课程设计计算模版.doc

。装订线。 机械设计 课程设计说明书 （机械设计基础）设计题目 院（系） 专业班级 学号 设计人 指导教师 完成日期 年 月 日 设计计算及说明结果一.机械设计课程设计任务书l.题目：铸工车间自动送砂带式运输机传动装置设计2.任务： (1).减速器装配图(1号)1张 (2).低速轴工作图(3号)1张 (3).大齿轮工作图(3号)l张 (4).设计计算说明书 1份3.时间：2012年1月1日至1月14日4.设计参数： (1).传动带鼓轮转速n=145r/min (2).鼓轮轴输入功率P=4kW (3).使用年限：6年5.其它条件：双班制16小时工作、连续单向运转、载荷平稳，有轻微振动、设计计算及说明结果二、传动方案2.1 传动方案说明一、选择传动机构类型的基本原则为：1.传递大功率时，应充分考虑提高传动装置的效率，以减少能耗、降低运行费用。2.载荷多变和可能发生过载时，应考虑缓冲吸振及过载保护问题。3.传动比要求严格、尺寸要求紧凑的场合，可选用齿轮传动或蜗杆传动。4.在多粉尘、潮湿、易燃易爆场合，宜选用链传动、闭式齿轮传动或蜗杆传动。根据本次课程设计的要求，此设计采用的传动方案为单级圆柱齿轮传动。二、传动装置的合理布置传动装置布置的原则：1.传动能力小的带传动应布置在高速轴。 2.开式齿轮传动应布置在低速轴。这样具有以下优点：1.适用于中心距较大的传动。2.具有良好的挠性，可缓冲吸收振动。3.过载时出现打滑现象，使传动失效，但可防止其他零件损坏。4.结构简单成本低。缺点：外廓尺寸大、无固定传动比、寿命短、传动效率低。结论：对于此传动装置的要求，低速轴由于其要求以固定的传动比传动，且所需传动效率很高，所以齿轮传动适用。设计计算及说明结果2.2 电动机的选择2.2.1 电动机的类型和结构型式类型：根据电源及工作机条件，选用卧式封闭型Y（IP44）系列的三相交流异步电动机ZBK22007-88 2.2.2选择电动机容量： （1）工作机所需功率PW=4kW（2）电动机的输出功率Pd Pd=PW/电动机至工作机主动轴之间的总效率：总=1234n根据辅导书P7表24：总=带齿轮滚动轴承连轴器 =0.950.990.990.960.992 =0.89所以电动机输出功率：Pd= Pw=40.89=4.49kW（3）确定电动机额定功率：PedPd，根据课程设计P196选择电动机，电动机额定功率为Ped=5.5kW2.2.3选择电动机的转速由课程设计书P4页表2-1：V带传动的单级传动比推荐值为24圆柱齿轮传动的单级传动比推荐值为36，卷筒轴工作转速为145r/min。所以电动机转速应在nd nwi带i齿轮145（23）145（46）14523145238703480 r/min 2.2.4选择电动机的型号：查课程设计P196 表20-1型号额定功率同步转速满载转速质量总传动比Y132S-45.515001440689.93Y132M2-65.51000960846.62总=0.89Pd=4.49kWPed=5.5kW设计计算及说明结果综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见方案2比较合适。因此选用电动机型号为Y132S-42.2.5 电动机外形简图和主要安装尺寸 （辅导书P197表20-2） 电动机外形示意图(1).电动机的主要技术数据表：电动机型号额定功率(kW)电动机转速(r/min)质量（kg）同 步满 载Y132S-45.51500144068(2).电动机的外型和安装尺寸表：H132mmA216 mmB140 mmC89 mmD38 mmE80 mmFGD108 mmG33 mmK12 mmAB280 mmAD210 mmAC135 mmHD315 mmAA60 mmBB200 mmHA18 mmL475 mm2.3 总传动比的确定和各级传动比的分配2.3.1 理论总传动比i总nmnw14401459.932.3.2各级传动比的分配及其说明取V带传动比：i带2.62电动机型号Y132S-4i总9.93i带2.62设计计算及说明结果则单级圆柱齿轮减速器传动比 i齿i总i带9.932.62=3.79由于i齿轮值一般取36所以i齿轮符合其常规范围。