铸造车间碾砂机的传动装置

机械设计课程设计计算说明书设计题目铸造车间碾砂机的传动装置机械与材材料工程学院机械设计制造及其自动化专业设计人指导老师目录一、设计任务书2二、动力机的选择3三、计算传动装置的运动和动力参数5四、传动件设计计算（齿轮）7五、轴的设计14六、轴承的计算22七、连结的选择和计算23八、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择23九、箱体及其附件的结构设计24十、设计总结25十一、参考资料25一设计题目铸造车间碾砂机的传动装置设计1碾砂机的原理1电动机2碾轮3碾盘4联轴器5主轴承6箱体7齿轮8轴承二级圆锥圆柱齿轮减速器传动方案简图2工作情况已知条件1工作条件每日三班制，连续单向运转，载荷有轻度冲击；2使用折旧期；8年；3动力来源电力，三相交流电，电压380/220V；4运输带速度容许误差5；5生产批量小批量生产。3原始数据题号参数1碾砂机的主轴转速NW/RMIN341碾机主轴转矩T/（NM）1150二动力机选择及动力参数因为动力来源电力，三相交流电，电压380/220V；所以选用常用的封闭式系列的交流电动机。1电动机容量的选择1工作机所需功率PW2电动机的功率PD2电动机的选择设计内容设计依据设计结果PWTNW/955T1150NMNW34RMIN1PW409KWPDPW/PD338/089PD46KW设计内容设计依据设计结果为联轴器的效率，一般取098为闭式圆锥圆柱齿轮的传动效率，一般取095099,此处097为一对滚动轴承的效率，一般取099098099097097099098089因为此传动机构无特殊的要求，顾只需选Y系列的电动机就可以满足要求。Y系列电动机为一般用途全封闭自扇冷笼型三相异步电动机，具有防止灰尘，铁屑或其他杂物侵入电动机内部之特点，B级绝缘，工作环境温度不超过40C,相对湿度不超过95，额定电压380V，频率50HZ。考虑工艺的成本，设备的体积和重量等问题，这里选Y2132M26由机械设计课程设计手册表121查得电动机考虑工艺的成本，设备的体积和重量等问题，这里选Y132M4既该电动机的其他工艺系数如下电动机型号额定功率（KW）满载转速（R/MIN）堵转转矩最大转矩质量（KG）额定转矩额定转矩Y2132M2655960212184Y132M4751440222381内容依据结果电动机中心高度HH132MM轴伸出部份用于于联轴器轴段的直径DD38MM轴伸出部份用于于联轴器轴段的长度E查机械设计课程设计手册表123E80MM三、计算传动装置的运动和动力参数1传动系统各轴的转速，功率和转矩计算如下电动机0轴N0N960R/MINP0PD46KWT09550P0/N0955046/960458NM1轴N1N0/I01960/1960R/MIN内容依据结果整个系统的传动比为I总N/NWI总960/34I总28电动机轴和1号轴的传动比I0111号齿轮和2号齿轮的传动比I123553号齿轮和4号齿轮的传动比I总I01I12I23I34I12045I23I23793轴和驱动链轮的传动比I341P1P00146098451KWT1T0I010145810984488NM2轴N2N1/I12960/355270R/MINP2P112P1GB451097099433KWT2T1I121244883550990971530NM3轴N3N2/I23270/7934R/MINP3P223433099097416KWT3T2I232315379099097116071NM4轴N434/I3434/134R/MINP4P334416098099404KWT4T3I34341160711098099112612NM2传动系统的运动和动力参数如表（11）轴号电动机两级圆柱齿轮减速器工作机四传动件的设计计算传动零件是传动系统中最重要的零件，它关系到传动系统的工作能力，结构布置和尺寸大小。此外，支承零件也要根据传动零件来设计或选取。传动零件的设计计算主要完成减速器齿轮传动或蜗杆传动的设计计算，包括选择传动零件的材料及热处理，确定传动零件的主要参数，结构和尺寸。传动系统运动和动力参数的计算结果及设计任务书给定的工作条件，即为减速器传动零件设计计算的原始依据。1高速级直齿圆锥齿轮的设计计算1、选定齿轮精度等级、材料及齿数1）圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度GB10095882）材料选择由机械设计（第八版）表101选择小齿轮材料为调质，硬40RC度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。3）选小齿轮齿数Z120，大齿轮齿数Z271。