西安交通大学-机械设计课程设计计算说明书-最新

机械设计课程设计设计计算说明书设计题目：带式输送机的减速器学院:班级:姓名:学号:指导教师:日期：2目录一、设计任务书····································二、传动方案拟定··································三、电机的选择····································四、传动比分配····································五、传动系统运动及动力参数计算·······················六、减速器传动零件的计算····························七、轴及轴承装置设计································八、减速器箱体及其附件的设计·······················九、减速器的润滑与密封方式的选择··················十、设计小结····························3一、设计任务书1、设计任务：设计带式输送机的传动系统，采用单级圆柱齿轮减速器和开式圆柱齿轮传动。2、原始数据输送带有效拉力F=5800N输送带工作速度v=0.8m/s输送带滚筒直径d=315mm减速器设计寿命为5年3、已知条件两班制工作，空载启动，载荷平稳，常温下连续（单向）运转，工作环境多尘；三相交流电源，电压为380/220V。二、传动方案拟定1.电动机2.联轴器3.减速器4.联轴器5.开式齿轮6.滚筒7.输送带4传动方案如上图所示，带式输送由电动机驱动。电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3再经联轴器4及开式齿轮5将动力传送至输送机滚筒6带动输送带7工作。计算与说明结果三、电机的选择1.电动机类型的选择由已知条件可以算出工作机所需的有效功率KwFvPw64.410008.058001000联轴器效率𝜂1=0.99滚动轴承传动效率𝜂2=0.99闭式齿轮传动效率𝜂3=0.97开式齿轮传动效率𝜂4=0.95输送机滚筒效率𝜂5=0.96传动系统总效率𝜂总=𝜂14·𝜂22·𝜂3·𝜂4·𝜂5=0.994×0.992×0.97×0.95×0.96=0.83287工作机所需电机功率𝑃𝑟=𝑃𝑤𝜂总=4.640.83287=5.57𝐾𝑤由附表B-11确定，满足𝑃𝑚≥𝑃𝑟条件的电动机额定功率Pm=7.5Kw2.电动机转速的选择输送机滚筒轴的工作转速𝑛𝑤=60000𝑣𝜋𝑑=60000×0.8𝜋×315=48.50𝑟/𝑚𝑖𝑛初选同步转速为𝑛𝑚\\4=1440𝑟/𝑚𝑖𝑛的电动机。十.电动机型号的选择根据工作条件两班制连续工作，单向运转，工作机所需电动机功率计电动机同步转速等，选用Y系列三相异步电动机，卧式封闭结构，型号为Y132M-4,其主要数据如下：wPwk64.4电动机额定功率选为7.5Kw初选1440r/min的电动机5电动机额定功率Pe7.5kw电动机满载转速nm1440r/min电动机轴伸直径38mm电动机轴伸长度80mm四、传动比分配1、带式传送机的总传动比ai𝑖𝑎=𝑛𝑚𝑛𝑤=144048.5=29.692、各级传动比分配：由传动系统方案知𝑖01=1𝑖23=1按附表B-10查取开始齿轮传动的传动比𝑖34=6由计算可得单级圆柱齿轮减速器的传动比为𝑖12=𝑖𝑎𝑖01𝑖23𝑖34=29.691×1×6=4.95五、传动系统的运动及动力参数计算传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下0轴（电动机轴）：𝑛0=𝑛𝑚=1440𝑟/𝑚𝑖𝑛𝑃0=𝑃𝑟=5.57𝐾𝑤𝑇0=9550𝑃0𝑛0=9550×5.571440=36.94𝑁∙𝑚1轴（减速器高速轴）：𝑛1=𝑛0=1440𝑟/𝑚𝑖𝑛𝑃1=𝑃0∙𝜂1=5.57×0.99