：分流式二级圆柱齿轮减速器。本传动机构的特点是：齿轮相对于轴承为对称布置，沿齿宽载荷分布较均匀。减速器结构较复杂。分流式二级圆柱齿轮传动三、电动机的选择1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机Y系列2、选择电动机容量：（1）工作机所需功率wP2wP=FV/1000=1900×1.6/1000=3.04kwwP=3.04kwwn=60×1000V/πD=87.4r/minwn=87.4r/min(2)电动机输出功率dP考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为dP=wP/η试中η为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即223133其中1，2，3分别为传动系统中联轴器，齿轮传动及轴承的效率，取1=0.99，2=0.96，3=0.98223133=2230.990.960.98=0.85η=0.85电动机的输出功率为dP=wP/η=3.04/0.85=3.58kwdP=3.58kw（3）确定电动机的额定功率edP选定电动机的额定功率edP=4kwedP=4kw3、选择电动机的转速wn=87.4r/min该传动系统为分流式圆柱齿轮传动，12i=3～6则总传动比可取1i=9，2i=36则电动机转速的可选范围为3'1dn=9wn=9×87.4=786.6r/min'2dn=36wn=36×87.4=3146r/min可见同步转速为1000r/min，1500r/min，3000r/min的电动机都符合，这里初选同步转速为1000r/min，1500r/min，3000r/min的三种电动机进行比较，如下表：'1dn=786.6r/min'2dn=3146r/min表1电动机方案比较表（指导书表20-1）方案电动机型号额定功率（kw）电动机转速（r/min）电动机质量（kg）传种装置总传动比同步满载1Y132M1-6410009607310.982Y112M-44150014404316.483Y112M-24300028904533.07由表中数据可知，方案1的总传动比最小，传种装置结构尺寸最小，因此可采用方案1，选定电动机型号为Y132M-6电动机型号Y132M-64、电动机的技术参数和外型、安装尺寸表2电动机参数（指导书表20-2）型号HABCDEF×GDGY132M-613221617889388010×833KABADACHDAABBHAL122802101353156023818515四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比（1）传动装置总传动比/mwinn=960/87.4=10.98（2）分配各级传动比取高速级的圆柱齿轮传动比1i=3.52，则低速级的圆柱齿轮的传动比2i为2i=i/1i=10.98/3.52=3.12由指导书表2-1及表2-2知，传动比合理i=10.981i=3.522i=3.12五、计算传动装置的运动和动力参数1.各轴转速电动机轴为轴Ⅰ，减速器高速级轴为轴Ⅱ，中速轴为轴Ⅲ，4低速级轴为轴Ⅳ，带轮轴为轴Ⅴ，则IIImnnn=960r/min1IIIIInni960/3.52r/min=272.73r/min2IIIIVVnnni272.73/3.12r/min=87.4r/minIIImnnn=960r/minIIIn=272.73r/minIVn87.4r/minVn=87.4r/min2.按电动机额定功率edP计算各轴输入功率IedPP=4kw1IIIPP=4×0.99kw=3.96kw23IIIIIPP=3.96×0.96×0.98kw=3.73kw23IVIIIPP=3.73×0.96×0.98kw=3.51kw31VIVPP=3.51×0.98×0.99kw=3.40kwIP=4kwIIP=3.96kwIIIP=3.73kwIVP=3.51kwVP=3.40kw3.各轴转矩9550IIIPTn=9550×4/960Nm=39.79Nm9550IIIIIIPTn=9550×3.96/960Nm=39.39Nm9550IIIIIIIIIPTn=9550×3.73/272.73Nm=130.61Nm9550IVIVIVPTn=9550×3.51/87.4Nm=383.53NmIT=39.79NmIIT=39.39NmIIIT=130.61NmIVT=383.53Nm59550VVVPTn=9550×3.40/87.4Nm=371.51NmVT=371.51Nm将计算结果汇总列表如下表3轴的运动及动力参数项目电动机轴I高速级轴II中间轴III低速级轴IV带轮轴V转速（r/min）960960272.7387.487.4功率（kw）43.963.733.513.40转矩(Nm)39.7939.39130.61383.53371.51传动比13.523.121效率0.990.940.940.97六、齿轮传动设计1.高速级齿轮传动设计（1）选择材料、精度及参数a.按图1所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动b.带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）c.材料选择。