东南大学机械课程设计说明书

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设计者：王行洲学号：02009227指导教师：王鸿翔东南大学机械工程学院-2-前言机械设计课程设计是高等工业学校多数专业第一次全面的机械设计训练，是机械设计课的最后一个重要教育环节，其目的是：（1）培养学生综合运用机械设计及相关课程知识解决机械工程问题的能力，并使所学知识得到巩固和发展；（2）学习机械设计的一般方法和步骤；（3）进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图（其中包括计算机辅助设计）和学习使用设计资料、手册、标准和规范。此外，机械设计课程设计还为专业课设计和毕业设计奠定了基础。此书是我在完成此次课程设计之后对整个设计计算过程的整理总结，主要包括整个设计的主要计算及简要说明，对于必要的地方，还有相关简图说明。对于一些需要的地方，还包括一些技术说明，例如在装配和拆卸过程中的注意事项；传动零件和滚动抽成的润滑方式及润滑剂的选择。使我们图纸设计的理论依据。当然，由于我们是第一次进行机械设计，还有很多考虑不到或不周的地方，有很多零件尺寸材料选择的时候考虑不周全，希望老师在审阅时予以指正。-3-目录一、设计任务………………………………………………4二、选择电动机……………………………………………5三、计算、分配传动比……………………………………5四、运动参数计算…………………………………………6五、各级传动零件的设计计算……………………………71选定齿轮材料、热处理及精度……………………………………72高速级斜齿圆柱齿轮设计计算……………………………………73低速级直齿圆柱齿轮设计计算……………………………………14六、轴的设计及其校核……………………………………^17七、轴承校核………………………………………………20八、键联接的选择和计算…………………………………22九、联轴器的选择…………………………………………23十、箱体及减速器附件说明………………………………24十一、润滑密封设计………………………………………25十二、小结…………………………………………………26参考文献……………………………………………………27-4-设计任务书带式运输机双级圆柱齿轮减速器设计设计图例：1—电动机2—V带传动3—双级圆柱齿轮减速器4—联轴器5—卷筒6—运输带设计要求：1．设计用于带式运输机的传动装置2．连续单向运转，载荷较平稳，空载起动，运输带允许误差为5%3．使用期限为10年，小批量生产，两班制工作设计基本参数：数据组编号10输送带有效拉力/N3200运输带工作速度m/s)/(v0.5滚筒直径mm/D500设计任务:1．完成装配图1张（A0），零件图（齿轮和低速轴）2张（A3）。2．编写设计说明书。-5-项目－内容设计计算依据和过程计算结果二、选择电动机1、选择2、计算电动机容量三、计算、分配传动比1、滚筒转速2、总传动比3、分配传动比Y型三相异步电动机，电动机额定电压380伏，闭式。查手册取机械效率：V带传动效率1=0.96，滚动轴承效率2=0.99，闭式齿轮传动效率3=0.97，联轴器效率4=0.99，传动滚筒效率：50.96（其中，各机械效率值分别对应依次为闭式齿轮传动6级精度，滚子轴承，齿轮联轴器）传动装置效率：4212345420.960.990.970.990.960.825滚动轴工作转速：min098.195005.06000060000rDvnw工作机所需功率：wP=1000Fv电动机所需功率：dP=Pw=825.05.03200=1.94KW滚筒转速：min098.195005.06000060000rDvnw总传动比：22.49098.19940wmanni分配传动比：取301i减速器的传动比：41.16322.4901iiia取两级圆柱齿轮减速器的传动比：62.441.163.13.112ii则低速级的传动比：55.362.441.161223iii查手册取Y112M—6型三相异步电动机额定功率2.2kw满载时，转速为940r/min；效率为77.5.0%；功率因数为0.74；电机机的轴径为009.0004.028；轴的中心高为11205.0；2.2启额TT。55.362.42312ii-6-四、运动参数计算0轴（电动机轴）KWPPD94.10min9400rnnmmNmNnPT71.1994094.1955095500001轴（高速轴）：8624.196.094.1101PPKWmin33.31339400101rinnmNmNnPT76.5633.3138624.1955095501112轴（中间轴）：KWPPP788.197.099.08624.13211212min82.6762.433.3131212rinnmNmNnPT77.25182.67788.1955095502223轴（低速轴）：KWPPP717.197.099.0788.13222323104.1955.382.672323innmNmNnPT32.858104.19717.1955095503334轴（滚筒轴）：-7-五、各级传动零件的设计计算1、选定齿轮材料、热处理及精度(1)齿轮材料及热处理(2)齿轮精度2、高速级斜齿圆柱齿轮设计计算1、初步设计齿轮传动的主要尺寸(1)计算小齿轮传递的转矩(2)确定齿数KwKwPPP683.199.099.0717.14233434104.191334nnnmNmNnPT32.841104.19683.195509550444高速级大小齿轮均选用硬齿面渐开线斜齿轮低速级大小齿轮均选用硬齿面渐开线直齿轮高速级大齿轮（整锻结构）材料为20CrMnTi，调质，表面淬火，硬度为48~55HRC；小齿轮材料为20CrMnTi，碳氮共渗，表面硬度为57~63HRC，有效硬化层深0.5~0.9mm。