=5.5143𝐾𝑤𝑇1=9550𝑃1𝑛1=9550×5.51431440=36.57𝑁∙𝑚69.29ai单级圆柱齿轮减速器传动的传动比为𝑖12=4.95𝑛0=1440𝑟/𝑚𝑖𝑛𝑃0=5.57𝐾𝑤𝑇0=36.94𝑁·𝑚𝑛1=1440𝑟/𝑚𝑖𝑛𝑃1=5.5143𝐾𝑤𝑇1=36.57𝑁·𝑚62轴（减速器低速轴）𝑛2=𝑛1𝑖12=14404.95=290.91𝑟/𝑚𝑖𝑛𝑃2=𝑃1·𝜂3·𝜂2=5.5143×0.97×0.99=5.2954𝐾𝑤𝑇2=9550𝑃2𝑛2=9550×5.2954290.91=173.84𝑁·𝑚六、减速器传动零件的设计计算1、选择齿轮材料、热处理方法考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为235~265HBS。大齿轮选用45钢，正火，齿面硬度180~215HBS；小齿轮45钢调质HB1=235~265HBS大齿轮45钢正火HB2=185~215HBS2、齿轮传动设计（参考机械设计基础）（1）小齿轮转矩𝑇1=36.57𝑁·𝑚（2）初取载荷系数K′=1.8（3）选取齿宽系数𝛷𝑎=0.35初取重合度系数𝑍𝘀′;弹性系数𝑍𝐸=189.8（4）直齿轮传动ε取在1.1~1.9之间，取ε=1.8则𝑍𝘀′=√4−𝘀3=√4−1.83=0.86（5）确定许用接触疲劳应力[𝜎𝐻]接触应力变化总次数：𝑁1=60𝑛1𝛾𝐿𝑛=60×1440×1×24000=2.0736×109𝑁2=60𝑛2𝛾𝐿𝑛=60×290.91×1×24000=4.189104×108寿命系数𝑍𝑁1=0.9𝑍𝑁2=0.93接触疲劳极限应力𝑛2=290.91𝑟/𝑚𝑖𝑛𝑃2=5.2954𝐾𝑤𝑇2=173.84𝑁·𝑚𝑁1=2.0736×109𝑁2=4.189104×1087𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚1=560𝑀𝑃𝑎𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚2=500𝑀𝑃𝑎最小安全系数，失效概率低于1100𝑆𝐻𝑚𝑖𝑛=1许用接触疲劳应力为：[𝜎𝐻1]=𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚1𝑆𝐻𝑚𝑖𝑛𝑍𝑁1=5601×0.9=504Mpa[𝜎𝐻2]=𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚2𝑆𝐻𝑚𝑖𝑛𝑍𝑁2=5001×0.93=465Mpa（6）按齿面接触疲劳应力初步计算中心距a节点区域系数𝑍𝐻=2.5a=(u+1)√500𝐾′𝑇1𝛷𝑎𝑢(𝑍𝐻𝑍𝐸𝑍𝘀[𝜎𝐻])23=(4.95+1)×√500×1.8×36.570.35×4.95(189.8×2.5×0.864653)²=145.52mm取a=160mm（7）初取齿宽b=𝛷𝑎=0.35×160=56𝑚𝑚尾数取0、2、5、8，所以取齿宽为58mm（8）取标准模数m=2（9）确定齿数由a=𝑚2(𝑍1+𝑍2)有𝑍1+𝑍2=2𝑎𝑚=2×1602=160与u=𝑍2𝑍1=4.95解得𝑍1=27𝑍2=133实际齿数比u=𝑍2𝑍1=13327=4.926传动比误差4.95−4.9264.95×100%=0.485%（在±5％允许范围内）[𝜎𝐻1]=504Mpa[𝜎𝐻2]=465Mpaa=160mmb=58mm𝑍1=27𝑍2=1338（10）确定载荷系数Ka)使用系数𝐾𝐴,取𝐾𝐴=1b)动载系数𝐾𝑉𝑑1=𝑚𝑍1=2×27=54𝑚𝑚齿轮圆周速度v=𝜋𝑑1𝑛160000=𝜋×54×144060000=4.07𝑚/𝑠齿轮精度取8级，按图8-21，取𝐾𝑉=1.18c)齿向载荷分布系数𝐾𝛽按图8-24，软吃面，对称布置𝛷𝑑=𝑏𝑑1=5854=1.074𝐾𝛽=1.11d)齿向载荷分配系数𝐾𝛼重合度ε=1.88−3.2×(1𝑍1+1𝑍2)=1.88−3.2×(127+1133)=1.737按图8-25𝐾𝛼=1.26𝐾=𝐾𝐴𝐾𝑉𝐾𝛽𝐾𝛼=1×1.18×1.11×1.26=1.65K𝐾′所以偏安全（11）确定重合系数𝑍𝘀由式8-26，𝑍𝘀=√4−𝘀3=√4−1.73=0.87（12）确定齿宽取𝑏1=63𝑚𝑚𝑏2=58𝑚𝑚十.