2.4 计算传动装置的运动和动力参数2.4.1 各轴的理论转速电动机轴：n0nm1440r/min高速轴： nn0/i带 1440/2.62549.62 r/min低速轴： nn/i齿轮549.62/3.79145.02 r/min2.4.2 各轴的输入功率电动机轴：P0Ped5.5 kW高速轴： PP0带5.50.950.995.17 kW低速轴： PP齿轮滚动轴承5.170.990.964.91kW2.4.3 各轴的理论转矩电动机轴：T0 9.55106P0 /n0 9.551065.5/144036475.69 Nmm高速轴： T9.55106P/n9.551065.17/549.6289832.06Nmm低速轴： T9.55106P/n9.551064.91/145.02323338.16 Nmm2.4.4 各轴的运动和动力参数汇总表轴P（kW）n(r/min)T（Nmm）电动轴O5.5144036475.69高速轴I5.17549.6289832.06低速轴II4.91145.02323338.16i齿3.79n01440 r/minn549.62 r/minn145.02 r/minP0Ped5.5 kWP5.17 kWP4.91kWT036475.69 NmmT89832.06NmmT323338.16Nmm设计计算及说明结果三. 传动设计3.1 V带传动3.1.1 V带传动的设计计算1、确定计算功率Pc由课本P218表13-8“工作情况系数KA”查得KA=1.2故Pc=KAP=1.2 5.5=6.6kW (2)选取普通V带型号 根据Pc=6.6kW，n1=1440 r/min,由课本P219图13-15，确定选用A型。d1=112140mm (3)小带轮基准直径d1及大带轮基准直径d2由课本P219表13-9“V带轮最小基准直径”及其注，取d1=125mm,由课本P211式13-9得d2= (n1 /n2)*d1=(1440/549.62)* 125=328mm 取d1=125mm(4)验算带速VV=(d1n1)/(601000)= =9.42m/s, 在525m/s范围内，带速合适。(5)V带内周长度Ld和中心距a0.7(d1+d2)a02(d1+d2) 317.1mma0120主动轮包角合适。 (7)V带根数z, 由式13-15得 z =Pc/P0 = Pc/( P0+P0) KKL 由n1=1440r/min,d1=125mm, i带=2.62查表13-3用内插法得：P0=1.92kW (教科书P203页)由表13-5得： P0=0.17kW（教科书P216）查表13-7得 K=0.964, （教科书P217） 查表13-2得 KL=1.06 （教科书P212）则Z=Pc/(P0+P0) KKL=6.6/(1.92+0.17) 0.9641.06=3.23 取Z=4根式中： P0 单根V带的基本额定功率； P0单根V带额定功率增量； K 包角系数； KL 长度系数。V带传动主要传动参数见下表：带型Ld(mm)d1(mm)d2(mm)a(mm)Z(根)V(m/s)KAA224012532875749.421.23.1.2带轮结构设计：由于带轮低速运转（V30m/s），所以采用铸铁材料，常用材料的牌号为HT150或HT200。3.2齿轮传动设计计算 3.2.1齿轮的设计计算1、齿轮传动设计计算（1）选择齿轮类型、材料、精度等级及齿数1选用斜齿圆柱齿轮传动。2选用软齿面、闭式传动。由课本P166167表11-1得小齿轮：45钢，调质处理HBS=197286; sHlim1=550620 MPa sFE1=410480 MPa取HBS=240 sHlim1=584MPa sFE1=444MPa大齿轮：45钢，正火处理HBS=156217; sHlim1=350400 MPa sFE1=280340 MPa取HBS=180 sHlim1=370MPa sFE1=304 MPa查课本P171表11-5“最小安全系数SH,SF的参考值”得 SH=1.0 SF=1.25sH1=sHlim1/SH=550/1.0=584MPasH2=sHlim2/SH=350/1.0=370MPasF1=sFE1/SF=410/1.25=353.2 MPasF2=sFE2/SF=280/1.25=243.2 MPa3初选精度等级8级。