则UZ2/Z13550轴1轴2轴3轴4轴转速R/MIN9609602703434功率（KW）46451433416404转矩NM4584488153116071112612两轴连接件，传动件联轴器圆锥齿轮圆柱齿轮联轴器传动比1355791传动效率098097097098初选螺旋角O142、按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数KT162）计算小齿轮的转矩MNNPT48096150953113）选齿宽系数D由机械设计（第八版）图1030选取区域系数R24HZ由机械设计（第八版）图1026查得，则75019267121由机械设计（第八版）图106查的材料弹性影响系数2189MPAZE4）由机械设计（第八版）图1021D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限LIM160HMPALIM250HPA5）由机械设计（第八版）表106查得材料的弹性影响系数18905EZM6）计算应力循环次数3212HEDZKT89291105363810380NNJLH7由机械设计（第八版）图1019取接触疲劳寿命系数129,6HNHNK8计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，得12LIMLI0936582HNKMPASPAHH54321B计算A计算小齿轮分度圆直径，。TD104354381925346718022323H11EHADTZUKTB计算圆周速度VSMNDT/162069431063C计算齿宽BTD1D计算模数NMMZN09214COS03COS1HT74251697043HBE计算纵向重合度5914TAN20138TAN3180ZDF计算载荷系数K由V216M/S7级精度。由机械设计（第八版）图108得由机械07VK设计（第八版）表103查得41FAHK由机械设计（第八版）表102查得使用系数A由机械设计（第八版）表1013查得35F由机械设计（第八版）表104查得421HK接触强度载荷系数13207FVAK按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径MDTT35461204331G计算模数ZMN02COS57COS1F按齿根弯曲强度设计312COSZYKTMDFSAN1确定计算参数1计算载荷系数023514071FVAK2）根据纵向重合度查表得螺旋角系数598Y3计算当量齿数MZV8921COS31ZV7324）表105查的齿形系数74821FAY235FAY校正系数561SA76812SAMPKFENF834224由机械设计（第八版）图1020C查的小齿轮弯曲疲劳强度极限大齿轮弯曲疲劳强度极限AFE501MPAFE3802D由机械设计（第八版）图1018取弯曲疲劳寿命系数81FNK802FNK计算弯曲疲劳应力S14MPASFEF57311KFENF86212计算大小齿轮的并加以比较1FSAYMPAYFSA0421FSA652大齿轮的数值大2设计计算155MM312COSZYKTMDFSAN取20NMDZN972COS1取,则18532ZG几何尺寸计算1计算中心距2MZAN0613COS21取042）按圆整后的中心距修正螺旋角94150278ARCOS2ARCOS1MZN因值改变不多，故参数、等不必修正HZ3计算齿轮分度圆直径MZDN845COS/126223）确定齿宽DB8451取整后MB021圆柱直齿轮设计A选定齿轮精度等级、材料及齿数1圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用7级精度GB10095882材料选择由机械设计（第八版）表101选择小齿轮材料为调质，硬度40RC为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。3选小齿轮齿数Z122，大齿轮齿数Z2174。则UZ2/Z179初选螺旋角O14B按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即3221UKTZDDHET1确定公式内的各计算数值1试选载荷系数KT162计算小齿轮的转矩MNNPT1530274950223）选齿宽系数D由机械设计（第八版）图1030选取区域系数3R4HZ由机械设计（第八版）图106查的材料弹性影响系数2189MPAZE4由机械设计（第八版）图1021D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限LIM160HMPALIM250HPA5计算应力循环次数8928110731398326NNJLH6由图1019查的接触疲劳寿命系数081HNK52HNK计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数为S1MPASH6481LIM1KHN532LI22PAH64021C计算1计算小齿轮分度圆直径。TD274901322UKTZDDHET2计算圆周速度VSMNVT/2810674910623计算齿宽BDT74914计算齿宽与齿高比B/HMZDMTT12547901HT825790B5计算载荷系数由V128M/S7级精度。