工学机械设计课程设计说明书

机械设计课程设计计算说明书题目：铸造车间型砂输送机的两级斜齿圆柱齿轮减速器目录一机械设计课程设计任务书3传动方案的分析4电动机选择，传动系统运动和动力参数计算4一、电动机的选择4二、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配5三、运动参数和动力参数计算6传动零件的设计计算6一、V带传动设计7二、渐开线斜齿圆柱齿轮设计10（一）高速级斜齿圆柱齿轮设计计算表10（二）低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表15（三）斜齿轮设计参数表21轴的设计计算21一、I轴的结构设计21二、n轴的结构设计24三、出轴的结构设计26二、校核n轴的强度28轴承的选择和校核31键联接的选择和校核33一、n轴大齿轮键的选择33二.n轴大齿轮键的校核33第八章联轴器的选择33减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择34一、传动零件的润滑34二、减速器密封34十减速器箱体设计及附件的选择和说明35一、箱体主要设计尺寸35二、附属零件设计37十一设计小结41十二参考资料43一机械设计课程设计任务书一、设计题目：设计铸造车间型砂输送机的两级斜齿圆柱齿轮减速器。二、设计条件：整机使用寿命为5年，每天两班制工作，每年工作300天，工作时不逆转，载荷平稳，允许输送带速度偏差为5%0工作机效率为0.95,要求有过载保护，按单件生产设计。二、原始数据：1-电动机2-带传动3-减速器4-联轴器5-滚筒6-传送带学号1-910-1819-2728-3637-46输送带拉力F(N)32002800220025003500输送带速度v(m/s)0.91.11.31.20.9鼓轮直径D(mrm340380450430350三、设计内容：1 ,分析传动方案；2 .减速器部件装配图一张(0号图幅);3 .绘制轴和齿轮零件图各一张;4 .编写设计计算说明书一份。二一传动方案的分析本设计中采用原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器。二级斜齿圆柱齿轮减速器的传动比一般为8-40,结构简单，应用广泛，展开式由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大的刚度。带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，斜齿轮传动的平稳性较直齿好，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。所以本设计采用的是双级斜齿齿轮传动。三电动机选择，传动系统运动和动力参数计算一二电动机的选择1 .确定电动机类型按工作要求和条件，选用y系列三相交流异步电动机。2 .确定电动机的容量(1)工作机卷筒上所需功率PwPw = Fv/1000 =2500 1.21000=3kw(2)电动机所需的输出功率为了计算电动机的所需的输出功率Pd,先要确定从电动机到工作机之间的总功率Y总。设Y1、Y2、刀3、Y4、Y5分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动(设齿轮精度为7级)、滚动轴承、V形带传动、工作机的效率，由表1-7查得Y1=0.99，刀2=0.98,Y3=0,99,刀4=0.96,Y5=0.95,则传动装置的总效率为刀总二刀1刀22Y133rl4rl5=0.99x0.982x0.993x0.96x0.95=0.8499_P3Ri=3.53kw下0.84993 .选择电动机转速由2表13-2推荐的传动副传动比合理范围普通V带传动i带=24圆柱齿轮传动i齿=35则传动装置总传动比的合理范围为i总=1带xi齿1xi齿2i总=(24)X(35)X(35)=(18100)电动机转速的可选范围为nd=i总Xnw=(18100)xnw=18nw1000nw=18X50.961000X50.96=917.28,50960r/min根据电动机所需功率和同步转速，查2表12-1,符合这一范围的常用同步加速有1500、1000r/min。选用同步转速为1500r/min选定电动机型号为Y112M-4二一传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配1.传动装置总传动比i总=nm/nw=1440/53.3=27式中nm-电动机满载转速，1440r/min;nw-工作机的转速，53.3r/min。2,分配传动装置各级传动比i总=i带xi齿1xi齿2分配原则：(1)i带vi齿(2) i带=24i齿=35i齿1=(1.31.5)i齿2根据2表2-3,V形带的传动比取i带=2.5,则减速器的总传动比为i=i总/i带=27/2,5=10.8双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为i齿1=.1.3i=1.310.8=3,7低速级的传动比齿2=i/i齿1=10.8/3.83三:运动参数和动力参数计算1 .各轴转速计算n0=nm=1440r/minni=nm/i带=1440/2.5=576r/minnn=ni/i齿i=576/3.7=155.68r/minnm=nn/i齿2=155.68/3=51.9r/min2 .各轴输入功率P0=Pd=3.53kwP=Pd7)4=3.53X0.96=3.39kwPn=PIn273=3.39X0.98X0.99=3.29kwPPIIri213=3.29X0.98X0.99=3.19kw3 .各轴输入转矩T0=9550Pd/n0=9550X3.53/1440=23.41N-m=9550P：/n：=9550X3.39/576=56.21N-mTn=9550Pn/nn=9550X3.29/155.68=201.82N-m口=9550Pm/nm=9550X3.19/51.9=587.0N-m表1传动装置各轴运动参数和动力参数表目轴号功率（kw）转速n(r/min)转矩T(Nm)传动比0轴3.53144023.412.5I轴3.3957656.213.7n轴3.29155.68201.823出轴3.1951.9587.0四传动零件的设计计算0V带传动设计1.