机械设计课程设计_盘磨机传动装置的设计

1第一章课程设计任务书年级专业过控101学生姓名付良武学号1008110074题目名称盘磨机传动装置的设计设计时间第17周～19周课程名称机械设计课程设计课程编号设计地点化工楼一、课程设计（论文）目的1.1综合运用所学知识，进行设计实践巩固、加深和扩展。1.2培养分析和解决设计简单机械的能力为以后的学习打基础。1.3进行工程师的基本技能训练计算、绘图、运用资料。二、已知技术参数和条件2.1技术参数：主轴的转速：42rpm锥齿轮传动比：2~3电机功率：5kW电机转速：1440rpm2.2工作条件：每日两班制工作，工作年限为10年，传动不逆转，有轻微振动，主轴转速的允许误差为±5%。1—电动机；2、4—联轴器；3—圆柱斜齿轮减速器；5—开式圆锥齿轮传动；6—主轴；7—盘磨三、任务和要求3.1编写设计计算说明书1份，计算数据应正确且与图纸统一。说明书应符合规范格式且用A4纸打印；3.2绘制斜齿圆柱齿轮减速器装配图1号图1张；绘制零件工作图3号图2张（齿轮和轴）；标题栏符合机械制图国家标准；3.3图纸装订、说明书装订并装袋；注：1．此表由指导教师填写，经系、教研室审批，指导教师、学生签字后生效；2．此表1式3份，学生、指导教师、教研室各1份。2四、参考资料和现有基础条件（包括实验室、主要仪器设备等）4.1《机械设计》教材4.2《机械设计课程设计指导书》4.3《减速器图册》4.4《机械设计课程设计图册》4.5《机械设计手册》4.6其他相关书籍五、进度安排序号设计内容天数1设计准备（阅读和研究任务书，阅读、浏览指导书）12传动装置的总体设计23各级传动的主体设计计算24减速器装配图的设计和绘制75零件工作图的绘制16编写设计说明书27总计15六、教研室审批意见教研室主任（签字）：年月日七|、主管教学主任意见主管主任（签字）：年月日3八、备注指导教师（签字）：学生（签字）：4计算及说明结果第二章传动方案的整体设计2.1传动装置总体设计方案:2.1.1组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2.1.2特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。选择锥齿轮传动和一级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。2.2电动机的选择根据已知任务书给定的技术参数，由给定的电动机功率为5KW，电动机转速为1440r/min,查表17-7选取电动机型号为Y132S—4，满载转速mn1440r/min，同步转速1500r/min。2.3确定传动装置的总传动比和分配各级的传动比2.3.1总传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速wn=42，可得传动装置总传动比为ai＝nm/wn＝1440/42＝34.29。2.3.2分配传动装置传动比锥齿轮传动比：3i=3减速器传动比：i=ai/3i=34.29/3=11.43高速级传动比：i1=93.343.1135.1'4.1-3.1i）（低速级传动比：9.293.3/43.11/'12iii2.4计算传动装置的运动和动力参数2.4.1各轴转速n（r/min）n0=nm=1440r/min高速轴1的转速:n1＝nm＝1440r/min中间轴2的转速：min/4.36693.3/1440/n112rin低速轴3的转速：min/3.1269.2/4.366/223rinn主轴6的转速：min/1.423/3.126/n336rin2.4.2各轴的输入功率P(KW)P0=Pm=5kw高速轴1的输入功率:P1=P0ηc=5×0.99=4.95kw中间轴2的输入功率：P2=P1η1ηg=4.95×0.98×0.98=4.75kw5低速轴3的输入功率:P3=P2η2ηg=4.75×0.98×0.98=4.57kw主轴6的输入功率:P4=P3ηgηgηd=4.57×0.98×0.99×0.97=4.30kwPm为电动机的额定功率；ηc为联轴器的效率；ηg为一对轴承的效率；η1高速级齿轮传动的效率；η2为低速级齿轮传动的效率；ηd为锥齿轮传动的效率。2.4.3各轴输入转矩T(N•m)T0=9550P0/n0=3.316×104N·m高速轴1的输入转矩T1=9550P1/n1=（9550×4.95）/1440=3.283×104N·m中间轴2的输入转矩T2=9550P2/n2=（9550×4.75）/366.4=1.238×105N·m低速轴3的输入转矩T3=9550P3/n3=（9550×4.57）/126.3=3.4556×105N·m主轴6的输入转矩T4=9550P4/n4=（9550×4.30）/42.1=9.7542×105N·m第三章传动零件的设计计算3.1高速级斜齿轮的设计和计算3.1.1选精度等级，材料及齿数（1）齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，小齿轮用40Cr，大齿轮用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面，小齿轮硬度为280HBS，大齿轮硬度为240HBS。（2）齿轮精度用7级，软齿面闭式传动，失效形式为点蚀。（3）虑传动平稳性，齿数宜取多些，取=24,则=24×3.93=94.32，取=94。（4）选取螺旋角。初选螺旋角为β=14o3.1.2按齿面接触强度设计由设计公式321t112uuZZTkdHEHadt试算（1）确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数Kt=1.6。2）计算小齿轮传递的转矩。mmNnPT45115110283.3144095.4105.95105.953）由机械设计课本表10-7选取齿宽系数1d64)由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa21。5)由图10-21d按齿面强度查地小、大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MpaσHlim2=550Mpa。