由机械设计（第八版）图108得由机械081VK设计（第八版）表103查得1FAHK由机械设计（第八版）表102查得使用系数25A由机械设计（第八版）表1013查得34F由机械设计（第八版）表104查得1HK接触强度载荷系数84120825FVAK按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径MDTT7961847903316计算模数MZN2417按齿根弯曲强度设计1按齿根弯曲强度设计312ZKTYMDFSAN由机械设计（第八版）图1020C查的小齿轮弯曲疲劳强度极限大齿轮弯曲疲劳强度极限由机械设计（第八MPAFE501MPAFE3802版）图1018取弯曲疲劳寿命系数81FNK802FNK1确定计算参数1计算弯曲疲劳应力S14MPASKFENF573011FEF862121计算载荷系数4713081FVAK4）表105查的齿形系数721FAY52FAY校正系数51SA8012SA5计算大小齿轮的并加以比较1FSAYMPAYFSA0471FSA6532大齿轮的数值大47231ZKTYMDFSAN取52NZN381M9024728设计计算1分度圆直径MZDN95147222ZAN8513）确定齿宽MDB91B5201五轴的设计3轴N3N2/I23270/7934R/MINP3P223433099097416KWT3T2I232315379099097116071NM（在本次设计中由于要减轻设计负担，在计算上只校核一根低速轴的强度）1低速轴3的设计功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角416KW116071NM34R/MIND2475MM201求作用在齿轮上的力FT2T3/D221160711000/47548872NFRFTTAN48872TAN20177880N2初步确定轴的直径先按式1152初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢调质。根据表1153选取A0112。于是有6530MINPAD此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径D12为了使所选的轴的直径D12与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。联轴器的型号的选取查表1141,取KA13则；TCAKAT31311607115089NM按照计算转矩TCA应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准选用弹性柱销联轴器，其公称转矩为2000NM。半联轴器的孔径D156MM固取D1256MM。半联轴器与轴配合的毂空长度L190MM。轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度A为了满足半联轴器的轴向定位要求12轴段左端要求制出一轴肩；固取23段的直径D2358MM左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D58MM。半联轴器与轴配合的毂孔长度L190MM,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,固取12断的长度应比L1略短一些，现取L1288MMB初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量816大量生产价格最低，固选用双向推力球轴承又根据D2358MM选52215号，其尺寸为D60MM，D110MM，T47MM。右端采用轴肩定位查2又根据D2358MM和上表取D34D7860MMD862MM，L3425MM右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册查得52215的轴肩高H（00701）D，所以H4MM，因此取D4563MMC取安装齿轮处的轴段45的直径D6765MM齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮的轮毂的宽度为71MM，为了使套筒能可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，固取L6767MM,齿轮的右端采用轴肩定位轴肩高度取（轴直径的00701倍）这里52215号轴承去轴肩高度H4MM所以D5667MM轴的宽度取B14H,取轴的宽度为L568MMD轴承端盖的总宽度为20MM（有减速器和轴承端盖的机构设计而定）根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的,距离为30MM。固取L2350MME取齿轮与箱体的内壁的距离为A16MM小齿轮与大齿轮的间距为C20MM，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁,有一段距离S,取S8MM,已知滚动轴承的宽度T47MM锥齿轮的轮毂长L21MM则L78TSA71MML45LCASL562120168857MM至此已初步确定轴得长度和各段直径。轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按D6763MM由手册查得平键的截面BH149MM见2表41,L45MM，同理按D1255MMBH128,L70MM。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/N6。半联轴器与轴得配合选H7/K6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为M6。确定轴的的倒角和圆角参考机械设计（第八版）表152，取轴端倒角为245各轴肩处的圆角半径见上图。