罗跃机械设计课程设计设计计算说明书格式2012新

1设计计算说明书设计题目： 蜂窝煤成型机设 计 者： 罗跃学 号： 20090183专业班级： 机械工程及自动化 4 班指导教师： 李 克 旺完成日期： 2012 年 5 月 20 日天津理工大学机械工程学院2目 录一 课程设计的任务3二 电动机的选择4三 传动装置的总传动比和分配各级传动比5四 传动装置的运动和动力参数的计算5五 传动零件的设计计算6六 轴的设计、校核19七 滚动轴承的选择和计算33八 键连接的选择和计算37九 联轴器的选择38十 润滑和密封的选择38十一 设计总结40十二 参考资料413一、 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： 执行机构方案设计、传动装置总体设计及机构运动简图已经在机械原理课程设计中完成（详见机械原理课程设计资料，在此略） ，现将对传动装置进行具体设计。设计题目：蜂窝煤成型机原始数据：方 案 工作机输入功率（KW） 生产率（块/min）9 1.50 40型煤尺寸：h=100mm75mm粉煤高度与型煤高度之比（压缩比）：21，即工作盘高度 H=2h=150mm工作条件：载荷有轻微冲击，一班制使用期限：十年，大修期为三年生产批量：小批量生产（少于十台）转速允许误差：5%分配轴 ：与减速器输出轴(联轴器处 )相连接，即输入轴。工作机输入功率、生产率为输入轴的参数。3、设计任务1）总体设计计算(1)选择电动型号计算所需电机功率，确定电机转速，选定电机型号；(2)计算传动装置的运动、动力参数；a.确定总传动比 i，分配各级传动比；b.计算各轴转速 n、转矩 T；c.传动零件设计计算；d.校核中间轴的强度、轴承寿命、键强度；2）绘制减速器装配图（草图和正式图各一张)；3）绘制零件工作图：减速器中大齿轮和中间轴零件工作图；（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） ；4）编写设计计算说明书。44、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/ 其中：Pw-工作机分配轴的输入功率-由电动机至分配轴的传动总效率总效率 = 带 4 轴承 2 齿轮 联轴器 查表可得： 带 =0.96， 轴承 =0.99， 齿轮 =0.98， 联轴器 =0.99，则 = 0.960.9940.9820.99=0.88电动机所需的功率：Pd = Pw/=1.72 KW3确定电动机转速工作机转速 nw= 40 r/min5确定电动机转速可选范围:V 带传动常用传动比范围为: i 带 =34，双级圆柱齿轮传动比范围为 i 减 =1418，则电动机转速可选范围为:nd=nw i 总 =(34)( 1418) nw =(4272) 25 = 1680 3280 r/min其中： i 总 = i 带 i 减 =(34) (1418) =4272i 减 减速器传动比符合这一转速范围的同步转速有 3000 r/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： Y90L-2 型号（Y 系列）数据如下: 额定功率 P： 2.2 kw 满载转速：n m = 2840 r/min （n m电动机满载转速）同步转速： 3000 r/min电动机轴径: 24 mm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 带 i 减 = nm/ nw = 2840/40= 71nw工作机分配轴转速2分配各级传动比为使 V 带传动外部尺寸不要太大，可初步取 i 带 =3 左右 则： i 减 =i 总 /i 带 =71/4=17.76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 =（1.21.3)i 低则： i 减 =（1.21.3)i 2 低i 高 =4.8i 减 =3.7四、传动装置的运动和动力参数的计算1计算各轴的转速轴（高速级小齿轮轴）：n =nm/i 带 =710 r/min轴（中间轴）： n =n /i 高 =147.9 r/min6轴（低速级大齿轮轴）：n =n /i 低 =40 r/min轴（与轴通过联轴器相连的轴）: n W= n =40 r/min2计算各轴的输入功率和输出功率轴： P 入 =Pd 带 =1.720.96 = 1.64 kwP出 = P入 轴承 = 1.640.99 = 1.63 kw轴： P 入 = P出 齿轮 = 1.630.98 = 1.59 kwP出 = P入 轴承 = 1.590.99 = 1.58 kw轴： P 入 = P出 齿轮 = 1.580.98 = 1.55 kwP出 = P入 轴承 = 1.550.99 = 1.53 kw轴（分配轴）: P入 = P出 联轴器 = 1.530.99 =1.52 kwPW=P 出 = P 入 轴承 = 1.520.99 = 1.50 kw3.