北航机械零件课程设计说明书2012.doc

机械零件课程设计说明书机械零件课程设计任务书一、题目A 设计带式运输机的传动装置传动装置简图如右图所示（电动机的位置自己确定）。1运输机的数据：运输带的工作拉力F=1650 (N)运输带的工作速度V=1.4 (m/s)运输带的滚筒直径D=300 (mm)滚筒轮中心高度H=300 (mm)(附：运输带绕过滚筒的损失用效率计，取效率=0.97）。2工作条件：锅炉房运煤：三班制，每班工作四小时：空载启动、连续、单向运转、载荷平稳。3使用期限及检修期间隔：工作期限为十年，每年工作三百日；检修期间隔为三年。1电动机；2V带传动;3减速器（斜齿）；4联轴器；5带式运输机（主动滚筒部分）；4生产批量及生产条件：只生产几台，无铸钢设备。二、设计任务1选出电动机型号；2确定带传动的主要参数及尺寸；3设计该减速器；4选出联接减速器输出轴与运输机轴的联轴器。三、具体作业1减速器装配图一张；2零件工作图两张（大齿轮、输出轴）；3说明书一份。目 录一、传动方案的确定 .（2）二、电动机的选择、传动系统的运动和动力参数 （3）1电动机的选择 .（3）2传动比分配 （3）3各级传动的动力参数计算 .（4）4将运动和动力参数计算结果列表 （4）三、传动零件的设计、计算 .（5）1V带传动的设计 .（5）2带的参数尺寸列表 .（6）3减速器齿轮设计 （7）四、轴的设计与校核 .（11）1轴的初步设计 .（11）2I轴的校核 .（12）3II轴的校核 .（14）五、键联接的选择与校核 .（15）1I轴外伸端处键联接 .（16）2II轴外伸端处键联接 .（16）3II轴与大齿轮配合处键联接 .（16）六、轴承寿命校核 .（16）1I轴轴承6207校核 .（16）2II轴轴承6209校核 .（17）七、联轴器的选择与校核 .（18）八、润滑与密封形式，润滑油牌号及用量说明 .（19）九、箱体结构相关尺寸 .（19）十、减速器附件列表 .（20）十一、参考资料 .（20）计算项目计算内容计算结果一、传动方案的确定方案A：优点：缺点：采用一级带传动和一级闭式齿轮传动。（1）带传动具有成本低，维护方便的优点。（2）带传动有减震和过载保护功能。（1）外形尺寸大，传动比不恒定。（2）效率较低，寿命短，不是在繁重的工作要求和恶劣的工作条件下工作。方案B： 优点：缺点：采用一级闭式齿轮传动和一级开式齿轮传动。（1）开始传动成本低，安装更换方便。（2）承载能力大，传动比稳定，效率高。（1）寿命短，齿面磨损严重，需经常维护。（2）不适于高速重载的情况，工作条件也对齿面磨损程度影响很大。方案确定：综上所述，我采用方案A，比较起来，方案A的减震和过载保护能力会很大程度上延长电机和减速器的寿命，减少维护费用。由于用来运煤，工作条件较恶劣，方案B中开式齿轮离传送带近，很容易卷入煤渣，影响工作，而带传动可以放置在较远处。采用方案A计算项目计算内容计算结果二、电动机的选择、传动系统的运动和动力参数1电动机的选择工作机所需功率传动效率实际需要功率工作机转速电动机转速由于带传动的传动比，减速器，所以电动机的转速范围356.51782.6r/min。常用的电动机转速为1000r/min和1500r/min，查相关参数后得出结论电动机型号可选为Y132S-6型，其额定功率为3kW，满载转速960r/min。Y132S-6型额定功率3kW满载转速960r/min2传动比分配总传动比带传动比减速器传动比由取则计算项目计算内容计算结果3各级传动的动力参数计算各轴转速（分别为小齿轮轴转速和大齿轮轴转速）各轴输入功率各轴输入转矩4将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表轴名功率P/kW转矩T/kNmm转速r/min传动比i效率输入输出输入输出电机轴2.6626.469602.50.96I轴2.5563.423844.3080.97II轴2.45262.4989.1410.95卷筒轴2.40257.1289.14计算项目计算内容计算结果三、传动零件的设计、计算1V带传动的设计工作系数KA查表4-7得KA=1.2电动机计算功率PcV带型号由，查图4-15，选用A型普通V带A型普通V带大小带轮基准直径d2，d1取d1=100mm，则查表4-3，取d2=245mmd1=100mmd2=245mm验证V带带速带速，v在525m/s之内，合适。