机械设计基础课程设计(详细计算_带图纸)

1学号：北京师范大学珠海分校课程设计题目减速器设计教学院物流学院专业物流工程班级11工程2班姓名指导教师2013年7月19日2目录一．前言…………………………………………………………………………………………6二．电动机的选择………………………………………………………………………………6三．总传动比和分配传动比……………………………………………………………………7四．运动与动力参数的计算……………………………………………………………………8五．带传动的设计………………………………………………………………………………8六．齿轮传动的设计计算………………………………………………………………………10七．减速器箱体基本尺寸设计…………………………………………………………………12八．轴的设计……………………………………………………………………………………14九．联轴器的选择………………………………………………………………………………19十．对轴承的校核………………………………………………………………………………19十一．普通平键的选择及校核………………………………………………………………20十二．润滑方式与密封形式的选择…………………………………………………………22十三．设计小结………………………………………………………………………………22十四．参考文献………………………………………………………………………………23十五．附图……………………………………………………………………………………243一．前言1.题目分析运动简图：根据任务书的要求，我们得知本设计为降速传动，同时将电动机的输出的转矩升高。又由上运动简图可知，本设计中的机械为二级传动机械，其中第一级为带传动（存在一定误差），第二级为齿轮传动（精度较高，可调整误差）。故在选定电动机并计算出总传动比后要将传动比进行合理分配，以达到最佳传动效果。2.原始数据：运输带的有效拉力：F=6000N运输带的有效速度：v=1.4m/s滚筒直径：D=270mm二．电动机的选择1.选择电动机类型：根据任务书要求可知：本次设计的机械属于恒功率负载特性机械，且其负载较小，故采用Y型三相异步电动机（全封闭结构）即可达到所需要求。另外，根据此处工况，采用卧式安装。2.选择电动机的功率：工作机功率：P8.41000FvkW4工作机所需电动机输出功率：PP（为传动总机械效率）由任务书中的运动简图分析可知：1——V带传动效率；2——齿轮传动的轴承效率；3——齿轮传动的效率；4——联轴器的效率；5——滚筒轴承的效率；6——滚筒效率。由表查得：1234560.960.990.970.970.980.96、、、、、。（初选齿轮为八级精度）则有：221234560.960.990.970.970.980.960.83（减速器内部有2对轴承，其机械效率相同，均为2）P8.4P10.12kW0.833.确定电动机转速：滚筒转速为：601000n99.03/minvrD取V带传动的传动比范围为：'124i取单级齿轮传动的传动比范围为：'235i（工程经验）则可得合理总传动比的范围为：'''12620iii故电动机转速可选的范围为：''594.2~1980.6/mindninr由表可知满足要求的可选用电动机转速为：730r/min、970r/min、1460r/min。为了使得电动机与传动装置的性能均要求不是过高，故择中选用1460r/min的转速。其初定总传动比为：146014.7499.03dnin综上，可选定电动机型号为：Y160M-4。其相应参数列于表1：表1.所选用电动机的相关参数。电动机型号额定功率同步转速满载转速总传动比Y160M-411KW1500r/min(4级)1460r/min14.745三．总传动比和分配传动比1.总传动比：由上一步算得知14.74i2.分配传动比：由工程经验知顶分配传动比除了满足'124i、'235i外，还应满足12ii。故取：V带传动比为13i，齿轮传动比为214.91iii。四．运动与动力参数的计算1．各轴转速：Ⅰ轴：11460486.7/min3dnnriⅠ；Ⅱ轴2486.799.12/min4.91nnriⅠⅡ：。2．各轴功率：Ⅰ轴：1P=P=10.120.96=9.7152kWⅠ；Ⅱ轴：23P=P=9.71520.990.97=9.330kWⅡⅠ。3．各轴转矩：Ⅰ轴：P9.7152T9550190.73Nm486.7nⅠⅠⅠ；Ⅱ轴：P9.33T9550898.93Nm99.12nⅡⅡⅡ。表2.初步计算传动参数功率（kW）初算转速(r/min)初算转矩(N*m)Ⅰ轴9.7152486.7190.73II轴9.3399.12898.93带轮传动比齿轮传动比34.91五．带传动的设计a.带型号、长度、根数；b.中心距、带轮直径、宽度；c.安装初拉力、对轴作用力。1．求计算功率带轮Ⅰ（小）输入功率：10.12kWP，根据任务书所述要求及所选电动机（三相一步电6动机，工作于16小时内（两班制），载荷变动小（带式输送机）），查表得工况系数：1.2AK。故有10.12*1.2=12.144PPKkWCA=。2．选V带型号：由于此处传动功率适中，考虑到成本，故选用普通V带。根据12.144PkWC=、1460/minnr查表，可得该交点位B型，故选用B型V带。3．挑小径（求大小带轮基准直径）：查表可知1125dmm（带轮直径不可过小，否则会使带的弯曲应力过大，降低其寿命）。