计算各轴的输入转矩和输出转矩公式: T=9.5510 6P/n (Nmm)轴： T 入 =9.55106P入 / n = 22059 (Nmm) T出 =9.55106P出 / n = 21925 (Nmm)轴： T 入 =9.55106P入 / n = 102667 (Nmm) T出 =9.55106P出 / n = 102022 (Nmm)轴： T 入 =9.55106P入 / n = 370063 (Nmm) T出 =9.55106P出 / n = 365288 (Nmm)轴： T 入 =9.55106P入 / n = 362900 (Nmm) TW=T 出 =9.55106P出 / n =358125 (Nmm)将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表：功率 P（kw） 转矩 T （Nmm）轴名 输入 输出 输入 输出转速n（r/min）传动比 i 效率 电机轴 1.72 5784 2840 4.0 0.96轴 1.64 1.63 22059 21925 7104.8 0.97轴 1.59 1.58 102667 102022 147.93.7 0.97轴 1.55 1.53 370063 365288 40分配轴 1.52 1.50 362900 358125 40 1 0.975、传动零件的设计计算1 V 带传动的设计计算计算项目 计算内容 结果7定 V 带型号和带轮直径工作情况系数 KA=1.3计算功率 Pe= KAP=1.31.722.2KW选带型号 Z 型小带轮直径 取 D1=70mm计算项目 计算内容 结果大带轮直径=277.2710284).1()(22 nD 取 D2=280mm大带轮转速 ).()(212n2=702.9 r/min计算带长求 Dm 70812Dm Dm =175mm求 12=105mm初取中心距 a=600mm带长 6015217522LaDmL=1767.9mm基准长度 Ld=1800mm求中心距和包角中心距 2221058)7180(475180aDLLmma=616.3mm小轮包角 603.1728011a 1=159.6求带根数8带速 1062847106nDvv=10.4m/s传动比 9.284ii=4带根数 P0=0.5kW ka=0.95kl=1.18 P 0=0.035kW计算项目 计算内容 结果95.018)3.05(2zkpLae取 z=4 根求轴上载荷张紧力 q=0.06kg/m 224.106.)95.0(4.1250. aaeFqvkvzPF0=49.6N轴上载荷 26.sin.492i0QzFQ=390.5N带轮宽度 B mfeZ528*1)(B=52mm2齿轮传动的设计计算高速级齿轮计算计算项目 计算内容 计算结果齿面接触疲劳强度计算1.初步计算91T转 矩 71064.5.9105.961 nPmNT20591d齿 宽 系 数 .3.2d， 取由 表 .d值dA 82516dA， 取， 估 计由 表 计算项目 计算内容 计算结果H用 接 触 应 力初 步 计 算 的 许 5809.9.0712lim21li1 HHMPaH5263911d小 齿 轮 直 径初 步 计 算 的 8.37.4152098.3321式uTAHd md421取b初 步 齿 宽 1d b取2校核计算 v圆 周 速 度 10674106nV=1.5m/s和 螺 旋 角、 模 数齿 数 mz 1.20arcosarcs.3.129628.,2tnt mzdi， 取由 表取 )(75.102.和 估 计 值 接 近ntmAK使 用 系 数由表 12.9 25.1AKV动 载 系 数由图 12.9 8V10HaK分 配 系 数齿 间 载 荷 mNmNbFdTtA/10/2.314502.910.21t， 先 求由 表 75.1cos8620.3-81)6.2(cs12.2式za 6.1a计算项目 计算内容 计算结果75.1tan20tan).