2022年机械设计方案课程设计方案计算说明书二.docx

精选学习资料 - - - - - - - - - 机械设计课程设计 运算说明书设计题目 ：带式输送机传动装置中 的二级圆柱齿轮减速器 机电工程 学院 热能与动力工程 专业 设计者 ：指导老师 ：周瑞强 2022 年 1 月 10 日 茂 名 学 院 校名 > 教研室- 1 - / 24 名师归纳总结 - - - - - - -第 1 页,共 24 页精选学习资料 - - - - - - - - - 目录一、设计题目 1二、传动装置总体设计 1 三、挑选电机 1 四、确定传动装置的总传动比和安排传动比 3 五、运算传动装置的运动和动力参数 4 六、齿轮的设计 6 七、减速器机体结构尺寸如下 9 八、轴的设计 10 九、高速轴大齿轮的设计 23 十、联轴器的挑选 23 十一、润滑方式的确定 24 十二、其他有关数据 24 - 2 - / 24 名师归纳总结 - - - - - - -第 2 页,共 24 页精选学习资料 - - - - - - - - - 一、设计题目： 带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器1工作条件：单向运转,有稍微振动,常常满载,空载起动,单班制工作,使用期限为 5 年,输送带速度容许误差为2己知条件：输送带拉力：F=2400N,滚筒直径为带速度为： V=1.2m/s；二、 传 动装置总体设计：5%；D=300mm,输送1. 组成： 传动装置由电机、减速器、联轴器、输送带、滚筒组成；2. 特点： 齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不匀称,要求轴有较大的刚度；3. 确定传动方案： 考虑到电机转速高,传动功率大,将 V 带设置在高速级；其传动方案如下：三、 选 择电机1、 运算电机所需功率P ：查机械设计课程设计书本第100页表 14-7：1滚子轴承传动效率： 0.98 2七级精度齿轮传动效率：0.99 3弹性联轴器传动效率：0.99 4 卷筒传动效率： 0.96 求出电机至工作机之间的传动装置的总效率：= 1 42 23 24 = 0 . 98 40 . 99 20 . 99 20 . 96 =0.85 求出工作机所需功率 P w- 3 - / 24 名师归纳总结 - - - - - - -第 3 页,共 24 页精选学习资料 - - - - - - - - - PwFvKW240012.2. 88KWN；10001000式中： F工作机的工作阻力,V工作机的线速度, m/s；求出所需电动机功率：P dP wKW2 .88KW3. 39KW0 .852、确定电机转速：卷筒转速为：n601000v6010001 .276.43r/min=0.85 D3. 14300Pw.2 88 KW二级圆柱齿轮减速器传动比i840所以电动机转速的可选范畴是：ndin =<840）× 76.43=611.44 3057.2rmin可见,符合这一范畴的电动机转速有：750rmin、1000rmin、1500rmin、3000rmin四种；依据电动机所需功率和转速查手册第 动机型号,因此有三种传动比方案如下：272 页表 22-1 有 3 种适用的电方电动机型号额定功率满载转速堵转转矩最大转矩质量Pd3 . 39KWmin案KW rmin额定转矩额定转矩kg 1 11244KW 1440 2.2 2.2 43 n76. 43r2 132164KW 960 2.0 2.0 73 3 160184KW 720 2.0 2.0 118 4 11224KW 2890 2.2 2.2 45 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比,可见第1 种方案比较合适,因此选用电动机型号为1124,其主要参数如下：额满载同步转质A D E F G H L AB 定功转速量速rmin率 kW rminkg 4 1440 1500 43 190 28 60 8 24 112 400 245 - 4 - / 24 名师归纳总结 - - - - - - -第 4 页,共 24 页精选学习资料 - - - - - - - - - 四、确定传动装置的总传动比和安排传动比：总传动比：i总nm144018. 84irmin；1i、2i分别为一级和二级传nw76.43式中：n 电动机满载转速,n 工作机转速,rmin；二级传动中,总传动比i总1i2,式中动机构的传动比；按二级圆柱齿轮减速器举荐高速级传动比i113.1.5i2,取1i =1.42i ,得五、i 1.1 4 i总.1 418 . 84.514i 总 18 . 84i 2 3 . 67i 1 5 . 