v=5m/sV带基准长度Ld和中心距a初步选取中心距a0=1.5(d1+d2)=650mm得带长查表4-2，取Ld=1800mm，得实际中心距，小带轮包角的验算合适。计算项目计算内容计算结果单根普通V带的基本额定功率由n满=960r/min及d1=100mm，查表4-3得，传动比ii=2.5额定功率增量查表4-4得，包角修正系数由，查表4-9得，带长修正系数由Ld=1800mm，查表4-2得V带根数z根数单位长度质量q查表4-1得，q=0.1kg/mq=0.1kg/m单根V带的初拉力F0作用在带轮上的压力FQ带轮结构大带轮采用辐板式，小带轮采用整体式。2带的参数尺寸列表A型带小带轮直径d1/mm大带轮直径d2/mm中心距a/mm带长Ld/mm1002456251800带根数z初拉力F0/N轴上载荷FQ/N4142.11129计算项目计算内容计算结果3减速器齿轮（闭式、斜齿）设计材料选择由于对传动要求不高，故大小齿轮选用软齿面。小齿面选用45号钢调质，硬度HB=210-230，平均取为220大齿面选用45号钢正火，HB=170-210,平均取为190，同侧齿面精度等级选8级精度小齿面选用45钢调质处理大齿面选用45号钢正火（1）按齿面接触疲劳强度初步计算接触极限查图2-24，取小齿轮接触疲劳极限大齿轮接触疲劳极限安全系数SH取SH=1.1SH=1.1许用接触应力载荷系数K查附录B，取K=1.2K=1.2齿宽系数查附录B表B-3，取大小齿轮齿数z2，z1取小齿轮齿数z1=31，则大齿轮齿数z1=31z2=108实际传动比i初选中心距a计算项目计算内容计算结果模数mn初选螺旋角查表2-4，取mn=1.75mmmn=1.75mm确定中心距a取整数值确定螺旋角分度圆直径d1，d2齿宽b1，b2（2）验算弯曲强度弯曲极限小齿轮弯曲疲劳极限大齿轮弯曲疲劳极限 安全系数SF取SF=1.3SF=1.3许用弯曲应力当量齿数zv1，zv2齿型系数YF1，YF2查图2-20得YF1=1.92，YF2=2.13YF1=1.92YF2=2.13计算项目计算内容计算结果验算弯曲强度 安全（3）齿轮其他传动的参数端面压力角齿顶高ha齿根高hf全齿高h顶隙cha=mn=1.75mmhf=1.25mn=2.1875mmh= ha+ hf=3.9375mmc= hf-ha=0.4375mmha= 1.75mmhf=2.1875mmh= 3.9375mmc= 0.4375mm齿顶圆直径dada1=d1+2ha=61.486mmda2=d2+2ha=205.514mmda1= 61.486mmda2= 205.514mm齿根圆直径df1df1=d1-2hf=54.486mmdf2=d2-2hf=198.514mmdf1=54.486mmdf2=198.514mm齿轮结构小齿轮为齿轮轴大齿轮为辐板式（4）齿轮传动参数列表中心距a/mm模数mn/mm螺旋角端面压力角t1301.7520.67821.26齿数齿宽/mm分度圆直径/mmz1z2b1b2d1d231108657057.986202.014齿高/mm齿顶圆/mm齿根圆/mmhahfda1da2df1df21.752.187561.486205.51454.486198.514计算项目计算内容计算结果（5）大齿轮结构简图（6）大齿轮结构尺寸参数列表dh(mm)D1=1.6dh(mm)lh=(1.21.5)dh(mm)b(mm)5586取7065c=0.3b(mm)=(2.54)mn(mm)d0(mm)D2(mm)取20取720156da(mm)D0(mm)r(mm)205.5141205计算项目计算内容计算结果四、轴的设计与校核1轴的初步设计材料选取选用45号钢，调质处理45号钢调质初估最小直径I轴：II轴：考虑到轴的削弱作用：考虑I轴连接带轮，取dI=25mm考虑II轴连接联轴器，取dII=35mmdI=25mmdII=35mm初选轴承I轴选用6207，d=35mm，B=17mmII轴选用6209，d=45mm，B=19mmI轴选用6207II轴选用6209轴的结构设计根据轴上零件的定位及轴承等零件的标准确定轴结构如下：计算项目计算内容计算结果2I轴的校核小齿轮受力周向力径向力轴向力a简化为简支梁垂直面支撑反力垂直面弯矩图水平面支撑反力水平面弯矩图合成弯矩计算传递扭矩图FQbbaTIMbFtF2HMbVMaVMaVF1VF2VMaFaFtFaFQMaMaHF1HFrFrTIFQ计算项目计算内容计算结果垂直面支撑反力垂直面弯矩计算水平面支撑反力水平面弯矩计算合成弯矩计算危险截面当量弯矩由合成弯矩图，a-a与b-b截面均为危险截面，但由于Ma与Mb相差不大，但b-b比a-a轴径小许多，故b-b更危险，只验算b-b截面的当量弯矩。