低速级大齿轮材料为45钢，调质处理，硬度为286~299HB；小齿轮材料为40Cr，调质处理，硬度为241~286HB。根据图9.55和图9.58，limlimlimlim1500MPa,500MPaHHFF大小大小齿面最终成形工艺为磨齿。按GB/T10095-1988，6级，齿面粗糙度mRa8.0，齿根喷丸强化，装配后齿面接触率为70%。mNmNnPT76.5633.3138624.1955095501111062311221zizz，传动比误差6087.42310612zzi%24.0%10062.46087.462.4i，允许KwPKwPKwPKwPrnrnrnrn683.1717.1788.18624.1min104.19min104.19min82.67min33.31343214321KwPKwPKwPKwP666.1'700.1'770.1'844.1'43211062321zz-8-(3)初选齿宽系数d(4)初选螺旋角(5)载荷系数K(6)齿形系数FaY和应力修正系数SaY(7)重合度系数Y非对称布置，d=1.2初定螺旋角12使用系数AK表9.11查得AK=1.0动载荷系数VK估计齿轮圆周速度0.5m/s查得（图9.44）VK=1.03齿向载荷分布系数FK预估齿宽b=40mm，由表9.13查得HK=1.84，初取b/h=12，再由图9.46查得FK=1.75齿间载荷分配系数FK由表9.12查得HK=FK=1.1载荷系数KK=AKVKFKFK=98.175.11.103.10.1当量齿数57.2412cos23cos3311zzv26.11312cos106cos3322zzv由图9.53查得：1FaY=2.65，2FaY=2.15由图9.54查得：1SaY=1.58，2SaY=1.8端面重合度近似为-9-(8)螺旋角系数(9)弯曲许用应力67.112cos10612312.388.1cos112.388.121zzatantan20arctanarctan20.41031coscos12ntarctantancosarctantan12cos20.4103111.26652bt则重合度系数为682.0cos75.025.02abY轴向重合度867.1tansin1zmbdn8133.01201Y安全系数由表9.15查得1.25FS（按1%失效概率考虑）小齿轮应力循环次数811100.91630010133.3136060nktnN大齿轮应力循环次数8221095.11630010182.676060nktnN由图9.59查得寿命系数86.01NY，9.02NY实验齿轮应力修正系数0.2STY，由图9.60预取尺寸系数1XY许用弯曲应力682.0Y813.0Y-10-(10)计算模数(11)初算主要尺寸MPaSYYYMPaSYYYFXSTNFFPFXSTNFFP72025.1129.050068825.11286.05002lim1lim21111FPSaFaYY=006086.068858.165.2222FPSaFaYY=005375.07208.115.2比较11FPSaqFaYY与222FPSaFaYY，取FPSaFaYY=111FPSaFaYY=0.006086mmYYYYzKTmFPSaFadn17.112cos813.0682.0006086.0232.15676098.12cos2322322111为防止过载时齿轮折断，取5.1nm初算中心距mmzzman91.9812cos2106235.1cos221取a=99mm修正螺旋角239.12992106235.1arccos2arccos21azzmn分度圆直径按标准取5.1nm-11-(12)验算载荷系数2、校核齿面接触疲劳强度(1)确定载荷系数K(2)确定各系数mmzmdn3.35239.12cos235.1cos11mmzmdn7.162239.12cos1065.1cos22齿宽mmdbd36.423.352.11取mmbmmb42;4821齿宽系数20.13.35421dbd圆周速度smndv579.06000033.3133.356000011由图9.44查得1.03vK按mmbd42;2.1，由表9.13查得84.1HKb/h=44.12)5.125.2/(42)25.2(nmb由图9.46查得75.1FK，又0.1AK和1.1FHKK不变，则K=98.175.11.103.10.1故不需要校核大小齿轮齿根弯曲疲劳强度（这里我们不妨校核一下）：1341.0813.0682.0006086.05.13.354256760298.1YYYYbmKFSaFantFPF故安全。其中，AK=1.0，VK=1.03，HK=1.1，HK=1.75K=AKVKHKHK=98.175.11.103.10.1mmbmmdmmdmma88.417.1623.35239.129921取mmbmmb484221-12-(3)许用接触应力(4)校核