14注：1i 为高速级传动比,2i 为低速级传动比；运算传动装置的运动和动力参数：将传动装置各轴由高速到低速依次定为1 轴、2 轴、3 轴、4 轴01,12,23,34依次为电机与轴1,轴 1 与轴 2,轴 2 与轴 3,轴 3 与轴 4 之间的传动效率；1、 各轴转速：轴 1：n1nm1440 1rmin1440rmini0轴 2：n2n11440rmin280. 16rmini15.14轴 3：n3n2280. 16rmin76. 34rmini23 . 672、 各轴输入功率：轴 1：p1pd013 .390.993 .36WWi总18. 84p2p1123 .360.980.993. 26轴 2：轴 3：p3p2233 .260.980.993.16W轴 4：p4p3343 .160.980.993.07W3、 各轴输入转矩：电动机轴输出转矩：T d9550pd95503.3922.48mnm1440轴 1：T 19550p 195503.3622.28mmn 11440轴 2：T29550p295503.26111.13n2280 .16- 5 - / 24 名师归纳总结 - - - - - - -第 5 页,共 24 页精选学习资料 - - - - - - - - - 轴 3：T 39550p395503 .16395. 31mn376. 34卷筒轴输入转矩：T49550p495503 .07384. 05m1i5.75n476.344、 各轴输出功率：2i =4.11 轴 1：P 10 . 98 P 10 . 983 . 363 . 29W轴 2：P 20 . 98 P 20 . 98.3263 . 19W轴 3：P 30 . 98 P 30 . 983 . 163 . 10W卷筒轴：P 40. 98P 40 .983. 073 .01W5、各轴的输出转矩分别为各轴的转矩乘轴承效率0.98 ：轴 1：T 10 . 98 T 1.09822 . 2821 . 83m轴 2：T 20 . 98 T 20 . 98111 . 13108 . 91m轴 3：T30 .98 T 30 .98395. 31387.99m卷筒轴输出转矩：T 4.098 T 40 . 98384 . 05376 . 37m运动和动力参数运算结果如下表所示：轴名功率 P KW 转矩 T Nm 转速rmin传动比 i 效率n 11440rmin输入输出输入输出n2280.16rmin电动机轴3.39 22.48 1440 1 轴3.36 3.29 22.28 21.83 1440 1 0.99 n376.34rmin2 轴3.26 3.19 111.13 108.91 280.16 5.14 0.97 p13.36KWp23.26KW3 轴3.16 3.10 395.31 387.99 76.34 3.67 0.97 p33.16KWp43.07KW卷筒轴3.07 3.01 384.05 376.37 76.34 1 0.97 T 122. 28Nm六、齿轮的设计：1、高速级大小齿轮的设计：材料：高速级小齿轮选用45 钢调质处理,齿面硬度为250HBS；高T2111.13Nm速级大齿轮选用45 钢正火,齿面硬度为200HBS；查课本第 166 页表 11-1 得：H=600Mpa,F=450Mpa；T 3395.31Nm查课本第 171 页表 11-5 得：；S =1.25,S =1.6 ；T4384. 05Nm故 H=H/S =600/1.25=480Mpa；- 6 - / 24 名师归纳总结 - - - - - - -第 6 页,共 24 页精选学习资料 - - - - - - - - - FF450/1.6=281.25MpaP 13 . 29WS F按齿面接触强度设计： 7 级精度制造,查课本第169 页表 11-3 得：P 23 . 19W载荷系数K1.2,齿宽系数d取 0.8 ；查课本第 171 页表 11-4 得弹性系数Z =188,区域系数ZH取 2.5 , 运算中心距：由课本第165 页式 11-5 得：P 33 . 10Wmd 132 kTuu1ZEZH2321.215.54.5. 751 1882.5237.44mmP 43. 01WH0 .8575480d设Z =20,m 1d 1=37.44/20=1.87 ,取 m=2；T 121 .83Z 1T 2108 . 91m由d1mZ=2× 20=40mm, Z2iZ1=5.75× 20=115；d 2mZ22× 115=230mm T 3387 . 99m齿宽：b 1dd1=0.8× 40=32mm,取1b =35mm；考虑高速级大齿轮与低速级大齿轮相差不大,大齿轮取 =35mm,小齿轮取 40mm. T 4376 . 