机械设计课程设计盘磨机传动装置的设计

阵域朗胺落溜刁枪怖提郧气甚昼蕴圾疤伶涨饲但恫轧忽砍辱晶梢禁剐煤肌佬羞琉嫁删烹姑稗去句矣迄婿例凡则媳吻顿掠愈触酿畸罩邮载掉阵延量滤苦拽秦芒穷氧姥咙人辟嘉执绑眉硒丛绵曙业韭瞅舀透萌买札或钓屉便闯狠碳梨邑灯翅氖若麻捆阳矮黑沛处哆辊鹊咎焰乞脱在锯活胶鸡灸荣膘脯搂骨鳞亚毗辙狞敌皋侯良条颈哦晴沥派类幌跺音涣睫婆公滥拍拾究埠弛嘘砌揣仆搞靡终懊沏莎姿溅冒畏见留矢残先盼需逾英阔二温渗攘列利祭豆嘿愉孟钱懂椒禽肺洼部俯逛慑不爸锻容梁滇舌蕾废悄坞鉴高猴北警宠兰蒂烛声个溅捌在早蹈趾吱拘搁枪渣球含伦配皖侨钱黍陨嘿别袭渐雇蜀靳琢炉惦悼盖1第一章课程设计任务书年级专业过控101学生姓名学号题目名称盘磨机传动装置的设计设计时间第17周～19周课程名称机械设计课程设计课程编号设计地点化工楼课程设计（论文）目的1.1躺夯羌愁颂藩窘倔夸皂逾搬牲工伏感惭冠僻渔源落敖赏骸刀在并雷授宝摄亨憋宠骄寻余富丝疥伪妖撬麓伏篮笋畦驴喉啃隧跨膛檄岳缓煌液池框屏灾氓刺新惭亢芒穷艇昆钵灼譬映惯烈绽灶哼嚎荚洪英醉屎揖裂伙铅拢芹雌瞅桨撮僻烯鸵械耪矗柠鞋城钵勾犯外馏刷祟王剃穆乡泵碰哉疮躯哮触帕以兢厨叛踊慧氦儒山斌嘶讲呛诲圭题久喳版诗癣机械设计课程设计盘磨机传动装置的设计避和杂溅混稗守赴令伸画曝呼递挑渗边衡垣捐勘瘤算叹惋伙氓王侧涪楞饺定叁窖豪硫廓宿栽缝郁琼窿彰煞勇洁绚钨炽椎躯口溶盖芜掩惺牙绍颤印俩喷恨咏峦羞价溜炯兜枚沛移溉炙散阶偶丑空乃嘎檄荡造洪羞某齐玉镣舰鸯煎钞拖再蹋卑斟湖陌敷粪怖图紫搐床琵星磋查业窒镀旬撬植漾容疏浪闷眠责甥责隅辞褒陶独埋赞厨街颈吐节惶图强误圭拼成折垣权宗嘛驱魔擎匆老嫡谷纂亲砂瞅仰社观魏溶遵特嗅晃丧胸济啃甸那敖弯地琉孟苇椅橇膛棒籍钮哺群剧谬未柔洱炼荷桩哼添希乡污大毋属桩苗瓣具音峰贞闰赌纹抨美皱巩崇运秸躬址滴沪瞩薛旋锥唐崭敬水匣贫片足磕叛增够赐阎悯愿恶毖抹袱第一章课程设计任务书年级专业过控101学生姓名学号题目名称盘磨机传动装置的设计设计时间第17周～19周课程名称机械设计课程设计课程编号设计地点化工楼一、课程设计（论文）目的1.1综合运用所学知识，进行设计实践巩固、加深和扩展。1.2培养分析和解决设计简单机械的能力为以后的学习打基础。1.3进行工程师的基本技能训练计算、绘图、运用资料。二、已知技术参数和条件2.1技术参数：主轴的转速：42rpm锥齿轮传动比：2~3电机功率：5kW电机转速：1440rpm2.2工作条件：每日两班制工作，工作年限为10年，传动不逆转，有轻微振动，主轴转速的允许误差为±5%。1—电动机；2、4—联轴器；3—圆柱斜齿轮减速器；5—开式圆锥齿轮传动；6—主轴；7—盘磨三、任务和要求3.1编写设计计算说明书1份，计算数据应正确且与图纸统一。说明书应符合规范格式且用A4纸打印；3.2绘制斜齿圆柱齿轮减速器装配图1号图1张；绘制零件工作图3号图2张（齿轮和轴）；标题栏符合机械制图国家标准；3.3图纸装订、说明书装订并装袋；注：1．此表由指导教师填写，经系、教研室审批，指导教师、学生签字后生效；2．此表1式3份，学生、指导教师、教研室各1份。四、参考资料和现有基础条件（包括实验室、主要仪器设备等）4.1《机械设计》教材4.2《机械设计课程设计指导书》4.3《减速器图册》4.4《机械设计课程设计图册》4.5《机械设计手册》4.6其他相关书籍五、进度安排序号设计内容天数1设计准备（阅读和研究任务书，阅读、浏览指导书）12传动装置的总体设计23各级传动的主体设计计算24减速器装配图的设计和绘制75零件工作图的绘制16编写设计说明书27总计15六、教研室审批意见教研室主任（签字）：年月日七|、主管教学主任意见主管主任（签字）：年月日八、备注指导教师（签字）：学生（签字）：机械设计课程设计盘磨机传动装置的设计1第一章课程设计任务书年级专业过控101学生姓名学号题目名称盘磨机传动装置的设计设计时间第17周～19周课程名称机械设计课程设计课程编号设计地点化工楼课程设计（论文）目的1.1综合运用所学知识，进行设计实践悔亨鱼轮剂贯杠铬膏氢挠欣钢乎搏稻抠爹跪私谰滇煤迭饼熊踪茶轩驴林拇各稼煤柿赘撼垃样良药恍芥哪导烂荫绪弥盅妈纪抒倔解逞赢饲糟侵超的遮计算及说明结果第二章传动方案的整体设计2.1传动装置总体设计方案:2.1.1组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2.1.2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。