查表得1320dmm（小轮下端不可超过电动机底座，否则于地面相干涉，设计不合理）。查表1d推荐值，稍比其最小值大即可，故取1132dmm。由表得12121460(1)132(10.02)388.05486.7nddmmn，其中0.010.02为滑动率（此取0.02）。查表带轮直径推荐值，寻其最近值得2400dmm。虽2d实际取值较原值大，但实际传动比'2114003.092(1)132(10.02)did，其误差1'1113.093-3100%=100%3.06%5%3iiwi，故满足误差范围。4．验算带速：113.14159132146010.09/601000601000dnvms，在525/vms内，适合。（功率恒定时，速度越大则受力越小；但根据公式2cqvA知，速度越大会使带的安装初拉力及其对轴压力增大，故应适中；根据工程实践，得此范围5到25间）5．估中定周长及反求实中（求V带基长与中心距a）:初步估算中心距：0121.5()1.5(132400)798addmm，为圆整计算，取0800amm（满足120120.7()2()ddadd，工程经验）。由表得带长：221200120()(132400)2()2800+(132400)=2458.112424800ddLaddmma7，查表，对于B型带选用带长2500dLmm。再由表知：实际中心距：0025002458.11800=820.9522dLLaamm。6．验算小轮包角：由表得：21118057.3161.29120dda，合适。7．求V带根数z：由式得：0()cLPzPPKK。此处111460/min,132nrdmm查表得02.82PkW；根据'13.092i，查表得0.46PkW；由161.29查表得0.95K、1.03LK。故12.1443.78(2.820.46)0.951.03z，取整4z根。8．求作用在带轮轴上的压力QF:查表得0.17/qkgm，其安装初拉力：2205002.550012.1442.5(1)(1)0.1710.09=262.77410.090.95cPFqvNzvK。作用在轴上的压力为：102sin2080.32QFzFN。9．V带轮宽度的确定：查表得B型带轮min190.4,11.5ef，有带轮宽度min2()610.8Bef，故取62B。表3.所设计带传动中基本参数带型号长度根数B型2500mm4根中心距带轮直径宽度821mmd1=132,d2=40061mm安装初拉力对轴压力实际传动比262.77N2080.3N3.092六．齿轮传动的设计计算1.选择材料及确定许用应力：小齿轮：初选45钢，调制处理。查【1】表11-1得知其力学性能如下：硬度197286HBS，接触疲劳极限Hlim550620MPa（取585计算，试其为线性变8化取均值），弯曲疲劳极限FE410480MPa（取445计算）。大齿轮：初选45钢，正火处理（当大小齿轮都为软齿面时，考虑到校齿轮齿根较薄，弯曲强度较低，且受载次数较多，故在选择材料和热处理时，一般使小齿轮齿面硬度比大齿轮高20-50HBS）。查【1】表11-1得知其力学性能如下：硬度156217HBS，接触疲劳极限Hlim350400MPa（取375计算），弯曲疲劳极限FE280340MPa（取310计算）。由表【1】11-5得：limmin1.13,1.3HFSS（一般可靠度，取值稍偏高用于安全计算）。由此得：11Hlimlim[]518HHMPaS，22Hlimlim[]332HHMPaS；11FEmin[]342FFMPaS，22FEmin[]238FFMPaS。2.按齿面接触强度设计：根据前计算'114.74,3.092ii可得齿轮传动所需传动比为'24.767i，Ⅰ轴实际转速为''11460=472.2/minnriⅠ。设齿轮按8级精度制造，查表得1.21.6K(电动机，中等冲击)，此取1.3计算。查表得齿宽系数为0.81.4d（软齿面，对称分布），此取1计算。则小齿轮上转矩为：6651'7.5269.55109.55101.9648410472.2PTNmmnⅠⅠ。查表取189.8EZ（锻钢），取2.5HZ，故有：2'2123min'252321()[]21.31.96484104.7671189.82.5()14.767332108.08mmEHdHKTiZZdi上公式中所代2[]H是为了安全计算，使得两齿轮均适用。齿数取131z（软齿面12440z，硬齿面11720z），则有''212314.767147.777zzi，取整得2147z（满足传动比的前提下，尽可能9使两齿数互质）。故实际传动比'2211474.74231ziz；其误差为'22224.767-4.742100%=100%0.5%5%4.767iiwi；故满足误差范围。初估模数为'min13.48dmmmz，查表得标准模数为3mmm，故实际分度圆直径为：112231393,1473441dzmmmdzmmm。中心距为：122672ddamm。初估齿宽为：min108.08dbdmm，圆整取21110,115bb（保证啮合，故取小齿轮比大齿轮宽5到10毫米）。3.验算齿轮弯曲强度：查图可得齿形系数122.56,2.12FaFaYY；齿根修正系数121.62,1.82SaSaYY。由【1】式1-5知：11111221221.3196.4892.561.62=70.26[]342108.08331FaSaFFKTYYMPaMPabmz，22212112.211.82=70.2665.829[]2382.651.62FaSaFFFF