4初选小齿轮齿数：Z1=35大齿轮齿数：Z2=i齿轮*Z1=133实际传动比为i=133/35=3.85选取螺旋角=152、按齿面接触强度设计载荷系数K:查课本P169表11-3“载荷系数K”得 K=1.2齿宽系数yd：查课本P175表11-6“齿宽系数yd”得 yd=1.0小齿轮上的转矩T1：T9.55106P/n9.551065.17/549.6289832.06Nmm齿形系数和齿根修正系数：ZV1 =Z1/cos3=35/cos315=38.8ZV2 =Z2/cos3=133/cos315=147.58查P173图11-8“外齿轮的齿形系数YFa”与P174图11-9“外齿轮的齿根修正系数YSa”得YFa1=2.46 YSa1=1.61 YFa2=2.241 YSa2=1.82弹性系数ZE：由课本P171表11-4“弹性系数ZE”得ZE=188节点区域系数ZH：对于标准齿轮ZH=2.5螺旋角系数Z：Z=cos1/2=cos151/2=0.98小齿轮分度圆直径d1：d1(2KT1/yd)(u+1/u)(ZEZHZ/sH1)21/3 =(21.289832.06/1.0)(3.79+1/3.79)(1882.50.98/58421/3=55.34mm法向模数m n： m n= d1cos15/z1=1.53由课本P57表4-1“标准模数系列”取m n =2.0中心距a：a= m n (Z1+Z2)/2cos=173.92 mm 取：a= 174 mm确定螺旋角= arccos m n (Z1+Z2)/2a)= arccos2(35+133)/2*174)Ld=2240mma= 757mm= 163.69P0=1.92kWP0=0.17kWK=0.964,Kl=1.06Z=4Z1=35Z2= =133K=1.2yd=1.0mn=2.0mma=152mm=15.09与初选值相比绝对误差在正负1内,符合要求。齿轮分度圆直径 d1= m n *Z1/cos=72.49mm 取d1=73mm d2= m n *Z2/cos=275mm 取d2=275mm齿宽b： b=yd*d1=1*73=73mm取b2=75mm,b1=80mm齿顶圆及齿根直径 查课本P58表4-2“渐开线圆柱齿轮的齿顶高系数和顶隙系数”得ha*=1.0 c*=0.25齿顶高 ha=ha*m n = 1.0* 2.0= 2.0mm 齿底高 hf=（ha*+c*）m n =(1.0+0.25) *2.0=2.5mm 全齿高 h=ha+hf=2.0+2.5=4.5mm小齿轮：齿顶圆直径 da1=d1+2ha=74+2*2=77mm齿根圆直径 df1=d1-2hf=74-2*2.5=68mm大齿轮: 齿顶圆直径 da2=d2+2ha=230+2*2.0=279mm齿根圆直径 df2=d2-2hf=230-2*2.5=270mm 3、验算齿轮弯曲强度sF1=2KT1*YFa1YSa1/(bdmn) sF1sF2=2KT1*YFa2YSa2/(bdmn) 24 设计计算及说明结果强度满足要求,合适 4.4轴的键联接强度校核1.高速轴A.高速轴轴端的键(1)类型及尺寸选择 (教科书P156页表10-9)选择半圆头普通平键联接 根据轴的直径dmin=24mm,查得b=8,h=7,键长L=1890mm,取标准值L=40mm(2).强度校核 校核键联接的挤压强度,条件是:p=4T2/dhlp p=4*89832.06/(24*7*40) =53.47N/mm查得p=100120N/mm 所以pp,满足条件,合适 (教科书P158表10-10)2.低速轴A、低速轴轴端的键： (1)类型及尺寸选择(教科书P156页表10-9)选择圆头普通平键联接 根据轴的直径d=38mm,查得b=10,h=8取L=40mm (2).强度校核校核键联接的挤压强度,条件是:p=4 T3/dhlpp=4*323338.16/(38*8*45) =94.54 N/mm查得p= 100120N/mm (教科书P158表10-10)pp,满足条件,合适。B. 齿轮与轴联接的键：(1)类型及尺寸选择(教科书P156页表10-9)选择半圆头普通平键联接 根据轴的直径d=64mm,查得b=18,h=11,键长L=36160mm,L取标准值L=50mm(2).强度校核校核键联接的挤压强度,条件是:p=4T3/dhlpp=4*323338.16/(64*11*50) =36.74N/mm查得p= 100120N/mm (教科书P158表10-10)pp,满足条件,合适。五.轴承选择计算5.1 高速轴轴承寿命验算根据所选深沟球球轴承6008Fa/C0r=2821.99/9.42=0.2996, e=0.38FaFr=2821.992018.48=1.40e则X=0.56 Y=1.15(教材P280表16-11)P=XFr+YFa=(0.562018.48+1.152821.99)N=4375.64N轴承所受载荷大,校核轴承的寿命 Lh=( ft*Cr/fpP) 3 *1000000/60* n1式中ft为温度系数,Cr为额定动载荷,fp为载荷系数查得ft为1,fp为1.1 （教材P279表16-8表16-9及P322附表1）根据初步选的轴承型号查得Cr=17*10NLh=(17*1000*1/1.1/4375.64) 3*106/60/549.62=107118hLh/16/365=18.34年所选轴承符合要求5.2 减速器各轴所用的轴承型号轴承型号d(mm)B(mm)D(mm)高速轴I深沟球轴承6008406815低速轴II深沟球轴承6210559018设计计算及说明结果六.