验算齿根弯曲疲劳强度1)查取齿形系数由图8-28，查得58.21FaY17.22FaY2)查取应力校正系数𝐾=1.65𝐾′偏安全𝑏1=63𝑚𝑚𝑏2=58𝑚𝑚9由图8-29查得62.11SaY83.12SaY3)重合度系数按式8-23，𝑌𝘀=0.25+0.75𝘀=0.25+0.751.7=0.694)弯曲疲劳极限应力按图8-32（c）𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚1=240𝑀𝑃𝑎𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚2=220Mpa5)寿命系数𝑁1=2.0736×109𝑁2=4.189104×108按图8-34取𝑌𝑁1=0.87𝑌𝑁2=0.926)试验齿轮应力修正系数𝑌𝑆𝑇=27)最小安全系数，按表8-8𝑆𝐹𝑚𝑖𝑛=1.258)许用弯曲应力，按式8-27[𝜎𝐹]=𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚𝑌𝑆𝑇𝑆𝐹𝑚𝑖𝑛𝑌𝑁[𝜎𝐹1]=240×21.25×0.87=334.08𝑀𝑃𝑎[𝜎𝐹2]=220×21.25×0.93=327.36𝑀𝑃𝑎9)齿根弯曲疲劳应力，按式8-32𝜎𝐹=2000𝐾𝑇1𝑑𝑏𝑚𝑌𝐹𝑎𝑌𝑆𝑎𝑌𝘀𝜎𝐹1=2000×1.65×36.5754×63×2×2.58×1.62×0.69=51.15𝑀𝑃𝑎[𝜎𝐹1]𝜎𝐹2=2000×1.65×36.5754×58×2×2.17×1.83×0.69=52.79𝑀𝑃𝑎[𝜎𝐹2]齿根弯曲疲劳强度足够4.大齿轮的结构设计齿宽b=58齿顶高ha=m=2mm齿根高hf=1.25m=2.5mm齿高h=ha+hf=2.25m=4.5mm分度圆直径d=m𝑍2=2×133=266𝑚𝑚齿顶圆直径da1=d+2ha=266+4=270mm齿根圆直径df=d-2hf=266-5=261mm齿根弯曲疲劳强度足够10轴孔直径𝑑ℎ=62𝑚𝑚轮毂直径𝐷1=1.6𝑑ℎ=1.6×62=99.2mm𝐷1=100𝑚𝑚轮毂长度L=b=58mm轮缘厚度δ=(2.5~4)𝑚𝑛=6.25~10mm取δ=10mm轮缘直径𝐷2=𝑑𝑎−2𝛿−2ℎ=270−2×10−2×4.5=241𝑚𝑚腹板厚度c=0.3b=0.3×58=17.4mm取c=18mm腹板中心直径𝐷0=0.5(𝐷2+𝐷1)=0.5×(100+241)=170.5𝑚𝑚腹板孔直径𝑑0=14(𝐷2−𝐷1)=14(241−100)=35.25𝑚𝑚取𝑑0=35𝑚𝑚齿轮倒角n=0.5m=0.5×2=1mm齿轮结构如下图：七．轴及轴承装置设计1.初定跨距参考课程设计P51图5-1为保证滚动轴承完全放入箱体轴承孔内，计入尺寸11c采用油润滑c=3~5mm，取c=5mm考虑齿轮与内壁沿轴向不发生干涉，k≥8mm，取k＝10mm轴承宽度，高速轴取𝑛1=20𝑚𝑚，低速轴𝑛2=25mm齿宽b=63mm轴的支撑跨距高速轴𝐿1=2(𝑐+𝑘)+𝑏+5~10+𝑛1=2(5+10)+63+10+20=123𝑚𝑚低速轴𝐿2=2(𝑐+𝑘)+𝑏+5~10+𝑛2=2(5+10)+63+10+25=128𝑚𝑚2.选择轴的材料初选45钢，调质处理，硬度246~270HB𝜎𝑏=647𝑀𝑃𝑎[𝜎−1]=59.7𝑀𝑃𝑎3.轴的结构设计与轴承、联轴器的选择1.高速轴轴的转矩𝑇1=36.57𝑁·𝑚圆周力𝐹𝑡1=2000𝑇1𝑑1=2000×36.5754=1354.44𝑁径向力𝐹𝑟1=𝐹𝑡1tan𝛼=1354.44×tan20=492