机械设计课程设计说明书四.doc7

湖南工业大学机械设计课程设计资料袋冶金工程学院（系、部）2010~2011学年第1学期课程名称机械设计课程设计指导教师丁云职称教授学生姓名吴红波专业班级冶金工程081学号08495200322题目带式输送机传动系统设计成绩起止日期2011年1月3日～2011年1月14日目录清单序号材料名称资料数量备注1课程设计任务书12课程设计说明书13课程设计图纸3张456一，课程设计任务书2010-2011学年第一学期冶金工程学院冶金工程钢铁冶金专业081班级课程名称：机械设计课程设计设计题目：带式运输机传动系统设计完成期限：自2011年1月3日～2011年1月14日内容及任务一、设计的主要技术参数：运输链牵引力（F/KN）：4.2输送速度V(m/s)：0.85链轮节圆直径D：(mm)：320工作条件：带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载启动，工作载荷较平稳；输送机工作速度V的允许误差5%；单班制（每班工作8h），要求减速器设计寿命为10年，大修期为3年，大批量生产；三相交流电源电压为380/220v设计任务：传动系统的总体设计；传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图及零件工作图的设计；设计计算说明书的编写。二、每个学生应在教师指导下，独立完成以下任务：（1）减速机装配图1张；A1（2）零件工作图2~3张A3；（3）设计说明书1份（6000~8000字）。进度安排起止日期工作内容1.3~1.4传动系统总体设计1.5~1.6传动零件的设计计算；1.7`~1.8减速器装配草图1.9~1.10绘制减速器装配图1.11~1.12零件工作图的设计1.12~1.13整理说明书1.14交图纸设计说明书并答辩主要参考资料1.刘扬、王洪主编《机械设计基础》2.王洪、刘扬主编《机械设计课程设计》3.许高燕主编《机械设计手册及课程设计》4.王少怀主编《机械设计师手册》5.《机械设计手册》指导老师（签字）：年月日系（教研室）主任（签字）：年月设计说明书设计题目带式输送机传动系统设计学生姓名吴红波班级冶金081学号08405200207成绩指导教师(签字)起止日期：2011年1月11日至2011年1月12日目录一，设计题目及条件………………………………………………………………….....二，设计的主要技术参数…………………………………………………………….....三，设计计算、校核及设备、零件选择说明……………………………………….....四，润滑与密封………………………………………………………………………......五，设计小结…………………………………………………………………………......六，参考文献…………………………………………………………………………......一，设计任务设计任务如图1.1所示，带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载启动，工作载荷较平稳；输送机工作速度V的允许误差5%；单班制（每班工作8h），要求减速器设计寿命为10年，大修期为3年，小批量生产；三相交流电源电压为380/220v由《机械设计课程设计》表2-3(P7)选取输送带原始数据：输送带最大有效拉力/（N）:F=4200;工作速度/（m/s）:=0.85;输送机滚筒直径/(mm):D=320。1电动机2联轴器3两级圆柱齿轮减速器4联轴器5滚筒6输送带图1.1带式输送机传动系统简图二，电动机的选择1，电动机的类型的选择。根据动力和工作条件，并参照第12章选用一般用途的Y系列三相交流异步电动机，卧式封闭结构，电源的电压为380V。2，电动机容量的选择。根据已知条件，工作机所需要的有效功率为Pw=Fv／1000=4200x0.85/1000=3.57(KW)设η4w为输送机滚筒轴至输送带的传动效ηc为联轴器效率，为0.99ηg闭式圆柱齿轮传动效率，为0.97ηb为一对滚动轴承的效率，为0.97ηcy输送机滚筒效率，为0.96估算传动系统的总效率η=η01×η12×η23×η34×η4wη01=ηc=0.99η12=ηg×ηb=0.9603η23=ηg×ηb=0.9603η34=ηb×ηc=0.9801η4w=ηb×ηcy=0.9504η=η01×η12×η23×η34×η4w=0.8504工作时，电动机所需的功率：pd=pw／η=3.57/0.8504=4.41kw3,电动机转速的选择。根据已知条件，可得输送机的工作转速nw=60000V/Πd=50.76r/min初步选定同步转速为1500r/minY132S-4和1000r/minY132M2-6的电动机（1），选1500r/min,i总=28.37（2），选1000r/min,i总=18.91由于本方案采取的是两极闭式圆柱齿轮减速器，i的取值范围为（3~5）故n=1500r/min不符合要求，故选用1000r/min的电动机即电动机的为Y132M2-6,功率为5.5KW，同步转速为1000r/min,电流为I=6.5A表1-2方案的比较三，传动装置的运动和动力参数计算1、总传动比:i总=nm/nw=960/63.70=18.912、分配各级传动比：由传动方案可知i01=1.0i34=1.0两级院主持乱减速器的总传动比i=18.91i12=i3.1=4.96i23=i/i12=3.81第五章传动装置的运动和动力参数传动系统各轴的转速，功率和转矩计算如下：方案号电动机型号额电功率（kw）同步转速（r/min）满载转速（r/min）ⅠY132S-45.515001440ⅡY132M2-65.51000960总传动比D（mm）E(mm)Ⅰ28.373882Ⅱ18.9138800轴（电动机轴）n1=nm=960r/minP0=pd=4.41kwT0=9550*pd/nm=43.87N·m1轴（减速器高速轴）n1=n0/i12=960r/minP1=p0*η01=3.06×0.99=4.3659kwT1=9550*p1/n1=43.43N·m2轴（减速器中间轴）n2=n1/i12=193.55r/minP2=P1×0.9603=4.193kwT2=9550*p2/n2=206.89N·m3轴（减速器低速轴）n3=n2/i34=50.80r/minP3=P2×0.9603=3.95kwT3=9550*p3/n3=756.95N·m4轴（输送机滚动轴）n4=n3/i34=50.80r/minP4=p3×0.9801=3.95kwT4=9550*p4/n4=742.57N·m2、将上述计算结果列于表1-3中以供应。