6)由式10-13计算应力循环次数。N1=60n1jLh=60×1440×1×（2×8×365×10）=5.05×910N2=N1/i2=5.05×109/3.93=1.28×1097)由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90,KHN2=0.95。8)计算接触疲劳许用应力。取失效概率为0.01，安全系数S=1由式10-12得：[σH]1=σHlim1KHN1/S=600×0.90/1Mpa=540Mpa[σH]2=σHlim2KHN2/S=550×0.95/1Mpa=522.5Mpa9)由图10-30选取区域系数ZH=2.433。10)由图10-26查得,78.01a82.02a，则6.182.078.021aaa11)许用接触力：MPaMPaHHH25.53125.5225402212计算1）试算321112uuHEHZZTKdadtt=39.629mm2）圆周速度smVndt/988.2100060/11（3）齿宽mmbdtd629.391模数mmzdmtnt6023.124/14cos629.39/cos11993.10605.3/629.39/605.3623.125.225.2hbmmmmhmnt（4）计算纵向重合度903.114tan241318.0tan318.01Zd7（5）计算载荷系数K根据V=2.988m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.12。4.1aFaHKK;由表10-2查得使用系数KA=1.25;由表10-4查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时，H=1.417。查图10-13得KF=1.34;故载荷系数：78.2417.14.112.125.1KKKKHHVAK（6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得mmtKKddt643.476.1/78.2629.393/13111/（7）计算模数mnmmzdmn9261.124/14cos643.47/cos113.1.3按齿根弯曲强度设计由式10-5得弯曲强度的设计公式为FSaFaadnYYzYTmK2121cos2（1）确定公式内的各计算数值1）计算载荷系数KK=KKKKFFaVA=1.25×1.12×1.4×1.34=2.632）根据纵向重合度=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.883）计算当量齿数90.10214cos94cos27.2614cos24cos33223311zzzzvv4）查取齿形系数由表10-5查得178.2,592.221YYFaFa5）查取应力校正系数由表10-5查得791.1,596.121YYSaSa86）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE5001大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE38027）由图10-18取弯曲疲劳寿命系KFN1=0.86,KFN2=0.89;8）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得111FEFNKF/S=0.86×500/1.4=307.14MPa222FEFNKF/S=0.89×380/1.4=241.57MPa9）计算大、小齿轮的FSaFaYY/并加以比较FYYSaFa111/=2.592×1.596/307.14=0.01347MPaFYYSaFa222/=2.178×1.791/241.57=0.01615MPa大齿轮的数值大。（2）设计计算mmmn8584.101615.06.124188.03283063.2232214cos对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于mn由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大于mn主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取mn=2mm,按接触强度算得的分度圆直径d1=47.643mm,算出小齿轮齿数9432.942493.32488.24/cosd211zznm（3）几何尺寸计算1）计算中心距mmmmmanzz61.12114cos229424cos221将中心距圆整为122mm2）将圆整后的中心距修正螺旋角97123.14122229424arccos2arccos21amzzn因值改变不多，故参数a，K，zH等不必修正。3)计算分度圆直径mmmzdn627.497123.14cos/221cos/11cos/22mzdn=94×2/cos14.7123=194.373mm4)计算齿轮宽度mmbdd627.49627.4911圆整后取B2=50mm,B1=55mm5）结构设计齿顶高mmxhmhnanna2012齿根高mmxChmhnnannf5.2025.012齿高mmhhhfa5.4齿顶圆直径：小齿轮ad=d+2ah=53.627mm大齿轮ad=198.373mm齿根圆直径：小齿轮fd=d-2fh=44.627mm大齿轮ad=d-2fh=190.373mm3.2低速级斜齿轮的设计和计算3.2.1选精度等级，材料及齿数。1）齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，小齿轮用40Cr，大齿轮用45号钢，锻选项毛坯，大齿轮、正火处理，小齿轮调质，均用软齿面，小齿轮硬度为280HBS，大齿轮硬度为240HBS。2）齿轮精度用7级，软齿面闭式传动，失效形式为占蚀。3）虑传动平稳性，齿数宜取多些，取24z1,则6.699.224z2,取70z2。4）选取螺旋角。初选螺旋角14。103.2.2按齿面接触强度设计由设计公式321112uuHEHZZTKdadtt试算（1）确定公式内的各计