机械设计课程设计

机械设计课程设计计算说明书设计题目设计带式运输机传动装置过程装备与控制工程专业102班设计者郑家兴学号10024100244指导老师谭云成绩2012年12月24日2013年1月4日广东石油化工学院1机械设计课程设计任务书目录一、设计题目2二、设计的目的与意义3三、确定传动方案3四、电动机选择3五、计算总传动比及配各级的传动比5六、计算传动装置的运动和动力参数6七、齿轮的设计8八、减速器机体结构尺寸如下19九、轴的设计22十、联轴器的选择39十一、润滑方式的确定40十二、其他有关数据40十三、参考资料402机械设计课程设计任务书设计题目带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器。1工作条件单向运转，有轻微振动，经常满载，空载起动，单班制工作，使用期限为8年，输送带速度容许误差为5。2己知条件输送带拉力F2300N，滚筒直径为D340MM，输送带速度为V095M/S。3二、设计的目的与意义减速器的类别、品种、型式很多，目前已制定为行（国）标的减速器有40余种。减速器的类别是根据所采用的齿轮齿形、齿廓曲线划分；减速器的品种是根据使用的需要而设计的不同结构的减速器；减速器的型式是在基本结构的基础上根据齿面硬度、传动级数、出轴型式、装配型式、安装型式、联接型式等因素而设计的不同特性的减速器。与减速器联接的工作机载荷状态比较复杂，对减速器的影响很大，是减速器选用及计算的重要因素，减速器的载荷状态即工作机（从动机）的载荷状态，通常分为三类均匀载荷中等冲击载荷强冲击载荷。减速器是指原动机与工作机之间独立封闭式传动装置，用来降低转速并相应地增大转矩。此外，在某些场合，也有用作增速的装置，并称为增速器。我们通过对减速器的研究与设计，我们能在另一个角度了解减速器的结构、功能、用途和使用原理等，同时，我们也能将我们所学的知识应用于实践中。三、确定传动方案根据工作要求和工作环境，选择展开式二级圆柱斜齿轮减速器传动方案。此方案工作可靠、传递效率高、使用维护方便、环境适用性好，但齿轮相对轴承的位置不对称，因此轴应具有较大刚度。此外，总体宽度较大。为了保护电动机，其输出端选用带式传动，这样一旦减速器出现故障停机，皮带可以打滑，保证电动机的安全。四、电动机选择1电动机类型和结构的选择选择Y系列三项异步电动机42电动机容量的选择1）工作机所需功率PWPWFV/10002300095/1000096228KW2）电动机的输出功率PDPW/KW654231其中带传动效率0981每对滚子轴承的传动效率0987级精度圆柱齿轮的传动效率098齿形链097弹性联轴器的传动效率0995卷筒的传动效率0966则总的效率0966542318090978094PDPW/228/0800285KW从表191中可选出额定功率为3KW的电动机。3电动机转速的选择KWPW280800PD285KWN534R/MIN5卷筒轴转速为N601000V/D601000095/314340534R/MIN按表22推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比I840,则从电动机到卷筒子轴的总传动比合理范围为I840。故电动机转速的可选范围为ANIN84052642082104R/MIND可见，电动机同步转速可选700R/MIN，1,000R/MIN和1500R/MIN三种。根据相同容量的三种转速，从表141中查出三个电动机型号，两种不同的传动比方案4电动机型号的确定由表141查出电动机型号为Y100L24,其额定功率为3KW，满载转速1430R/MIN。基本符合题目所需的要求。五、计算总传动比及配各级的传动比1原则电动机转速R/MIN传动装置的传动比方案电动机型号额定功率PKWED同步转速满载转速总传动比1Y132S63100096017982Y100L2431500143026786各传动比范围，62链I5带I52单齿I尺寸协调原则链齿轮带总传动比782645310N滚筒电动机总I各级平均传动比总平I2传动比分配42,则若取链带II07586二级链带总齿轮II3齿轮各级传动比的分配总II4131取齿轮5621I9I六、计算传动装置的运动和动力参数1、各轴转速计算电动机轴为轴，减速器高速级轴为轴，中速轴为轴，低速轴为轴，卷筒轴为轴轴1440R/MINN轴R/MIN6502143轴R/MIN87826总I平I075齿轮I621I941440R/MINNR/MIN650R/MIN1248R/MIN97N7轴R/MIN912748N轴R/MIN352、各轴的输入功率轴KWPD8521轴KW74298012轴6374323轴KP564轴W82907854253、轴扭矩轴MNNPT901845290511轴6722轴MNNPT24108395033轴9744轴MNNPT4263589054、整理列表R/MIN35NKWP852174K63P524K8MNT9018264MNT103984MNT2658功率P/KW转速N/R/MIN扭矩T/MN轴28514401890轴2746504026轴263248110124轴253127918891轴23853342644七、齿轮的设计A、高速级齿轮1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。