表1-3传动系统的远动和动力参数电动机1轴2轴3轴4轴转（r/min）960960193.5550.8050.80功率（kw）4.414.36594.1934.02653.95转矩（N·m）43.8743.43206.89756.95742.57传动比i14.963.811四，高速级齿轮的设计第七章齿轮传动设计1、选择材料和热处理方法，并确定材料的许用接触应力根据工作条件，一般用途的减速器可采用闭式软齿面传动。查表5-6得小齿轮1和345钢调制处理齿面硬度HBS1=230大齿轮2和445钢正火处理齿面硬度HBS2=190两齿轮齿面硬度差为40HBS，符合软齿面传动的设计要求2、确定材料许用接触应力查表1-5-11得，两实验齿轮材料接触疲劳强度极限应力为：δhlim1=δhlim3=480+0.93(HBS1-135)=480+0.93(230-135)=568.4Mpaδhlim2=δhlim4=480+0.93(HBS2-135)=480+0.93(190-135)=531.2Mpa由表1-5-12按一般重要性考虑，取接触疲劳强度的最小安全系数：shlim1=1.0两齿轮材料的许用接触应力分别为[δH1]=[δH3]=δhlim1/shlim1=568.4Mpa[δH2]=[δH4]=δhlim2/shlim2=531.2Mpa3、根据设计准则，按齿面接触疲劳强度进行设计查表1-5-8，取载荷系数K=1.1；查表1-5-9，查取弹性系数ZE=189.8Mpa；取齿宽系数Ψd=1(闭式软齿面)；[δH]取其中较小值为531.2Mpa代入。故d1≥324)2.5318.189*54.3(*43.41+43.4*5.010*14.3*1.1=43.71mmd3≥324)2.5318.189*54.3(*40.31+40.3*0.110*821.12*1.1=77.18mm4、齿轮1和2（1）几何尺寸计算由于采用闭式软齿面传动，小齿轮齿数的推荐值是20～40，取Z1=23，则Z2=114；模数m=d1/Z1=1.9mm；由表1-5-2，将m转换为标准模数，取m=2mm中心距a=m(Z1+Z2)/2=137mm齿宽b2=Ψdd1=1×40=43.71mm，取整b2=44mmb1=44+（5~10）mm，取整b1=50mm（2）校核齿根弯曲疲劳强度由校核公式（5-35）δF=mbdKTI12YFYs查表1-5-10，两齿轮的齿形系数，应力校正系数分别是（YF2,Ys2由线性插值法求出）Z1=35时YF1=2.69Ys1=1.575Z2=150时YF2=2.168Ys2=1.804查表5-11，两实验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为δflim1=190+0.2(HBS1-135)=209Mpaδflim2=190+0.2(HBS2-135)=201Mpa查表1-5-12，弯曲疲劳强度的最小安全系数为sFlim1=1.0两齿轮材料的许用弯曲疲劳应力分别为[δF1]=δhlim1/shlim1=209Mpa[δF2]=δhlim2/shlim2=201Mpa将上述参数分别代入校核公式（5-35），可得两齿轮的齿根弯曲疲劳应力分别为δF1=mbdKTI12YF1Ys=92.6Mpa＜[δF1]=209MpaδF2=mbdKTI12YF2Ys2=85.52Mpa＜[δF2]=201Mpa所以两齿轮的齿根弯曲疲劳强度均足够。（3)齿轮其他尺寸计算分度圆直径d1=m*Z1=46mmd2=m*Z2=228mm齿顶圆直径da1=d1+2ha=50mmda2=d2+2ha=232mm齿根圆直径df1=d1-2hf=41mmdf2=d2-2hf=223mm中心距a=m(Z1+Z2)/2=137mm齿宽b1=50mmb2=44mm(3)选择齿轮精度等级齿轮圆周速度v1=1000*6011dnπ=2.713m/s查表5-7，选齿轮精度等级：第Ⅱ公差组为9级，由“齿轮传动公差”查得小齿轮9-9-8GJGB10095-88大齿轮9-9-8HKGB10095-885、齿轮3和4齿数（1）由于采用闭式软齿面传动，小齿轮齿数的推荐值是20～40，取Z3=23，则Z4=88；模数m=d3/Z3=3.36mm；由表1-5-2，将m转换为标准模数，取m=3mm中心距a=m(Z1+Z2)/2=166.5mm齿宽b4=Ψdd3=1×66.3=77.18mm，取整b4=77mmb3=77+（5~10）mm，取整b3=85mm（2）校核齿根弯曲疲劳强度由校核公式（5-35）δF=mbdKTI12YFYs查表1-5-10，两齿轮的齿形系数，应力校正系数分别是（YF2,Ys2由线性插值法求出）Z3=23时YF3=2.69Ys3=1.575Z4=102时YF4=2.1688Ys4=1.804查表1-5-11，两实验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为δflim3=190+0.2(HBS1-135)=209Mpaδflim24=190+0.2(HBS2-135)=201Mpa查表1-5-12，弯曲疲劳强度的最小安全系数为sFlim1=1.0两齿轮材料的许用弯曲疲劳应力分别为[δF3]=δhlim3/shlim3=209Mpa[δF4]=δhlim4/shlim4=201Mpa将上述参数分别代入校核公式（5-35），可得两齿轮的齿根弯曲疲劳应力分别为δF3=mbdKTI12YFYs=2*1.1*1.2821*105*2.52*1.625/（70*66.3*