燕山大学机械设计课程设计

燕山大学机械设计课程设计说明书题目：二级展开式圆柱齿轮减速器学院（系）：机械工程学院年级专业：班学号：学生姓名：指导教师：白文普教师职称：目录设计任务书……………………………………………………3传动方案的拟订及说明………………………………………3电动机的选择…………………………………………………4计算传动装置的运动和动力参数……………………………5传动件的设计计算……………………………………………6轴的设计计算………………………………………………..15滚动轴承的选择及计算（输出轴）………………………..23键联接的选择及校核计算…………………………………..24联轴器的选择….……………………………………………..25减速器附件的选择.…………………………………………..25润滑与密封……….…………………………………………...25设计小结…………….………………………………………...25参考文献…………….…………………………………............26一、设计题目：带式运输机的传动装置1、带式运输机的工作原理（二级展开式圆柱齿轮减速器带式运输机的传动示意图）2、工作情况：已知条件1)工作条件：二班制，连续单向运转，载荷微振，室外工作；2)使用年限；4年；3)动力来源：电力，三相交流电，电压380/220V；4)运输带速度容许误差：±5%；5)制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。3、原始数据运输带工作拉力F/N1555运输带工作速度v/(m/s)0.75卷筒直径D/mm270注：运输带与卷筒之间卷筒轴承的摩擦影响已经在F中考虑。燕山大学课程设计说明书设计及计算过程结果二、电动机选择1）电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y（100L）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2）电动机容量(1)卷筒的输出功率P15550.751.16610001000FvPkw(2)电动机输出功率PddPP传动装置的总效率4221234式中1、2…为从电动机至卷筒轴的各传动机构和轴承的效率。由《机械设计课程设计指导手册》表12-10查得：滚动轴承1=0.99；圆柱齿轮传动2=0.97；弹性联轴器3=0.99；卷筒4=0.96；则4220.990.970.990.960.85故1.1661.370.85dPPkw(3)电动机额定功率edP由《机械设计（机械设计课程设计指导手册》表14-4选取电动机额定功率1.5edPkw。计算驱动卷筒的转速6010006010000.7553.1/min270wvnrD1）电动机的转速推算电动机转速可选范围，由《机械设计课程设计指导1.166Pkw0.851.37dPkw53.1/minwnr燕山大学课程设计说明书手册》表2-1查得：二级圆柱齿轮传动比范围'8~40i总，则电动机转速可选范围为：'424.6~2123.1/mindnnir总初选电动机，如下表：电动机型号额定功率（ｋｗ）电动机转速(r/min)电动机总传动比同步满载Y100L-61.5100094017.7Y90L-41.51500140026.4Y1323S-82.275071013.4初选定电机型号Y100L-6三、计算传动装置的运动和动力参数1）传动装置总传动比94017.70253.1mnin2）分配各级传动比对于两级展开式圆柱齿轮减速器，当两级齿轮的材质和热处理条件想同、齿宽系数相等时，为使高、低速级大齿轮仅有深度大致相近，且低速机齿轮直径略大，传动比可按下式分配：12(1.3~1.5)ii式中i1为高速级传动比，i为减速器总传动比。因此23.44~3.69i，取23.60i则1217.7024.903.60iii取齿轮传动的齿数120Z，298Z，325Z，490Z实际传动比1984.9020i，2903.6025i实际总传动比12'4.903.6017.64iii传动比误差'17.70217.641001000.3517.702iiii517.702i14.60i23.60i123940/min191.8/min53.3/minnrnrnr燕山大学课程设计说明书在允许误差范围内。3）各轴转速（轴号见图一）1121232940/min940191.8/min4.90154.3553.3/min3.60mnnrnnrinnri4）各轴输入功率按电动机所需功率dP计算各轴输入功率，即131211232123131.371.370.990.991.341.340.990.971.291.290.990.971.241.240.990.991.22ddkPkwPPkwPPkwPPkwPPkw555）各轴转矩3113112321121233322213334131.3710009550955013.9109401.3410009550955013.610940955064.0109550221.2109550216.810ddkkPTNmmnPTNmmnPTTiNmmnPTTiNmmnPTTNmmn项目电机轴轴1轴2轴3卷筒轴转速(r/min)940940191.853.353.3功率(kw)1.371.341.291.241.22转矩(N*m)13.913.664.0221.2216.8四、传动件的设计计算一级传动圆柱斜齿轮设计已知输入功率11.37Pkw，小齿轮转速940r/min，齿数比u=4.90，1231.371.341.291.241.22dkPkwPkwPkwPkwPkw3313233313.91013.61064.010221.210216.810dkTNmmTNmmTNmmTNmmTNmm120z,298z燕山大学课程设计说明书由电动机驱动，工作寿命4年（设每年工作300天），二班制，带式输送机工作经常满载，空载起动，工作微振，不反转。