减速器的润滑与密封 6.1 齿轮传动的润滑本减速器齿轮圆周速度为：V=pd1n/(60*1000) =2.099m/s 齿轮的圆周速度小于12m/s，所以采用浸油润滑。此外，传动件内浸入有油的深度要求适当，油池必须保持在一定的深度。机座内装中负荷工业齿轮油N320润滑油（GB5903-86）至规定高度。轴承用深沟球承脂；密封采用毡圈密封，特点是结构简单、价廉，但磨损较快，寿命短，用于脂润滑。6.2轴承的润滑由于d1*n1160000，所以轴承采用脂润滑。（d1轴承内径，n轴的转速） 6.3 减速器的密封本减速器所采用的密封件是毡圈密封圈。密封方式是接触式密封。本减速器在轴承旁还设置了挡油圈。设计计算及说明结果七.减速器箱体及其附件 7.1 箱体结构形式及材料本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用骡栓连接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工，以保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。减速器箱体用HT200制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。铸造箱体多用于批量生产。7.2 箱体结构尺寸1.基本箱体参数(课程设计书P17表3-1)箱座壁厚与箱盖壁厚在确定为8mm箱体凸缘厚度：箱座b=1.5=12mm, 箱盖b1=1.5=12mm,箱底座b2=2.5=20mm加强肋厚：箱座m=0.85=0.85*8=6.8mm，箱盖m1=0.851=0.85*8=6.8mm地脚螺钉直径：df=0.036a+12=0.036*174+12=18.26，取公称直径为20mm地脚螺钉数目：n=4轴承旁联接螺栓直径： d1=0.75df=13.695mm, 取为M16箱盖、箱座联接螺栓直径：d2=(0.50.6)df=9.1310.956mm取为M12观察孔盖螺钉直径：0.30.4df 取0.4df=8mm 4个设计计算及说明结果箱体主要机构尺寸：名称符号尺寸箱座壁厚8mm箱盖壁厚18mm箱体凸缘厚度b12mmb112mmb220mm加 强肋 厚m6.8mmm16.8mm地脚螺钉直径和数目df20mmn4轴承旁联接螺栓直径d116mm箱盖、箱座联接螺栓直径d212mm观察孔盖螺钉直径d46mmdf、d1、d2至箱体外壁距离；df、d2至凸缘边缘的距离C1、C2螺 栓直 径M12M16M20C1(mm)182226C2(mm)1620247.3 主要附件1.窥视孔和视孔盖为便于观察齿轮啮合情况及注入润滑油，在箱体顶部设有窥视孔。为了防治润滑油飞出及密封作用，在窥视孔上加设视孔盖。规格: A：120; A1：156; A0：138; d4：M6;h：6; 设计计算及说明结果2.油标尺为方便的检查油面高度，保证传动件的润滑，将油面指示器设在低速级齿轮处油面较稳定的部位，可以及时泄润滑油。规格：油标尺 M12尺寸：dd1d2d3HabcDD1M1241262810642016具体图表详见与蓝皮书P78，表9-14 油标尺.3.定位销保证拆装箱盖时，箱盖箱座安装配合准确，且保持轴承孔的制造精度，在箱盖与箱座的联接凸缘上配两个定位销。2个 M12*40 GB117-86 ：1/504.起盖螺钉在箱体部分面上涂有水玻璃，用于密封，为便于拆卸箱盖，在箱盖凸缘上设有起盖螺钉一个，拧动起盖螺钉，就能顶开箱盖。M12*22 GB5783A级5.起吊装置 减速器箱体沉重，采用起重装置起吊，在箱体上装有吊环螺钉。为搬运整个减速器，在箱两座凸缘处铸有吊耳。A箱盖吊耳尺寸（mm）：d=14，R=14，e=14，b=16B箱座吊耳尺寸（mm）：B=54，H=40，h=20，r2=13.5，b=16箱座吊耳6.通气器减速器工作时箱体内温度升高，气体膨胀，箱内气压增大。为了避免由此引起的密封部位的密封性下降造成润滑油向外渗漏，多在视孔盖上设置通气器，使箱体内的热膨胀气体能自由逸出，保持箱体内压力正常，从而保证箱体的密封性。规格：M18*1.5 （课程设计书P76页）尺寸D：40mm；D1：25.4mm；S：22mm；c：16m