机械设计课程设计总(2013年12月10日)--2

机械设计课程设计设计计算说明书设计题目：带式输送机传动装置设计设计者：_程霄__学号：__11130029___专业班级：机械1101班指导教师：李克旺完成日期：2013年12月10日北京交通大学海滨学院目录一课程设计的任务……………………………………………………1二电动机的选择………………………………………………………2三传动装置的总传动比和分配各级传动比…………………………4四传动装置的运动和动力参数的计算………………………………4五传动零件的设计计算………………………………………………6六轴的设计、校核……………………………………………………15七滚动轴承的选择和计算……………………………………………19八键连接的选择和计算………………………………………………20九润滑和密封的选择…………………………………………………21十、减速器箱体的主要结构尺………………………………………21十一设计总结…………………………………………………………24十二参考资料…………………………………………………………251一、课程设计的任务1．设计目的课程设计是机械设计课程重要的教学环节，是培养学生机械设计能力的技术基础课。课程设计的主要目的是：(1)通过课程设计使学生综合运用机械设计课程及有关先修课程的知识，起到巩固、深化、融会贯通及扩展有关机械设计方面知识的作用，树立正确的设计思想。(2)通过课程设计的实践，培养学生分析和解决工程实际问题的能力，使学生掌握机械零件、机械传动装置或简单机械的一般设计方法和步骤。(3)提高学生的有关设计能力，如计算能力、绘图能力以及计算机辅助设计(CAD)能力等，使学生熟悉设计资料(手册、图册等)的使用，掌握经验估算等机械设计的基本技能。2．设计题目带式输送机传动装置设计。带式输送机已知条件：方案号输送带工作拉力F(N)输送带工作速度V(mm)鼓轮直径（mm）91570N2.2m/s220mm3.设计任务1．选择（由教师确指定）一种方案，进行传动系统设计；2．确定电动机的功率与转速，分配各级传动的传动比，并进行运动及动力参数计算；3．进行传动零部件的强度计算，确定其主要参数；4．对齿轮减速器进行结构设计，并绘制减速器装配图（草图和正式图各1张)；5．校核中间轴的强度、轴承寿命、键强度；6．绘制中间轴及中间轴大齿轮零件工作图（注：当中间轴为齿轮轴时，可仅绘一张中间轴零件工作图即可）；7．编写课程设计计算说明书。24．传动装置部分简图二、电动机的选择1．电动机类型的选择按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异步电动。2．确定电动机输出功率Pd电动机所需的输出功率Pd=Pw/η其中：Pw----工作机的输入功率η---由电动机至工作机的传动总效率工作机的输入功率：)(1000KwFVPW=1570×2.2/1000=3.5KW3总效率η=η3轴承·η2齿轮·η2联轴器·η带查表可得：η带=0.97，η轴承=0.99，η齿轮=0.98，η联轴器=0.99，则η=0.993×0.982×0.992×0.97=0.886电动机所需的功率：Pd=Pw/η=3.5/0.886=3.95KW3．确定电动机转速工作机转速nw∵v=601000Dn∴nw=60×1000×2.2/(3.14×220)=191r/min确定电动机转速可选范围:双级圆柱齿轮传动比范围为i减=12～20，则电动机转速可选范围为:n’d=nwi总=(12～20)nw=(12～20)×191=2292～3820r/min其中：i总=i减=12～20i减——减速器传动比符合这一转速范围的同步转速有1000、1500、3000r/min，根据容量和转速，由有关手册查出适用的电动机型号。（建议：在考虑保证减速器传动比i减14时，来确定电机同步转速）。4.确定电动机型号根据所需效率、转速，由《机械设计手册》或指导书选定电动机：Y112M-2型号（Y系列）数据如下:额定功率P：4kw(额定功率应大于计算功率)4满载转速：nm=2890r/min（nm—电动机满载转速）同步转速：3000r/min电动机轴径:28mm电动机轴长:400mm三、传动装置的总传动比和分配各级传动比1．传动装置的总传动比i总=i减=nm/nw=2890/191=15.13nw——工作机分配轴转速2．分配各级传动比减速器传动比分配原则：各级传动尺寸协调，承载能力接近，两个大齿轮直径接近以便润滑（浸油深度）。i减=i高*i低i高——高速级传动比i低——低速级传动比建议取：i高=1.3i低则：i减=1.3i2低i低=3.412i高=1.3i低=4.436四、传动装置的运动和动力参数的计算1．计算各轴的转速Ⅰ轴（高速级小齿轮轴）：nⅠ=nm/i带=2890.906r/minⅡ轴（中间轴）：nⅡ=nⅠ/i高=2890.906/4.436=651.692r/minⅢ轴（低速级大齿轮轴）：nⅢ=nⅡ/i低=651.692/3.412=191r/minⅣ轴（与Ⅲ轴通过联轴器相连的轴）:nW=nⅢ=191r/min2．计算各轴的输入功率和输出功率Ⅰ轴：PⅠ入=Pd·η联轴器带=3.95×0.99=3.91kwPⅠ出=PⅠ入·η轴承=3.91×0.99=3.87kwⅡ轴：PⅡ入=PⅠ出·η齿轮=3.87×0.98=3.79kwPⅡ出=PⅡ入·η轴承=3.79×0.99=3.75kw5Ⅲ轴：PⅢ入=PⅡ出·η齿轮=3.75×0.98=3.68kwPⅢ出=PⅢ入·η轴承=3.68×0.99=3.64kwⅣ轴:PⅣ入=PⅢ出·η联轴器=3.64×0.99=3.60kwPW=PⅣ出=3.60×0.97=3.49kw3.