1、选定齿轮精度等级、材料及齿数1）圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选用8级精度(GB10095-88)2）材料选择由《机械设计》表3-3选择大小齿轮材料均为45钢，小齿调质，大齿正火，小齿轮齿面硬度为240HBS，大齿轮齿面硬度为200HBS。3）选小齿轮齿数20，大齿轮齿数24.902098z选取螺旋角。初选螺旋角142、按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即121321()HEdHKTuZZZZdu(1)确定公式内的各计算数值1）确定载荷系数K使用系数KA由《机械设计》表3-4查的KA=1.25动载系数KV估计圆周速度V=1.97m/s，12200.4100100vz由《机械设计》图3-11查得Kv=1.03齿间载荷分配系数K12111.883.2cos111.883.2cos141.642098zzsinnbm1.59，1.641.593.23由《机械设计》图3-13查得K=1.43齿向载荷分布系数K由《机械设计》图3-17查得K=1.18K1.251.031.431.182.17AvKKKK2）选齿宽系数1.0d3）由《机械设计》图1319选取区域系数2.43HZ4）由《机械设计》表3-5查得材料的弹性影响系数1.58tK1.0d91821.08102.2010NN燕山大学课程设计说明书189.8EZMPa5）重合度系数z因为1,取=1110.781.64z6）螺旋角系数zcos0.985z7）计算应力循环次数91198260609401(283004)1.08101.08102.20104.90hNnjLhNh8）由《机械设计》图3-27c按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限lim1590HMPa，图3-27b大齿轮的接触疲劳强度极限lim2470HMPa9）由《机械设计》图3-25取接触疲劳寿命系数121.00,1.09HNHNKK计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，得12lim11lim221.05905901.09470512.3HNHHHNHHKMPaSKMPaS取H=512.3MPa（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径1d，由计算公式得12132321()22.17136004.91189.82.430.78.985()32.401.04.9512.3HEdHKTuZZZZduomm2）计算中心距1(1)32.40(14.9)95.5822duamm取120amm3）法向模数及齿数根据经验公式12590512.3HHMPaMPa512.3HMPa132.40dmm136'燕山大学课程设计说明书(0.01~0.02)1.20~2.4nma取mn=2122cos2115cos14116.442nazzm取整Z1+Z2=116,121201uzzzZ2=964）修正螺旋角12()(2096)2arccosarccos1450622120nzzma5）计算大小齿轮的分度圆直径112220241.38coscos14506962198.62coscos14506nnzmdmmzmdmm计算齿轮宽度11.00.841.3841.38dbdmm6）圆整后取242Bmm150Bmm7）计算圆周速度v1132.409401.59/601000601000dnvms11.59200.318100100vz由《机械设计》图3-11查得Kv′=1.038）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得11'1.033332.4032.401.03KvddmmKv41.38mm因值改变不多，故参数、HZ等不必修正3、校核齿根弯曲疲劳强度1）重合度系数根据重合度Y0.750.250.71Y2）螺旋角影响系数10.80120Y3）计算当量齿数1241.38198.62dmmdmm41.38bmm125042BmmBmm1.59/vms1222.1106.3vvzz燕山大学课程设计说明书121332332022.1(cos)(cos13506)96106.3(cos)(cos13506)vvzzzz4）由《机械设计》表3-21查得齿形系数12.68FaY22.15FaY由《机械设计》表3-22查得应力修正系数11.57saY21.83saY5）由《机械设计》图3-28c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限lim1450FMPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限lim2390FMPa6）由《机械设计》图3-26取弯曲疲劳寿命系数11.00FNK21.00FNK7）计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，得1122lim1lim21.0045045011.003903901FNFFFNFFKMPaSKMPaS8）校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式12FaSaFFnKTYYYYbdm进行校核111111222.17136002.681.570.710.80