（2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（3）材料选择查表可选择小齿轮材料为40调质，CR硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢调质，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（4）选小齿轮齿数；，大齿轮齿数127Z，取063272ZZ（5）选取螺旋角，初选螺旋角142、按齿面接触强度设计，按计算式试算即3211THETDKTZU（1）确定公式内的各计算数值271Z729试选，由图1026，则有16TK1074208250小齿轮传递转矩182TNMA查图1030可选取区域系数查表107可43HZ选取齿宽系数D查表106可得材料的弹性影响系数。1289EMP查图1021D得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限LIM160HAMP。LI25按计算式计算应力循环次数81607612830529410HNNJL829453查图可选取接触疲劳寿命系数，102HNK。21HNK计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数，按计算式1012得1S1LIM026HNAKMPS2LI51HNA1264HAMP10（2）计算相关数值试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得1TD3216875420431895076TDM计算圆周速度115096060TNVS计算齿宽及模数BNTM157DT1COS0COS1429TNTMMZ252956NTH0746B计算总相重合度1038TAN03812TAN41586DZ计算载荷系数K查表可得使用系数，根据，7级精度，A09VMS查表108可得动载系数，由表104查得的1VKHK值与直齿轮的相同，为1419，1350FK5007MM1D51MM11509M/SVB5007MM1114HFK故载荷系数10741926AVHKK按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得331216458504TTKDM计算模数NM1COS5046COS1267NDZ3、按齿根弯曲强度设计，按计算式1017试算即21COSFASNDKTYMZ（1）确定公式内的各计算数值、计算载荷系数107413520AVFK根据纵向重合度，查图1028可得螺旋角影86响系数。Y查图可选取区域系数，243HZ30795则有40875316查表取应力校正系数，。159SAY28SA查表取齿形系数，。线性插值法274F4F55046MM1D02K12查图1020C可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限150FEAMP。238查图可取弯曲疲劳寿命系数，。1087FNK209FNK计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数，14S按计算式1022计算得10875310744FNEAKMPS29286计算大、小齿轮的并加以计算FASY12741569043FASY28426FAS大齿轮的数值较大。（2）设计计算32208754108COS1406976NMM对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取，2N已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算15046DM13应有的齿数，于是有1COS5046COS126705NDZM取，则127213ZI4、几何尺寸计算（1）计算中心距271524637COSCOSNZMAM将中心距圆整为。4A（2）按圆整后的中心距修正螺旋角122715ARCOSARCOS4986NZM。因值改变不多，故参数、等不必修正。KHZ（3）计算大、小齿轮的分度圆直径1275901COS486NZMDM。23N。（4）计算齿轮宽度15901DBM圆整后取，。B26B、低速级齿轮1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数M90151D238099MM255901MMB14（1）按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。