3求轴上的载荷（见下图）首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出A值参照机械设计（第八版）图1523。对与52215，为双向推力球轴承，能承受双向的牰向载荷。根据轴的计算简图作出轴的扭矩图如下图。从轴的结构图以及弯曲和扭矩图中可以看出界面C是轴最危险界面。现将计算出的截面C的最大扭矩TT11607NM4）按弯扭应力校核轴的强度进行校核时通常只校核承受最大扭矩的截面（即危险截面C的强度）根据机械设计（第八版）式155及表154中的取值，当扭转切应力为静应力时取03；当扭转切应力为脉动循环变应力时取06）轴的计算应力T/WT16T/D44MPA已选定的轴的材料为45号钢调质，查机械设计（第八版）表151得60MPA,故安全。5）精确校核轴的疲劳强度A判断危险截面截面A,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面A,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面VI和V处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面V的应力集中的影响和截面VI的相近，但截面V不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不需要强度校核。截面C上虽然应力最大，但是应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径很大，故界面C也不需校核。截面VIII和VII显然不必校核。由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面VI的左右即可。B截面VI的右侧抗扭截面系数WR02D30250325000MM3截面VI上的扭矩T3426160NMM截面上的扭转切应力T3/WR426160/250001705MPA轴的材料为45号钢调质，由机械设计（第八版）表151查得640MPA275MPA，155MPA。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计（第八版）附表32查取。因R/D2/50004,D/D52/50104,经插值后可查得20131又由附图31可查的轴的材料的敏性系数，820Q故有效应力集中系数按式（附表34）为82182011QK由1附图32得尺寸系数；760轴按磨削加工，由1附图34得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则按1式（312）及（312A）得综合系数值为Q又由31及32的碳钢的特性系数0102，取0100501，取005于是，计算安全系数值，按1式（156）（158）则得CAS故可知其安全。C截面VI的左侧抗扭截面系数WR02D302523281216MM3截面VI上的扭矩T3426160NMM截面上的扭转切应力T3/WR426160/2812161515MPA过盈配合处的/,由附表38插值法求出，并取/08/,于是得/,316/253轴按磨削加工，由1附图34得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则按1式（312）及（312A）得综合系数值为Q所以轴在截面VI左侧的安全系数为故可知其安全。至此，3轴的设计结束2中间轴2的设计总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角675KW9442NM68246R/MIND3143MM20675KW9442NM68246R/MIND275MM201求作用在齿轮上的力2号齿轮的受力FT22T2/D229442103/143132056N3号齿轮的受力FT32T2/D329442103/75251787N轴的受力情况及弯矩图与3轴类似，因此省略。2初步确定轴的直径。先按式机械设计（第八版）152初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢调质。根据表153选取A0112。于是有3轴的结构设计拟定轴上的装配方案因为DMIN24MM,所以角接触轴承应选择7005C，查机械设计课程设计手册（第三版）得D25MM，D47MM,B12MM，15则有DIIIDVIIVIII25MM。为了满足轴的定位要求，III的左侧和VIIVIII右侧应高出其最少一个轴肩的高读，因为H（00701）D，所以取H5MM，即DIIIIV30,DVVI30MM，同理DIVV36MM。由轴承7005C得LIII12MM，小齿轮的轮毂宽度B360MM得LIIIIV60MM；2号轴上大齿轮的轮毂宽度B221MM，而为了配合，轮毂的宽度应略大于配合部分轴的长度，则得LVVI21MM；综合设计3号轴时取大小齿轮之间的距离C20MM，齿轮与箱体的内壁的距离为A16MM，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁,有一段距离S,取S8MM,，则LIVV20MM；LIIIIIAS16824MM，因为2号轴的总长度应与3号轴在箱体内部的部分长度相等为193MM，所以LVIIVIII56MM。