设计计算说明书格式222222

《机械设计》课程设计设计计算说明书题目：带式运输机传动装置的设计锥齿轮减速器——开式齿轮姓名：史正伟王洪成何涛学号：指导教师：学院：青海大学昆仑学院专业班级：机械设计制造及其自动化2013级1班一、设计任务书1、设计题目:带式运输机传动装置设计锥齿轮减速器——开式齿轮2、已知条件：（1）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35℃；（2）使用折旧期：8年；（3）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；（4）动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；（5）运输带速度允许误差：±5%；（6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。3、设计数据：12345运输带工作拉力F/N15002200230025002800运输带工作速度v/（m/s）1.11.11.11.11.4卷筒直径D/mm2202403004003504、传动方案：编号方案编号方案A带——单级斜齿圆柱齿轮减速器D二级同轴式圆柱齿轮减速器B锥齿轮减速器——开式齿轮E单级蜗杆减速器C二级展开式圆柱齿轮减速器5、设计内容（1）按照给定的原始设计数据（编号）4和传动方案（编号）B设计减速器装置（传动方案简图如图1-1所示），并完成设计说明说明书一份；题号参数图1-1二电动机的选择（一）、电动机的选择1、选择电动机的类型按工作要求和条件，选用三机笼型电动机，封闭式结构，电压380V，Y型，额定电压380V，频率50赫兹。2、选择电动机容量电动机所需的功率为：kwawdpp（其中：dp为电动机功率，wp为负载功率，a为总效率。）而1000FvpwKW,所以adFvp1000KW传动效率分别为：（表1-7）联轴器效率0.991滚动轴承的效率0.982圆锥齿轮传动效率0.973开式齿轮传动效率0.944卷筒传动效率0.965传动装置的总效率a应为组成传动装置的各部分运动副效率之乘积,即：79.094.096.099.098.024a所以481.379.010001.125001000adFvpKW3、确定电动机转速卷筒轴工作转速为min458.524001.1100060100060rDvn查表12-1（P167）可得：一级圆锥齿轮减速器传动比3~2'1i，一级开式齿轮传动比8~3'2i，则总传动比合理范围为21~6'ai，故电动机转速的可选范围为min18.1839~287.315458.52)21~6(''rninad可选用Y100L2-4型电动机，具体参数如下：（二）、确定传动装置的总传动比和分配传动比1、总传动比由选定的的电动机满载转速和工作机主动轴转速n，可得传动装置的总传动比为=(1)电动机型号为Y100L2-4，满载转速=1440r/m,且工作机主动轴转速n=52.458r/min,则由上面公式(1)可得：451.27458.521440ai2、分配传动比总传动比为各级传动比的乘积，即naiiii21(2)设、分别为圆锥齿轮的传动比和圆柱齿轮的传动比，在圆锥齿轮减速器的传动比范围内=2.500=6.7523、计算传动装置的运动和动力参数（1）、各轴转速0轴min14400rnnmⅠ轴min14401rnnmIⅡ轴min/55.5250rinnIII型号额定功率KW满载转速r/min\质量/kgY112M-4414402.22.343Ⅲ轴min/55.5251rnnIIIIIⅣ轴min/458.52rinnIIIIV(2)、各轴输入功率Ⅰ轴kwPI446.399.0481.3Ⅱ轴kwpII276.398.097.0446.3Ⅲ轴kwpIII178.398.099.0276.3Ⅳ轴kwPVI959.295.098.0178.3(3)、各轴输入转矩电机轴输出转矩mNnPTmdd09.239550所以各轴输出转矩为：Ⅰ轴mNTI854.22Ⅱ轴mNTII53.59Ⅲ轴mNTIII75.57Ⅳ轴mNTIV687.538三、传动零件的设计计算（一）、选择圆锥齿轮传动的设计计算1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度，齿形角20，齿顶高系数*1ah，顶隙系数*0.2c。（2）材料选择，小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。2.按齿面接触疲劳强度设计公式：（10-26）22131)5.01(7.4HPHERRZZuKTd（1）、确定公式内的各计算值1）查得材料弹性影响系数12189.8EZMPa，节点区域系数5.2HZ。2）按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600HMPa，大齿轮的接触疲劳极限lim2550HMPa。3）计算应力循环次数（10-13）小齿轮：911032.33001681114406060hnjLN大齿轮：991210328.15.21032.3uNN4）查表得到：0.1minHS,0.1minFS.5)查得接触批量寿命系数（图10-19）95.01NZ00.12NZ6）计算接触疲劳许用应力MPaSZHHNHP5700.160095.0min1lim11MPaSZHHNHP5500.15500.1min2lim227）试选K=2.08)mmNnPT68.228531055.911619）3/1R10)5.2iu(2)计算1）试算小齿轮的分度圆直径，带入许用应力中的较小值MPaHP5502得：22131)5.01(92.2HPERRtZuKTd=60.45mm2）计算圆周速度vsmndv55.410006045.601440100060113)齿数，由公式得大齿轮齿数62522diczmmidd125.15145.605.212，令c=18所以62522dicz=51.85取522z，则8.205.221zz，4）模数大端模数mmzdmt88.22145.6011取标准模数m=3mm。