（2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（3）材料选择，在同一减速器各级小齿轮或大齿轮的材料，没有特殊情况，应选用相同牌号，以减少材料品种和工艺要求，故查表可选择小齿轮材料为40调质，CR硬度为52HRC；大齿轮材料为45钢调质，硬度为45HRC（4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数32Z23017940Z（5）选取螺旋角，初选螺旋角142、按齿面接触强度设计，按计算式试算即3221THETDKTZU（1）确定公式内的各计算数值试选6TK小齿轮传递转矩2359TNMA查表107可选取齿宽系数,查图1026可选取1D区域系数，则有4HZ307640873416515查表可得材料的弹性影响系数。1289EZMP查图得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限LIM360HAMP。LI45按计算式计算应力循环次数83260137528305190HNNJL8495640查图可选取接触疲劳寿命系数，312HNK。418HNK计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数,于是得1S3LIM2607HNAKMPS4LI18549346726052HA（2）计算相关数值试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得1TD32516704321897648605TDM计算圆周速度/S560VB163276841350466010TDNVMS计算齿宽及模数BNT37846DT3COSCOS132402TNTMMZ254079NTH768419B计算总相重合度308TAN08123TAN4182DZ计算载荷系数K查表可得使用系数，根据，7级精度，A056VMS查表可得动载系数，14VK12HK136FKHFK故载荷系数04075AVHKK按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得33207576848416TTKDM计算模数NM3COS804COS352NDZM8043DN5173、按齿根弯曲强度设计，按计算式试算即223COSFASNDKTYMZ（1）确定公式内的各计算数值计算载荷系数1041365AVFKK根据纵向重合度，查图可得螺旋角影响系数82。08Y计算当量齿数3325178COS4VZ43306V查表可取齿形系数，。321FAY427FAY查表可取应力校正系数，。线性59S163S插值法查图可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，350FEAMP大齿轮的弯曲疲劳强度极限。48FEA查图可取弯曲疲劳寿命系数，。39NK49FNK计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，按计算式计算14S3095329FNEAKMP178253VZ64V184093825491FNEAKMPS计算大、小齿轮的并加以计算FASY3261590134FASY476FAS大齿轮的数值较大。（2）设计计算3221569108COS1406572365NMM对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲3N劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，于是有3804DM3COS38COS142705NZ取，则32642384685ZI4、几何尺寸计算（1）计算中心距3428531746892COSCOSNZMAM将中心距圆整为。AMN572263Z85419（2）按圆整后的中心距修正螺旋角342853ARCOSARCOS14027NZM。因值改变不多，故参数、等不必修正。KHZ（3）计算大、小齿轮的分度圆直径283672COS140NZMDM。454N。（4）计算齿轮宽度3186726DBM圆整后取，。90B495八、减速器机体结构尺寸如下名称符号计算公式结果箱座厚度83025A10箱盖厚度110箱盖凸缘1B151520厚度箱座凸缘厚度B5115箱座底凸缘厚度222地脚螺钉直径FD12036AF20地脚螺钉数目N查手册6轴承旁联结螺栓直径1DFD75018盖与座联结螺栓直径2D（0506）F10轴承端盖螺钉直径3D（0405）F10视孔盖螺4（030D821钉直径4）FD吊环螺钉查手册表141020，FD1至外箱2壁的距离1C查手册表11222，至FD2凸缘边缘距离2C查手册表11220外箱壁至轴承端面距离1L（51C210）30大齿轮顶圆与内箱壁距离11210齿轮端面与内箱壁距离21522箱盖，箱座肋厚M,1850,110轴承端盖外径2D（555）3D120（1轴）130（2轴）150（3轴）九、轴的设计1、高速轴设计1）、材料选用45号钢调质处理。查课本第127页表61取35MPA,C115。