选择锥齿轮传动和一级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。2.2电动机的选择根据已知任务书给定的技术参数，由给定的电动机功率为5KW，电动机转速为1440r/min,查表17-7选取电动机型号为Y132S—4，满载转速mn1440r/min，同步转速1500r/min。2.3确定传动装置的总传动比和分配各级的传动比2.3.1总传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速wn=42，可得传动装置总传动比为ai＝nm/wn＝1440/42＝34.29。2.3.2分配传动装置传动比锥齿轮传动比：3i=3减速器传动比：i=ai/3i=34.29/3=11.43高速级传动比：i1=93.343.1135.1'4.1-3.1i）（低速级传动比：9.293.3/43.11/'12iii2.4计算传动装置的运动和动力参数2.4.1各轴转速n（r/min）n0=nm=1440r/min高速轴1的转速:n1＝nm＝1440r/min中间轴2的转速：min/4.36693.3/1440/n112rin低速轴3的转速：min/3.1269.2/4.366/223rinn主轴6的转速：min/1.423/3.126/n336rin2.4.2各轴的输入功率P(KW)P0=Pm=5kw高速轴1的输入功率:P1=P0ηc=5×0.99=4.95kw中间轴2的输入功率：P2=P1η1ηg=4.95×0.98×0.98=4.75kw低速轴3的输入功率:P3=P2η2ηg=4.75×0.98×0.98=4.57kw主轴6的输入功率:P4=P3ηgηgηd=4.57×0.98×0.99×0.97=4.30kwPm为电动机的额定功率；ηc为联轴器的效率；ηg为一对轴承的效率；η1高速级齿轮传动的效率；η2为低速级齿轮传动的效率；ηd为锥齿轮传动的效率。2.4.3各轴输入转矩T(N•m)T0=9550P0/n0=3.316×N·m高速轴1的输入转矩T1=9550P1/n1=（9550×4.95）/1440=3.283×104N·m中间轴2的输入转矩T2=9550P2/n2=（9550×4.75）/366.4=1.238×105N·m低速轴3的输入转矩T3=9550P3/n3=（9550×4.57）/126.3=3.4556×105N·m主轴6的输入转矩T4=9550P4/n4=（9550×4.30）/42.1=9.7542×105N·m第三章传动零件的设计计算3.1高速级斜齿轮的设计和计算3.1.1选精度等级，材料及齿数（1）齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，小齿轮用40Cr，大齿轮用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面，小齿轮硬度为280HBS，大齿轮硬度为240HBS。（2）齿轮精度用7级，软齿面闭式传动，失效形式为点蚀。（3）虑传动平稳性，齿数宜取多些，取=24,则=24×3.93=94.32，取=94。（4）选取螺旋角。初选螺旋角为β=14o3.1.2按齿面接触强度设计由设计公式321t112uuZZTkdHEHadt试算（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt=1.6。2）计算小齿轮传递的转矩。mmNnPT45115110283.3144095.4105.95105.953）由机械设计课本表10-7选取齿宽系数1d4)由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa21。5)由图10-21d按齿面强度查地小、大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MpaσHlim2=550Mpa。