4轴上零件得周向定位齿轮和轴的周向定位都采用平键联接。按D4530MM由手册查得平键的截面BH108MM见机械设计课程设计手册（第三版）表41,L150MM,L216MM同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/N6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为M6。5确定轴的的倒角和圆角参考机械设计（第八版）表152，取轴端倒角为245各轴肩处的圆角半径。该轴的校核和3轴类似，为了减轻任务所以省略校核。到此2号轴的设计结束。3第一轴1的设计1总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角7034660NM1440R/MIN65202求作用在齿轮上的力FT12T1/D124660103/65143385N3初步确定轴的直径先按式1152初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表1153选取A0112。于是有4联轴器的型号的选取查表机械设计（第八版）表141，取KA16，则KAKAT11646607456NM按照计算转矩TCA应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T58432003机械设计课程设计（第三版）表81，选用GY2型凸缘联轴器，其公称转矩为63NM。半联轴器的孔径D125MM固取D1225MM。5轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案如下根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度A为了满足半联轴器的轴向定位要求12轴段左要求制出一轴肩；固取23段的直径D2327MM，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D28MM，半联轴器与轴配合的毂孔长度L144MM,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，固取12断的长度应比L1略短一些，现取L1242MMB初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量816，大量生产价格最低固选用角接触轴承,又根据D2327MM,所以选7006C轴承。右端采用轴肩定位查2又根据D2327MM和上表取D3430MM。L3412MM。C由于锥齿轮很小，所以该处齿轮轴选30MM,L4523MM。D由于箱体厚等，取L2316MM。轴哦的校核与3号轴类似，此处省略。到此两级减速器的轴的设计计算结束。六轴承的计算为减少本次设计的负担，本次只对所选的在低速轴3上的两滚动轴承进行校核，其他的轴承类似可以校核。在前面进行轴的计算时所选轴3上的两滚动轴承型号均为51211，其基本额定动载荷CR48500N，基本额定静载荷C0A112000N,现对它们进行校核。由上可知在三号轴承上的两个轴承中，2号轴承所受的载荷远大于轴承1，所以只需对轴承2进行校核，如果轴承2满足要求，轴承1必满足要求。1求比值轴承所受轴向力FTT3/D426161000/45947022N所受的径向力NA0它们的比值为RF根据机械设计（第八版）表135，推力球轴承的最小E值为019，故此时EFRA2计算当量动载荷P根据机械设计（第八版）式（138A）ARPYFXF按照机械设计（第八版）表135，X1，Y0,按照机械设计（第八版）表136，取。则210PF1PFP1119470220104172N3验算轴承的寿命按要求轴承的最短寿命为L83652470080H根据机械设计（第八版）式（135）（对于球轴承取3）所以所选的轴承6013满足要求。3七连接的选择和计算本次设计只对低速轴3上的两个键进行选择及校核。1对连接齿轮4与轴3的键的计算（1）选择键联接的类型和尺寸一般8以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故可选用圆头普通平键（A型）。根据D52MM从机械设计（第八版）表61中查得键的截面尺寸为宽度B14MM，高度H9MM。由轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L45MM。（2）校核键联接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢有轻微冲击，由机械设计（第八版）表62查得许用挤压应力,取平均值，。MPAP120MPAP10键的工作长度LLB45MM14MM31MM。键与轮毂键槽的接触高度K55MM。根据1式（61）可得所以所选的键满足强度要求。键的标记为键201263GB/T10691979。八润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大，且它们的速度都不大，所以齿轮传动可采用浸油润滑，查机械设计（第八版）表41和图47，选用全损耗系统用油（GB/T4331989），代号为LAN32。由于滚动轴承的速度较低，所以可用脂润滑。查机械设计（第八版）表41和图47，选