各轴段直径的确定根据课本第245页式142MM3NPCD式中P轴所传递的功率，KWN轴的转速，R/MINC由轴的许用切应力所确定的系数得1794MM311D34075查课程设计课本第194页得到电动机轴径D38，所以取38MM；查课程设计课本第146页1D1794MM1DL182MM23联接器型号结合考虑得第一段轴长为82MM，L182MM。取39MM，查课程设计课本第282页结合计算得2D2LME250MM。取40MM，查课程设计课第130页表153,选3用6009轴承,得轴承宽度为B15MM,所以取40MM，27MM。3D3L取46MM,因为要与中间轴中小齿轮相对齐，所在44D取，90MM。为小齿轮直径，所以49MM，为小齿轮宽度，5D56L即50MML为轴肩直径，其值要比装轴承的直径段大，所以取646，取8MMD为装轴承和轴套段，结合取73D40MM，1515327MMDL其中，为齿轮轴。52）、校核该轴和轴承L182MM，50MM，27MM，2L390MM，50MM，8MM，27MM，456L739MMD50MM40MM327MM46MM4D90MML49MM550MM46MM6D8MML40MM727MM24L1104MML2129MML347MM作用在齿轮上的圆周力为236281000/5413437N1DTFT径向力为1343703644891NTGR求垂直面的支反力1294891/104129270N21LFRV4891270219NVRV2求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图219129/1000283NM2LFMVA270104/100028NM1求水平面的支承力由得12HTFLL12913437/129104744NTL2113437744600NHT2求并绘制水平面弯矩图13437NTF4891NR270NVF1219N2283NMAVM28NM744NHF1600N277NMAHM77NM25744104/100077NM1LFMHA600129/100077NM2求F在支点产生的反力472300/104129464N213L46423002764NF2求并绘制F力产生的弯矩图230047/1000108NM32LM464104/100048NM1FAF在A处产生的弯矩464104/100048NM1L求合成弯矩图考虑最不利的情况，把与直接相AFM2AVH加。4882NM2AHVAFM273862822求危险截面当量弯矩最危险截面其当量弯矩为（取折合系数）06464NF12764N2108NMFM248NMA48NMAF82NMAM82NM848NMEMMM42D26848NM2TMAE2283608计算危险截面处轴的直径因为材料选择调质，查课本第127页表61得45，许用弯曲应力，则650BPA160BMPAMM426018331BEMD因为40MMD，所以该轴是安全的。543）、轴承寿命校核轴承寿命可由式进行校核，由于轴610THPCFLHN承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本RF166页表77,9，10取取1,2,TPF3按最不利考虑，则有4641255NFHVRF1212740276430247NR2269则863年HPFCNLPTH26013617582091408年1255N1RF3024N2R863年HL27因此所该轴承符合要求。4）、弯矩及轴的受力分析图如下轴15）、键的设计与校核由课程设计表122页1424可查的,由于公称直径D38MM,在3844范围内，故轴段上采用键1DBH128,BHL1286328采用A型普通键键校核为L180MM,综合考虑取63得L436281000/386350PDLHT410259MPAD，所以该轴是安全的。3）、轴承寿命校核轴承寿命可由式进行校核，由于轴610THPCFLHN承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本RF279页表168,9，10取取1,TPF3按最不利考虑，则有47294012N2121THVRFF224863076132TR75916547N则MM65D4012N1RF6547N2R3282年。HPFCNLPTH26013665471029378018轴承使用寿命在年范围内，所以该轴承符合要求。4）、弯矩及轴的受力分析图如下5）、键的设计与校核由课程设计表122页1424可查的,由于公称直径82年HL33D57MM,在5058范围内，故、轴段上采用键2D41610,采用A型普通键BH键校核根据挤压强度条件，因为43MM,综合考虑2L取36MM得L4133821000/574350PDLHT2410294MPAD，所以该轴是安全的。（5）轴承寿命校核。轴承寿命可由式进行校核，由于轴610THPCFLHN承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本RF279页表168,9，10取取1,TPF3按最不利考虑，则有2221175364915796084RVHFPFN则年66330001698598125THPCFLHN该轴承寿命为1698年,所以轴上的轴承是适合要