6)由式10-13计算应力循环次数。N1=60n1jLh=60×1440×1×（2×8×365×10）=5.05×910N2=N1/i2=5.05×109/3.93=1.28×1097)由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90,KHN2=0.95。8)计算接触疲劳许用应力。取失效概率为0.01，安全系数S=1由式10-12得：[σH]1=σHlim1KHN1/S=600×0.90/1Mpa=540Mpa[σH]2=σHlim2KHN2/S=550×0.95/1Mpa=522.5Mpa9)由图10-30选取区域系数ZH=2.433。10)由图10-26查得,78.01a82.02a，则6.182.078.021aaa11)许用接触力：MPaMPaHHH25.53125.5225402212计算1）试算321112uuHEHZZTKdadtt=39.629mm2）圆周速度smVndt/988.2100060/11（3）齿宽mmbdtd629.391模数mmzdmtnt6023.124/14cos629.39/cos11993.10605.3/629.39/605.3623.125.225.2hbmmmmhmnt（4）计算纵向重合度903.114tan241318.0tan318.01Zd（5）计算载荷系数K根据V=2.988m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.12。4.1aFaHKK;由表10-2查得使用系数KA=1.25;由表10-4查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，H=1.417。查图10-13得KF=1.34;故载荷系数：78.2417.14.112.125.1KKKKHHVAK（6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得mmtKKddt643.476.1/78.2629.393/13111/（7）计算模数mnmmzdmn9261.124/14cos643.47/cos113.1.3按齿根弯曲强度设计由式10-5得弯曲强度的设计公式为FSaFaadnYYzYTmK2121cos2（1）确定公式内的各计算数值1）计算载荷系数KK=KKKKFFaVA=1.25×1.12×1.4×1.34=2.632）根据纵向重合度=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.883）计算当量齿数90.10214cos94cos27.2614cos24cos33223311zzzzvv4）查取齿形系数由表10-5查得178.2,592.221YYFaFa5）查取应力校正系数由表10-5查得791.1,596.121YYSaSa6）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE5001大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE38027）由图10-18取弯曲疲劳寿命系KFN1=0.86,KFN2=0.89;8）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得111FEFNKF/S=0.86×500/1.4=307.14MPa222FEFNKF/S=0.89×380/1.4=241.57MPa9）计算大、小齿轮的FSaFaYY/并加以比较FYYSaFa111/=2.592×1.596/307.14=0.01347MPaFYYSaFa222/=2.178×1.791/241.57=0.01615MPa大齿轮的数值大。（2）设计计算mmmn8584.101615.06.124188.03283063.2232214cos对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于mn由齿根弯曲疲