由于TI为不变的转矩，取=0.3危险截面的校核45钢的，则 合适I轴结构合理计算项目计算内容计算结果3II轴的校核大齿轮受力切向力径向力轴向力简化为简支梁垂直面支撑反力垂直面弯矩图水平面支撑反力水平面弯矩图合成弯矩计算传递扭矩图aaTIIMaMaHFtF2HF1HMaVMaVFaMaFrF2vF1vTIIFtFrFa计算项目计算内容计算结果垂直面支撑反力垂直面弯矩计算水平面支撑反力水平面弯矩计算合成弯矩计算危险截面当量弯矩由合成弯矩图，a-a截面为危险截面， 验算a-a截面的当量弯矩。由于TI为不变的转矩，取=0.3危险截面的校核45钢的，则 合适II轴结构合理五、键联接的选择与校核材料选择许用挤压应力选用45号钢，由表10-10，取45号钢1I轴外伸端处键联接键的选择选用圆头普通平键（GB1096-79）根据dI=25mm及外伸端长度，选择键bh=87， L=56mm，t=4.0mm，t1=3.3mm键87长56计算项目计算内容计算结果键的校核键选取合适2II轴外伸端处键联接键的选择选用圆头普通平键（GB1096-79）根据dII=35mm及外伸端长度，选择键bh=108， L=70mm，t=5mm，t1=3.3mm键108长70键的校核键选取合适3II轴与大齿轮配合处键联接键的选择选用圆头普通平键（GB1096-79）根据轴径d=55mm及台阶长度，选择键bh=1610， L=56mm，t=5.5mm，t1=3.8mm键1610长50键的校核键选取合适六、轴承寿命校核1I轴轴承6207GB/T292-94)轴承受力图Fr2F2FaF1Fr1径向载荷Fr计算项目计算内容计算结果内部轴向力F确定压紧端由故轴承1压紧。轴承1压紧轴承受的轴向载荷当量动载荷的e、Y由表6-63，取e=0.26，Y=1.71 e=0.26，Y=1.71当量动载荷P温度系数ft载荷系数fP取ft=0.95取fP=1.2ft=0.95fP=1.2要求轴承寿命Lh每天工作12小时，每年工作300天，检修间隔三年，则要求轴承寿命达到10800hLh=10800h基本额定动载荷Cr1合适I轴轴承选用6207合适2II轴轴承6209(GB/T292-94)轴承受力图FaF2F1Fr2Fr1径向载荷Fr计算项目计算内容计算结果内部轴向力F确定压紧端由故轴承1压紧。轴承1压紧轴承受的轴向载荷当量动载荷的X、Y由于而，由表6-63，取X1=0.41，Y1=0.87 X2=1，Y2=0X1=0.41，Y1=0.87X2=1，Y2=0当量动载荷P温度系数ft载荷系数fP取ft=0.95取fP=1.2ft=0.95fP=1.2要求轴承寿命Lh每天工作12小时，每年工作300天，检修间隔三年，则要求轴承寿命达到10800hLh=10800h基本额定动载荷Cr1由于P1P2，故按轴承1计算合适II轴轴承选用6209合适七、联轴器的选择与计算联轴器的选择II轴外伸端需使用联轴器选用弹性柱销联轴器HL3型(GB5014-85)弹性柱销联轴器HL3型HL3联轴器参数公称转矩Tn（Nm）许用转矩n(r/min)轴孔直径d（mm）630500045轴孔长度外径D(mm)轴孔类型键槽类型LL18260160JA计算项目计算内容计算结果联轴器的计算取工作情况系数KA=1.5，则计算转矩合适联轴器选取合理八、润滑与密封形式，润滑油牌号及用量说明润滑方式齿轮线速度故齿轮选用油池润滑，需油量2L左右，最高-最低油面相距15mm轴承采用脂润滑齿轮选用油池润滑轴承采用脂润滑润滑油牌号润滑脂牌号选用中负荷工业齿轮油代号220(GB5903-86)选用钠基润滑脂牌号ZN-3(GB492-89)220ZN-3密封形式机座与机盖凸缘结合面的密封选用在接合面涂密封胶或水玻璃的方式观察孔和放油孔等处的密封选用石棉橡胶纸垫片密封轴承端盖处的密封采用毡圈油封轴承处用挡油环防止润滑油甩入轴承内部九、箱体结构相关尺寸长宽高398mm202mm288mm机座壁厚机盖壁厚1机座凸缘厚b机盖凸缘厚b1机座底凸缘厚b2=8mm1=8mmb=1.5=12mmb1=1.51=12mmb2=2.5=20mm=8mm1=8mmb=12mmb1=12mmb2=20mm地脚螺栓直径df大齿轮顶圆与内机壁距离1小齿轮端面与内机壁距离2df=16mm11.2