5）大端分度圆直径mmmzd6321311mmmzd156523226）节锥顶距mmzzmzR95.6947.212215.212221217）节圆锥角5.2111arctguarctg21.80°=21°48′0″129068°12′0″8)大端齿顶圆直径小齿轮mmmdda642.59cos2111大齿轮mmmdda857.157cos22229）齿宽mmRbR32.233/95.69取mmbb242110）进行强度校核计算udKTZRREH3121)5.01(501.84MPa550MPa所以强度符合。3、按齿根弯曲疲劳强度设计公式：2212131)5.01(0.4uzYYKTmFPRRsaFa(1)确定公式内的各计算值1）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限1500FEMPa，大齿轮的弯曲疲劳强度2380FEMPa。2）查得弯曲疲劳寿命系数92.0,88.021HNHNKK3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳系数S=1.4则MPaSYFENFp29.3144.150088.0111MPaSYFENFp71.2494.138092.02224)查取齿形系数69.21FaY，28.22FaY5)应力校正系数575.11saY6)计算大小齿轮的FPsaFaYY，并加以比较：0135.09.131475.5169.2111FPsaFaYY0158.01.724973.128.2222FPsaFaYY大齿轮大所以取0.0158(2)、带入以上数据可以求得2212131)5.01(0.4uzYYKTmFPRRsaFa=2.09777）、数据整理名称符号公式直齿圆锥小齿轮直齿圆锥大齿轮齿数zz2152模数mm3传动比ii2.47分度圆锥度iarctg11，12-90。'''04821'''01268分度圆直径dmzd63156齿顶高ahmhhaa*33齿根高fhmchhaf)(**3.63.6齿全高hfahhh6.66.6齿顶圆直径ad1*11cos2mhddaa，2*22cos2mhddaa68.57(大端)158.23（大端）齿根圆直径fd1*11cos2mhddff，2*22cos2mhddff56.31153.33齿距pmp9.429.42齿厚s2ms4.714.71齿槽宽e2me4.714.71顶隙cmcc*0.60.6锥距R222121ddR84.1284.12齿顶角a21fa，12fa'''30252'''30252齿根角fRharctgfff21'''18272'''18272齿顶圆锥角a111aa，222aa'''301324'''303770齿根圆锥角f111ff，222ff'''422019'''424565当量齿数vzcoszzv22.62140.02齿宽bRbR28.0428.04（二）、开式圆柱齿轮的设计计算1、选定齿轮类型和精度等级。因为为开式齿轮所以选择硬齿面，工作较为平稳选用8级精度，选择材料是铸钢，硬度为250HBS。小齿轮齿面强度为400HBS，大齿轮齿面强度为360HBS，两者材料硬度相差为40HBS。选取小齿轮齿数201z，则13520752.612zuz。2、按齿根弯曲疲劳强度计算：FPsaFadYYYzKTm21132(1)、确定公式中的各计算值：1)查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE2801大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE27022)计算应力循环系数：小齿轮：911032.33001681114406060hnjLN大齿轮：991210328.15.21032.3uNN4）查表得到：0.1minHS,0.1minFS.4)选取疲劳安全系数S=1，得到：MPaYSNFEFP4.27498.01280111MPaYSNFEFP9.28807.112701223)材料弹性系数210.188MPaZE4)选取齿宽系数5.0d5)计算载荷系数K试选K=26)初选201Z，则相应的8.21FaY，55.11saY；15.22FaY，81.12saY所以0158.0111FPsaFaYY0135.0222FPsaFaYY选取较大值0.01587)计算工作转矩mmNnPTIIIIII83.577481055.961(2)、带入计算得：02.322113FPsaFadYYzKTm所以选取m=3(3)中心距mmzzma2.109)(221(4)分度圆直径mmmzd6011mmmzd15622(5)齿轮宽度mmdbd30605.01所以取大齿轮宽度为30mm五.减速器的结构设计名称符号减速器型式及尺寸关系/mm箱座壁厚8箱盖壁厚18箱盖凸缘厚度1b12箱座凸缘厚度b12箱座底凸缘厚度2b20地脚螺钉直径fd12地脚螺钉数目n4轴承旁联接螺栓直径1d9名称符号公式直齿圆柱小齿轮直齿圆柱大齿轮齿数zz20135模数mm3传动比ii6.75分度圆直径dmzd60405齿顶高ahmhhaa*33齿根高fhmchhaf)(**3.63.6齿全高hfahhh6.66.6