(si1dzmb表 296.09.20cos/751cos)8.1(tanr).2(cos6.)8.(表表表tnbt a 6.3/2abaFHK由 此 得 7.1HKHK分 布 系 数齿 向 载 荷 35.14206109.1)(32CdBAH，由 表 35载荷系数 K 5.78.5)(式HavAK9.K11EZ弹 性 系 数 由表 12.12 MPaZE8.19H节 点 区 域 系 数由图 12.16 42HZ重 合 度 系 数 6.1)(3-411.2aaa， 故， 取， 因由 式 79.0ZZ螺 旋 角 系 数 )32.1(75.cos式 8.计算项目 计算内容 计算结果H许 用 接 触 应 力 05.128)1.(.7min2l2i1l1HNSZ式 MPaH6907821验算 劳 强 度 够计 算 结 果 表 明 ， 接 触 疲 式8.4124059781)9.(2ubdKTZE MPaH6903723.确定转动主要尺寸中心距 a mid12)8.4(2)1(a=122mm中心距圆整 取 a=125实际分度圆直径18.451iad.312 md1.439206法相模数 nm =2n12齿数 1z取 有0158.2cos1nmdz取整有齿数 =211z =211z齿数 2z齿数 = i=21 4.8=100.82取整有 =101z =1012z端面模数 tm =2.05tm分度圆螺旋角 068.125.arcos 068.12计算项目 计算内容 计算结果齿宽 mdb1.43.1取 mb53142齿根弯曲强度验算 齿形系数 YFa 2.375.1cos0331zv 6.9.80332zv由图 12.21YFa1=2.55YFa2=2.22应力修正系数YsaYsa1=1.62Ysa2=1.78重合度系数Ycos)1(2.3812vvz=1.69075.6.9Y = v7502.691.69.0Y13螺旋角系数Y 75.012.minY(当 时，安 计算)min0086.1275.YY 86.0Y齿间载荷分配系数 KF由表 12.10 注 3.69.01Y计算项目 计算内容 计算结果当前以求得 KF =1.75 Y齿向载荷分配系数 KF由图 12.14b/h=42/(2.25 2)=8.4KF =1.36载荷分配系数K 36.1752.81FvAK=4.28许用弯曲应力 F 25.190min1 FXNliFSY.74in22FXliF MPaF4561F392验算 9.062.1542098.11 YbdKTSanF 62.1578.61212 SaFFY MPaF5.61F2.14低速级齿轮计算计算项目 计算内容 计算结果齿面接触疲劳强度计算1.初步计算 1T转 矩 9.14750.9105.9661 nPmNT10267d齿 宽 系 数 .3.2d， 取由 表 .d值dA 82516dA， 取， 估 计由 表 计算项目 计算内容 计算结果H用 接 触 应 力初 步 计 算 的 许 5809.9.0712lim21li1 HHMPaH5263911d小 齿 轮 直 径初 步 计 算 的 647.3152068.3321式uTAHd md641取b初 步 齿 宽 41d取 b722校核计算 v圆 周 速 度 1069.47106nd和 螺 旋 角、 模 数齿 数 mz 56.2arcosarcs.3.125425.,2tnt mzi， 取由 表取 )(43.1256.和 估 计 值 接 近ntmAK使 用 系 数由表 12.9 25.1AK15VK动 载 系 数 由图 12.9 18.VKHa分 配 系 数齿 间 载 荷 mNmNbFdTtA/10/6342085.17.t， 先 求由 表 43.12cos925.3-81)6.(.1式za 7.1a计算项目 计算内容 计算结果43.12tan5tan)8.(si1dzmb表 75.14.203.1costanr)8.(7.).(表表 t 45.38.197.0/cos/. ./42)1(s22abaFHtnbK由 此 得 表 8.1HKHK分 布 系 数齿 向 载 荷 29.16410.6.0)(321bCdbBA，由 表 29.H载荷系数 K 29.78.5)5(式HavAK2.3K16EZ弹 性 系 数 由表 12.12 MPaZE8.19H节 点 区 域 系 数由图 12.16 42HZ重 合 度 系 数 6.1)(3-411.2aaa， 故， 取， 因由 式 79.0ZZ螺 旋 角 系 数 )32.1(75.cos式 8.