计算各轴的输入转矩和输出转矩公式:T=9.55×106×P/n(N·mm)Ⅰ轴：TⅠ入=9.55×106×PⅠ入/nⅠ=9.556103.91/2890.906=1.29×104(N·mm)TⅠ出=9.55×106×PⅠ出/nⅠ=9.556103.87/2890.906=1.28×104(N·mm)Ⅱ轴：TⅡ入=9.55×106×PⅡ入/nⅡ=9.556103.79/651.692=5.55×104(N·mm)TⅡ出=9.55×106×PⅡ出/nⅡ=9.556103.75/651.692=5.50×104(N·mm)Ⅲ轴：TⅢ入=9.55×106×PⅢ入/nⅢ=9.556103.68/191=1.84×105(N·mm)TⅢ出=9.55×106×PⅢ出/nⅢ=9.556103.64/191=1.82×105(N·mm)Ⅳ轴：TⅣ入=9.55×106×PⅣ入/nⅢ=9.556103.60/191=1.80×105(N·mm)TW=TⅣ出=9.55×106×PⅣ出/nⅢ=9.556103.49/191=1.75×105(N·mm)将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表：6轴名功率P（kw）转矩T（N·mm）转速n（r/min）传动比i输入输出输入输出电机轴3.953.51.31×1041.16×10428901Ⅰ轴3.913.871.29×1041.28×1042890.9064.436Ⅱ轴3.793.755.55×1045.50×104651.6923.412Ⅲ轴3.683.641.84×1051.82×1051911Ⅳ轴3.603.491.80×1051.75×105191五、传动零件的设计计算1．设计高速级齿轮1）选精度等级、材料及齿数(1)确定齿轮类型：两齿轮均取为渐开线标准直齿圆柱齿轮。(2)材料选择：小齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为45钢（正火），硬度为200HBS，二者材料硬度差为40HBS。(3)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。(4)选小齿轮齿数Z1＝23，大齿轮齿数Z2＝i低×Z1＝4.436×23=102.028，圆整取Z2=102。2）按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式10－9a进行试算，即3211)][(132.2HEdttZuuTkd确定公式各计算数值(1)试选载荷系数3.1tK(2)小齿轮传递的转矩T1T1=TⅠ出=1.28×104(N·mm)（注：见“四、传动装置的运动和动力参数的计算”）7(3)由表10－7选取齿宽系数1d(4)由表10—6查得材料的弹性影响系数：ZE=189.8(5)由图10—21d查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa580Hlim1大齿轮的接触疲劳强度极MPa390Hlim2(6)由式10-13计算应力循环次数9111033.8)1030082(1906.28906060hjLnN9121088.1/高iNN(7)由图10－19曲线1查得接触疲劳强度寿命系数96.0,86.021HNHNKK(8)计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1%，安全系数为S=1，由式10－12得MPa8.498158086.0S][Hlim1HN1H1KMPa4.374139096.0S][Hlim2HN2H2K(9)试算小齿轮分度圆直径td1，代入][H中的较小值mmdt46.404.3748.189436.41436.411028.13.132.23241(10)计算圆周速度Vsmndvt/12.6100060906.289046.4010006021(11)计算齿宽bmmdbtd46.4046.4011(12)计算齿宽与齿高之比b/h模数8mm276.12346.4011mmzdmtt齿高mmmht5.4225.225.299.85.446.40hb(13)计算载荷系数K根据v=6.12m/s，7级精度，由图10－8查得动载荷系数Kv=1.15假设mmNbFKtA/100/，由表10－3查得1FHKK由表10－2查得使用系数KA=1由表10－4查得42.146.401023.01)16.01(18.012.11023.0)6.01(18.012.1322322bKddH由图10－13查得28.1FK故载荷系数63.142.1115.11HHvAKKKKK(14)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10－10a得mmKKddtt63.433.1/63.146.40/3311(15)计算模数ｍ90.123/63.43/11Zdm2）按齿根弯曲强度设计由式10－5得弯曲强度的设计公式为3211][2FSFdYYZKTm确定公式内的计算数值9(1)由图10－20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE4401大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE3202(2)由图10－18查得弯曲疲劳寿命系数92.0,9.021FNFNKK(3)计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数为S=1.4，由式10－12得MPaSKFEFNF86.2824.14409.0][111MPaSKFEFNF29.2104.132092.0][222(4)计算载荷系数47.128.1115.11FFVAKKKKK(5)查取齿形系数由表10－5查得69.21FaY，178.22FY(6)取应力校正系数由表10－5查得575.11SaY791.12SY(7)计算大小齿轮的][FSaFaYY，并比较019.029.210791.1178.2][015.086.282575.169.2][222111FSaFaFSaFaYYYY10(8)设计计算mmYYZKTmFSFd02.186.282575.169.22311028.147.12][23243211对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取由弯