37m实际传动比：iZ2=115/20=5.75Z1传动比误差： <5.75-5.75 ）/5.75 × 100%=0% 验算轮齿弯曲强度：查课本第 173、174页表 11-8、11-9 得：Y =2.93Y =1.56 按最小齿宽了 b=35运算：F2 kTY sY F2× 1.2 × 15.54 × 1.56 × 2.93/<35 × 2× 2× 20）bm2Z1=60.88MpaF=281.25Mpa所以安全；齿轮的圆周速度：V60dn=3.14 × 40× 1420>/60 × 1000>=2.97m/s 250HBS；高1000查课本第 169 页表 11-2 知选用 7 级的的精度是合适的；2、 低级轴齿轮设计材料：高速级小齿轮选用45 钢调质处理,齿面硬度为速级大齿轮选用45 钢正火,齿面硬度为200HBS；查课本第 166 页表 11-1 得：H=600Mpa,F=450Mpa；查课本第 171 页表 11-5 得：；S =1.25,S =1.6 ；故 H =H /S =600/1.25=480Mpa；FF450/1.6=281.25MpaS F按齿面接触强度设计： 7 级精度制造,查课本第169 页表 11-3 得：载荷系数 K 1.2,齿宽系数 d取 0.8 ；查课本第 171 页表 11-4 得弹性系数Z =188,区域系数 Z H 取 2.5 , 运算中心距：由课本第 165 页式 11-5 得：- 7 - / 24 名师归纳总结 - - - - - - -第 7 页,共 24 页精选学习资料 - - - - - - - - - d 132 kT 3uu1ZEZH2321 .286. 62.4. 111 1882.5267. 66mmFH=480MpaH08.411480dm 1d 1设Z =30,=67.66/30=2.26 ,取 m=3；281.25Mpa Z 1由d3mZ3=3× 30=90mm, Z4iZ3=4.11× 30=123.3, 取 124；1d37.44mm d4mZ42× 124=372mm 齿宽：b3dd3=0.8 × 90=72mm,取b =75mm；考虑低速级大齿轮与低速级大齿轮相差不大,大齿轮取b =75mm,小齿轮取 80mm. 实际传动比：iZ4=124/30=4.13Z3传动比误差： <4.13-4.11 ）/4.13 × 100%=0.49% 验算轮齿弯曲强度：查课本第 173、174页表 11-8、11-9 得：Y =2.93Y =1.56 d140mm 按最小齿宽了 b=50运算：F2 kTY sY F2× 1.2 × 86.62 × 1.56 × 2.93/<72 × 3× 3× 30）Z2115 bm2Z1d2230mm =48.88MpaF=281.25Mpa1b =35mm b2=40mm 所以安全；齿轮的圆周速度：i5.75 V60dn=3.14 × 90× 60.09>/60 × 1000>=0.28m/s 1000查课本第 169 页表 11-2 知选用 7 级的的精度是合适的；Y =2.93 Y =1.56七、减速器机体结构尺寸如下：10 结果F60.88Mpa 名称符号运算公式箱座厚度0 . 025 a38箱盖厚度110 .02a3810 箱盖凸缘厚度b 1b 115.115 箱座凸缘厚度bb15.15 箱 座 底 凸 缘 厚b2b22 .525 度地脚螺钉直径dfd f0.036a1222 V2.97m/s 地脚螺钉数目n1查手册4 轴 承 旁 联 结 螺dd10 . 75df18 栓直径- 8 - / 24 名师归纳总结 - - - - - - -第 8 页,共 24 页精选学习资料 - - - - - - - - - 盖 与 座 联 结 螺d2d =<0.50.6 ）df12 栓直径轴 承 端 盖 螺 钉d3d =<0.40.5 ）df10 直径d4dfd =<0.30.4 ）7 视 孔 盖 螺 钉 直径定位销直径d1d =<0.7 0.8 ）d29 H=600Mpa,Fd ,d ,d 至C查手册表 112 22 =450Mpa 外箱壁的距离C2H= 480Mpa查手册表 112 20 d ,d 至凸缘F281.25Mpa 边缘距离1l1l =C +C +<510）42 外 箱 壁 至 轴 承端面距离大 齿 轮 顶 圆 与1m1 >1.2d314 d67.66mm 内箱壁距离齿 轮 端 面 与 内22 >14 箱壁距离m ,m 10. 851,m0. 