计算项目 计算内容 计算结果H许 用 接 触 应 力 05.128).(.min2l2i1l1HNSZ式 MPaH690721验算 劳 强 度 够计 算 结 果 表 明 ， 接 触 疲 式7.3164102.398.89)9.(2ubdKTZE 2a635HMP3.确定转动主要尺寸实际分度圆直径因中心距不着圆整，故分度圆直径不会改变，即 17.35021iad6412 md64123齿宽 mdb1取 b71m642齿根弯曲强度验算 17齿形系数 YFa 6.2543.1cos031zv .9.0332zv由图 12.21YFa1=2.65YFa2=2.2应力修正系数Ysa由图 12.22 Ysa1=1.58Ysa2=1.82重合度系数 Y cos)1(2.3812vvz计算项目 计算内容 计算结果=1.68043.12cos).96.251(38.Y = v7068.125. 7.0Y螺旋角系数 Y 7.0.min(当 时，安 计算)11min009.1243.YY=0.9Y齿间载荷分配系数 KF由表 12.10 注 .369.071Y当前以求得 KF =1.75 Y故 KF =1.75齿向载荷分配 由图 12.1418系数 KF b/h=64/(2.25 2.5)=11.4KF =1.36载荷分配系数KFvA=1.25 1.18 1.8 1.29K=3.4许用弯曲应力 F 25.1906min11 FXNliFSY.in22FXliF MPaF4561F3925.19704min22 FXNliFSY计算项目 计算内容 计算结果验算 9.0758.16246107.321 YbdKTSaFnF .2.1212SaFFY MPaF71F2.62 箱体结构尺寸的设计计算名称符号 计算公式 计算结果箱座壁厚 =0.025*a+ =0.025*150+3=6.758a 为低速级中心距，双极 3m8箱盖壁厚 11箱体凸缘壁厚度箱座 b箱盖 1箱底座 2b=1.5=1.51b=2.52b=12mm=12mm1b=20mm2加强肋厚箱座 m箱盖 1m=0.85=0.851m=6.8mm=6.8mm1m19地脚螺钉直径 fd4.171250*36.adf=20mmfd地脚螺钉数目n,nn=4轴承旁连接螺栓直径 1d3.*5.01fd =16mm1箱盖、箱座连接螺栓直径 24.67)(f=12mm2d轴承盖螺栓直径和数目 、3dn=63n=4=63n=4轴承盖（轴承座端面）外径 2D观察孔盖螺钉直径fdd*)4.03(4 =6mm4d、 、 、fd12至箱体外壁距26mm,22mm,18mm 26mm,22mm,18mm名称符号 计算公式 计算结果离 ； 、1Cf至凸缘边缘2d距离24mm, 16mm 24mm, 16mm轴承旁凸台高度和半径 h、1Rh=1R2C箱体外壁至轴承端面距离 1l468120)5(6、轴的设计、校核（一）轴（高速轴）的设计校核计算项目 计算内容 计算结果1、求轴上的功率、转速和转矩由前面得 kW64.1Pr/min70n2591TmN202、求作用在齿轮上的力 N1068.432591dTFtN39tantanr压轴力 =390.5NQN1068tFN391r=390.5NQ3、初步确定轴的最小直径。 mm8.14706.12330 nPAd因为轴上应开 1 个键槽，所以轴径应增大3%-8%，取%，故 mm0.%)(.d=14.8mmd=16mmmin4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）A-B 轴段与大带轮装配，初步取mm，右端用轴端挡圈定位，按轴20-BAd端直径取挡圈直径 mm。前面已求得30D大带mm20-BAdmm3D计算项目 计算内容 计算结果轮宽 =54mm，为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故 A-B 段的长度应比 略小一些，现取 mm。B52-BAl=54mmBmm52-BAl2）为了满足大带轮的轴向定位要求，B-C轴段左端需制出一轴肩，故取 B-C 段的直径 mm；初步估算轴承端盖的总宽6-CBd度为 26mm，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与大带轮左端面的距离 =40mm，故取l。