查图表（P表10-1），选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为275HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为236HBS，二者的硬度差为39HBS。d.初选小齿轮齿数1Z=25，则大齿轮齿数2Z=3.52×25=881u=3.52e.初选螺旋角β=14f.选取齿宽系数d：d=1.27级精度（GB10095-88）小齿轮：40Cr（调质）275HBS大齿轮：45钢（调质）236HBS1Z=252Z=881u=3.52β=14（2）按齿面接触强度设计按下式试算21131121tHEtdaHkTuZZdu…………①1）确定公式内的各计算数值a.试选1tk=1.6d=1.21tk=1.66b.分流式小齿轮传递的转矩1T=IIT/2=19.70Nmc.查图表（P图10-30）选取区域系数HZ=2.433（表10-6）选取弹性影响系数EZ=189.812MPad.查图表（P图10-26）得1a=0.768，2a=0.8712aaa=0.768+0.87=1.638e.许用接触应力1H=600MPa，2H=530MPa则H=（1H+2H）/2=（600+530）/2=565MPaf.由式N=60njhL……………………②计算应力循环次数1160hNnjL=60×960×1×72000=4.15×91021/3.52NN=4.15×910/3.52=1.178×9101T=19.70NmHZ=2.433EZ=189.812MPa1a=0.7682a=0.87a=1.6381H=600MPa2H=530MPaH=565MPa1N=4.15×9102N=1.178×9102）计算a.按式①计算小齿轮分度圆直径1td233121.619.70103.5212.433189.81.21.6383.52565tdmm=30.19mmb.计算圆周速度111/601000tVdn=3.14×30.19×960/（60×1000）m/s=1.52m/sc.计算齿宽b及模数ntm1td=30.19mm1V=1.52m/s7b=d1td=1.2×30.19mm=36.23mmntm=1tdcosβ/1Z=1.17mmh=2.25ntm=2.25×1.17mm=2.64mmb/h=36.23/2.64=13.74d.计算纵向重合度=0.318d1Ztanβ=0.318×1.2×25×tan14=2.378e.计算载荷系数K使用系数AK=1，根据V=1.52m/s，7级精度查图表（P图10-8）得动载系数vK=1.08查图表（P表10-3）得齿间载荷分布系数HFKK=1.4由公式231.120.180.2310HdKb……③得2311.120.181.20.231036.23HK=1.387查图表（P图10-13）得1FK=1.352由式AVHHKKKKK……………④得载荷系数1K=1×1.13×1.4×1.387=2.194f.按实际载荷系数校正所得分度圆直径由式3ttKddK…………………⑤得312.19430.191.6dmm=33.54mmg.计算模数1nmb=36.23mmntm=1.17mmh=2.64mmb/h=13.74=2.378AK=1vK=1.08HK=1.4FK=1.41HK=1.3871FK=1.3521K=2.1941d=33.54mm81nm=1dcosβ/1Z=33.54×cos14/25mm=1.3mm1nm=1.3mm（3）按齿根弯曲疲劳强度设计按式21112112cosFSndFKTYYYmZ计算1）确定计算系数a.计算载荷系数由式AVFFKKKKK……………………⑥得1K=1×1.13×1.4×1.352=2.14b.根据纵向重合度=2.378查图表（P图10-28）得螺旋角影响系数Y=0.87c.计算当量齿数3311/cos25/cos14VZZ=27.373322/cos88/cos14VZZ=96.33d.查取齿形系数查图表（P表10-5）1FY=2.563，2FY=2.187e.查取应力校正系数查图表（P表10-5）1SY=1.604，2SY=1.786f.计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，弯曲疲劳寿命系数1FNK=0.85，2FNK=0.88。查得小齿轮弯曲疲劳强度极限1FE=500MPa，大齿轮弯曲疲劳强度极限2FE=380MPa，由式limNKS………………………⑦得1=0.85×500/1.4MPa=303.57MPa2=0.88×380/1.4MPa=238.86MPa1K=2.14Y=0.871VZ=27.372VZ=96.331FY=2.5632FY=2.1871SY=1.6042SY=1.786S=1.41FNK=0.852FNK=0.881FE=500MPa2FE=380MPa1=303.57MPa2=238.86MPa9g.计算大小齿轮的FSFYY并加以比较111FSFYY=2.563×1.604/303.57=0.01354222FSFYY=2.187×1.786/238.86=0.01635大齿轮的数值大111FSFYY=0.01354222FSFYY=0.016352）设计计算2323122.1419.70100.87cos140.016351.2251.638nmmm=0.