8510 Z =30 箱 盖 , 箱 座 肋d390mm 厚D2D 2D+<55.5 ）110<1轴）Z4124 轴承端盖外径d4372 轴 承 旁 联 结 螺SSD292<2轴）b =75mm130<3轴）b4=80mm 110<1轴）i4.13 栓距离92<2轴）130<3轴）八、轴的设计：1、高速轴设计：1）、材料：选用45 号钢调质处理；查课本第250 页表 11-3 取F48.88Mpa =35Mpa, C=120；各轴段直径的确定：依据课本第250 页式 11-3 dC3Pmm n式中： P轴所传递的功率, KW n C轴的转速, r/min 由轴的许用切应力所确定的系数- 9 - / 24 名师归纳总结 - - - - - - -第 9 页,共 24 页精选学习资料 - - - - - - - - - 得：d 13P 1=12.10mm V0.28m/sn 1查课程设计课本第 273 页得到电动机轴径 d=28,所以取 d =28mm；查课程设计课本第 276 页联接器型号结合考虑得第一段轴长为 62mm,L1=62mm；d2取30mm, 查 课 程 设 计 课 本 第282页 结 合 计算 得L =m+e+2=16+10+2= 28mm；d 取 35mm,查课程设计课第177 页表 17-3, 选用 N207E轴承, 得轴承宽度为 b=17mm,所以取 d =35mm,L =17+18=35mm；d 取 40mm,由于 d 要与中间轴中大齿轮相对齐,所在取 d =40mm,L =70mm；d 为小齿轮直径,所以 d =60mm,L 为小齿轮宽度,即 L =55mmd 为轴肩直径,其值要比装轴承的直径段大,所以取 d =44,L 取 3mm d 为装轴承和轴套段,结合 d 取 d =35mm,L =17+18-3=32mm 其中,d 为齿轮轴；2）、校核该轴和轴承：L1=62mm,L =28mm,L =35mm,L =70mm,L =55mm,L =3mm,L =32mm L1=185mm L 2=55mm L3=35mm作用在齿轮上的圆周力为：Ft 2 T 1=2× 14.12 × 1000/28=1000.86Nd 1径向力为 F r F t tg =1000.86× 0.364=367.1N作用在轴 1 带轮上的外力： F=1600N 求垂直面的支反力：F1vl2Fr=55× 367.1>/185+55>=81.4Nl1l2F2vF rF 1v=367.1-81.4=285.7N求垂直弯矩,并绘制垂直弯矩图：MavF 2l2=285.7× 55/1000=15.7N.mMavF 1l1=81.4× 185/1000=15.1N.m求水平面的支承力：由F 1 Hl1ll2F l 得F 1 Hl1l2F t=55× 1000.86/185+55>=231.1 N 2F2HF 1 H=1000.86-231.1=769.6 N F t求并绘制水平面弯矩图：MaHF 1l1=231.1× 185/1000=42.8N.mMaHF2l2=777.5× 55/1000=42.8N.m求 F 在支点产生的反力：- 10 - / 24 名师归纳总结 - - - - - - -第 10 页,共 24 页精选学习资料 - - - - - - - - - F Fll3F2=35× 1600/185+55>=233.3N1lF2FF 1FF=233.3+1600=1823.3N求并绘制 F 力产生的弯矩图：M2FFl3=1600× 35/1000=56N.mMaFF 1l1=233.3× 185/1000=43.16N.mF 在 a 处产生的弯矩：MaFF 1l1=233.3× 185/1000=43.16N.m求合成弯矩图：考虑最不利的情形,把M'与M2M2直接相加；aFavaHMaMaFM2M2=43.16+15 . 7242 . 82=477.2N.mavaHMaMaFM2M2=43.16+15 1.242 . 82=avaH求危急截面当量弯矩：最危急截面其当量弯矩为：<取折合系数0.6）MeM2T2=477 2.20 6.14 . 122=484.7N.ma运算危急截面处轴的直径：由于材料挑选45 调质,查课本第166 页表 11-1 得B650MPa ,许用弯曲应力1 b60 MPa ,就：d3Me1b3484 7.6 . 12mm.0 1.0 160由于d >d =40mm>d,所以该轴是安全的；3）、轴承寿命校核：轴承寿命可由式PL h6 10 Cf t60 n Pf Ph进行校核,由于轴承主要承担径向载取荷的作用,所以F ,查课本 279 页表 16-8,9 ,10 取ft1,fp1.2,3 按最不利考虑,就有：Fr12 F 1 v2 F 1 HF 1F=28 . 14223 . 11+233.3=259.12N F r22 F 2 v2 F 2 HF 2F=28 .2 57277 . 