m76-CBlmm6-CBdm7-CBl21m1.43d68.268.12cos97d22zmn 104.505.91PT NT205913）初步选择滚动轴承。因为轴承只承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求由 mm 初步选 6206 型轴承，26-CBd由参考资料得其尺寸为 m130D有 mm。-GFClF156-选择 6206 型轴承mm30-DCdmm-GFmm14-DClmm3-GF4） 、由低速级小齿轮轮宽 B =53mm 有1=53+10=63mmFEl取 mdD36= - -10El2LFEl=12+153-12-63-10=100mm=63mm FElmdD36mm12=100mmEDl（3）轴上零件的周向定位 带轮与轴用平键连接，因 ，mdBA20-mm 由参考资料查可查得：平键尺52-BAl寸为 ，带轮与轴4)6(Lhb之间的配合为 。滚动轴承与轴之间的7kH周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为 m5。4)m6(Lhb计算项目 计算内容 计算结果（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为 2.545，圆角半径为 R25 强度校核计算齿轮受力齿轮 1斜齿轮螺旋角： 068.125.arcos齿轮直径小轮 .s11zn大轮 .6小齿轮受力：转22NF1068t1.432059d1TFt cos.68tansantr r3912t03taF20a1935.134682.405.3901 RF NFR8411935.4682.405.3902 R R0421“F2xy2zM1T m2059NTMP5.102b1NF71“矩圆周力 径向力轴向力画齿轮轴受力图计算支撑反力水平面反力垂直面反力 5.4.5.862R.3.0342N2R水平面（xy）受力图如轴的弯扭矩图计算项目 计算内容 计算结果垂直面（xz）受力图如轴的弯扭矩图画轴弯矩图水平弯矩图 如轴的弯扭矩图垂直弯矩图 如轴的弯扭矩图合成弯矩图合成弯矩画轴转矩图轴受转矩转矩图 如轴的弯扭矩图许用应力 用插入法由表 16.3 查得：许用应力值23m1305NT2)5.01(2.43)(21 naf mchd m6.41fd331 60.57.0bIVIVM0IV331- .42.bd 319-d22- TM 3- NM305.9422IV57 7 IV应力校正系数 5.1026b 9.画当量弯矩图当量弯矩 9.T当量弯矩 如轴的弯扭矩图在小齿轮中间截面处在右轴颈中间截面处当量弯矩校核轴颈齿根圆直径轴颈24轴的弯扭矩图25（二）轴（中间轴）的设计校核计算项目 计算内容 计算结果1、求轴上的功率、转速和转矩由前面得 kW59.12Pr/min47n06TmN2、求作用在齿轮上的力 N10682ttFN39rr已知低速级小齿轮的分度圆直径 mm 643dN208641723dTFtN16tantanr N82tFN39rN2083tFN163r3、初步确定轴的最小直径。 mm259.4712330PAd因为轴上应开 2 个键槽，所以轴径应增大10%-15%，取 15%，故mm，取 =29mm。%)15(dmind=29mmmind4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案261）初步选择滚动轴承。因为轴承只承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据mm，由轴承产品目录中初步选择29mind6307 型轴承，由参考资料得其尺寸为 m218035BD故 mm。-GFA取齿轮 3 与箱体内壁之距离 a=12mm，取轴承内端面至箱体内壁的距离 mm，5.93取选择 6307 型轴承mm35-GFBAd计算项目 计算内容 计算结果maBlA50.215.923- mm3-lFG mm50-BAlmm.32-FG2）确定各段直径取安装齿轮处的轴段 B-C 和 E-F 的直径为44mm，齿轮轴承与轴承之间采用挡油环定位，齿轮与轴承之间采用套筒定位。已知齿轮 2 的宽度 =43mm，为了使挡油环端2B面可靠地压紧齿轮，此轴应略短于轮毂宽度，故取 mm。已知齿轮 3 轮的宽4