75+1823.3=1906.13N就Lh106Cf t2h=6010612.29.51033=8.63 年>5 年60 nfpP142011906.13因此所该轴承符合要求；4）、弯矩及轴的受力分析图如下：- 11 - / 24 名师归纳总结 - - - - - - -第 11 页,共 24 页精选学习资料 - - - - - - - - - d =28mm L1=62mmd =30mm L =28mm d =35mm L =35mm d =40mm 轴1 5）、键的设计与校核 : L =70mm d =60mm L =55mm d =44 L =3mm d =35mm L =32mm 参考课程设计课本第244 页表 15-27, 由于公称直径d=28mm,在 2230范畴内,故d 轴段上采纳键 bh：8× 7, 采纳 A型一般键 : 键校核 . 为 L1=60mm,综合考虑取 l =50 得4 T1p=4× 14.12 × 1000/28 × 50× 50-10>=1.01Mpa<pFt1000.86N dlh所以,所选键为： b × h× l:8 × 7× 50 Fr367.1N F=1600N 2、 中间轴的设计：1）、材料：选用45 号钢调质处理；查课本第245 页表 14-2 取F1 v81.4N =35Mpa, C=110；285.7N F 2v各轴段直径的确定：依据课本第245 页式 14-2 dC3Pmm Mav15.7N.m n式中： P轴所传递的功率, KW Mav15.1N.m n轴的转速, r/min - 12 - / 24 名师归纳总结 - - - - - - -第 12 页,共 24 页精选学习资料 - - - - - - - - - C由轴的许用切应力所确定的系数得：d3P 2110 32 .02=22.18mm F1 H231.1Nn 2246 . 53F 2H769.6N取d =30mm,由于d 段要装配轴承,所以查课程设计课本第177 页表17-3,选用 N206E轴承, L1=16+20=36mm；MaH42.8N.m d 装配低速级小齿轮,且d2d 取d =38mm,由于d 要比齿轮孔长度少 23mm,所以取 L2=68mm；d 段主要是定位高速级大齿轮,所以取d =44mm,L =6mm；MaH42.8N.m d 装配高速级大齿轮,取d =38mm,L 4=50-2=48mm；d 段要装配轴承,所以查课程设计课本第177 页表17-3 ,选用F1 F233.3N 1823.3N N206E轴承,L =16+22=38mm；F 2F校核该轴和轴承： L1=36mm L2=116mm L3=38mm M 2F56N.m 作用在 2、3 齿轮上的圆周力：43.16N.m MaFFt22 T2=2× 78.25 × 1000/38=4120Nd2MaF43.16N.m Ft32 T3=2× 308.25× 1000/38=16220N d3径向力：Fr2Ft2tg=4120× 0.364=1500NMa477.2N.m Fr3Ft3tg=16220× 0.364=5904N 求垂直面的支反力 : F 1vFr3 l31Fr2ll2l3=-5904 × 38+1500× 116+38>/36+116+38>=35N Ma477.0N.m ll23Me484.7N.m F 2vFr3F 1 vFr2=5904+35-1500=4439N 运算垂直弯矩：MavmF 1l1=35× 36/1000=1.26N.mMavnF 1 vl1l2F r2 l2=35× 36+116>/1000-1500 × 116/1000=-168.68N.m求水平面的支承力：F 1HF2F t3 l31F t2l2F 1l316220384120 11638=d6 . 12mm Hll2l3H3611638FF t=4120+16220-6583=13757Nt232>、运算、绘制水平面弯矩图：MaHnMaHmHlF 1l1=6583× 36/1000=237N.mF 21l2F t3l2=-13757× 36+116>/1000-16220 × 116/1000=-3972.58N.m 求合成弯矩图,按最不利情形考虑：MamM2 avmM2 aHm=21 . 262 237=237N.m 2=3976N.mManM2 avnM2 aHn168 . 68 23972 . 58 求危急截面当量弯矩：- 13 - / 24 名师归纳总结 - - - - - - -第 13 页,共 24 页精选学习资料 - - - - - - - - - 最危急截面当量弯矩为：<取折合系数0.6）MeM2T2=23720 6.78 .252=241.6N.m B650MPa ,许rF 12259.12NamMeM2 anT2=2 39760 . 678 . 252=3976N.m运算危急截面处轴的直径：由于材料挑选45 调质,查课本第166 页表 11-1 得Fr1906.13N 用弯曲应力1 b60 MPa ,就：d3Me1b3397625 .74mm.0 1.0160Lh8.63 年由于d =30mm>d,所以该轴是安全的；3）、轴承寿命校核：轴承寿命可由式PL h10 6 Cf t