设计计算表项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果(iHte#算功率PcaPca=KAPd查1表9.21Pca=1.1X3.53=3.88kwkw3.88(2)选择带的型号查1图9,13取A型带A型(3)选择小带轮直径ddi查1表9.6及9.3dd1=90mm90(4)确定大带轮直径dd2dd2=i带dd1dd2=2.5X90=225mm取标准值dd2=224mmmm224(5)验算传动比误差idd2idi=Lm100%iAi=2242.5-90-m100%2.5=0.44%0.44%(6)验算带速vnddEov=60M10003.14X90R440，v=6.78m/s60M000ms6.78(7)初定中心距a0%=(O72)M(dd1+dd2)a0=(0.72)父(90+224)=219.8628m取a0=400mmm400(8)初算带长Lo冗Lo%2a0十二(dd1+dd2)22+(dd2-dd1)4ao314Lo=2X400+-X90+224)2+(224-90)=1304.2mm4X400mm1304.2(9)确定带的基准长度Ld查1表9.4取Ld=1400mmmm1400(10)计算实际中心距离a(取整)+Ld-L0aa。十21400-1304.2a=400+=447.9mm2取a=448mmmm448(11)安装时所需最小中心距amin(取整)amin=a-0.015Ldamin=448-0.015x1400=427mmmm427(12)张紧或补偿伸长量所需取人中心距amaxamax=a+0.03Ldamin=448+0.03d400=490mmmm490(13)验算小带轮包角叫_ddd2dd1J%180父57.3a224-90。的七180-父57.3=16286448度162.86二(14)单根V带的基本额定功率Po查1表9.9插值法1.07-0.93p。=0.93+x(1440-1200)1450-1200=0.93+0.1344=1.064kwkw1.064(15)单根V带额定功率的增量APo查1表9.10插值法,0.17-0.15川0=0.15+x(1440-1200)1450-1200=0.15+0.0192=0.169kwkw0.169(16)长度系数KL查1表9.4Kl=0.960.96(17)包角系数Ka查1表9.12插值法x0.96-0.96K”=0.95+x(162.86-160)165-160=0.9560.956(18)单位带长质量q查1表8-3q=0.1kgmkgm0.1(19)确定V带根数ZZ_Pca_PcaP0(FO+阻KMZ=空=387(1.064+0,169)0,9563Man+11=13mm2mm13(3)基准宽处至齿顶距离ha查9.5hamin=2.75mm取ha=3mmmm3(4)基准宽处至槽底距离hf查9.5hfmin=8.7mm取hf=9mmmm9两V槽间距e查9.5e=15mmmm15(6)槽中至轮端距离查9.5f=9mmmm9轮槽楔角。查9.5小=38度380(8)轮缘顶径da=dd+2hada=224+2X3=230mmmm230(9)槽底直径dt=dd-2hfdt=224-2M9=206mmmm206(10)轮缘底径DD1=dt-26查9.5S=6mmD1=206-2M6=194mmmm194(11)板孔中心直径D0Do=0.5。+d1)D0=0.5M(194+40)=117mmmm117(12)板孔直径ded0=(0.20.3)(D1d1)d0=(0.20.3)(19450)=28.843.2mm取d0=35mmmm35(13)f轮孔径d由装带轮的轴决定见pd1d=20mmmm20(14)轮毂外径did1=(1.82)dd1=(1.82)父20=3640mm取d1=40mmmm40(15)轮毂长LL至(1.52)dL(1.52)x20=3040mm取L=78mmmm78二二渐开线斜齿圆柱齿轮设计(一)一高速级斜齿圆柱齿轮设计计算表项目计算(或选择)依据计算过程单位计算(或确定)结果1.选齿轮精度等级查1表11.20选用7级级72.材料选择查1表11.8小齿轮：40Cr(调质)大#轮：45刚(调质)40Cr(调质)45刚(调质)3.选择齿数ZZ1=(2040)Z2=iZ1U三乙BZ1=23i=3.7Z24.723=85.1取Z2=86Z286U=-2=3.74Z123个Z1=23Z2=86U=3.744.选取螺旋角380200取P=15P=1505.按齿面接触强度设计(1)试选K1.41.6取K=1.51.5(2)计算小齿轮传递的转矩T1查表1T1=56.21父103Nmm356.21M10(3)齿宽系数d由1表11.19d二11(4)材料的弹性影响系数Ze由1表11.11Ze=189.8MPa1/2Rg1/2MPa189.8(5)齿轮接触疲劳强度极限dlim由1图11.25dQHlim1=600MPa仃Hlim2=530MPaMPaHlim1=600Hlim2=530(6)应力循环次数NN=60n1jLhNi=60n1jLh=60M576父1父16M300M5=8.29父108NfN1/i齿18.29父1088=-2.241083.7N1=8.29X108N2=2.24X108(9)接触疲劳强度寿命系数Khn由1图11.28Zhni=1.02ZHN2=1.11Zhni=1.02ZHN2=1.11(10)计算接触疲劳强度许用应力(Th取失效概率为1%,安全系数为S=1,由公示得r,ZHN1仃Hlim1nt23=1.81mm度mnt=1.81(15)计算纵向重合度wpe3=0.318j)dZ1tan0Wp=0.318M1M23Mtan150=1.951.95(16)计算载荷系数K由1表10-2查得使用系数KA=1根据v=1.296m/s,7级精度，由1图108查得动载荷系数KV=1.05由1表104查得Khb=1.12+0.18(1+0.6()d2)()d2+0.23X10-3b-3=1.12+0.18X(1+0.6X1)X1+0.23X10X52=1.42由1图1013查得Kf,=1.35K八巳假teAtQ.89coS15Y郑SOt12-2X1.635历=1.70.0148mn21.7结论：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接._d”cosP触疲方强度算得的分度圆直径di=47.0mm来计舁应用的齿数。于是由Z1-=mn47.0cos15=22.70取4=23,则Z2=ZiXi齿产23X3.7=85.1取1=8623.几何尺寸计算(1)计算中心距a(Zi+Z2)mna=2cos口(23+86)黑20qa=2n-=112.8m2xcos150将中心距圆整为115mmmmm115(2)按圆整后的中心距修正螺旋角3Bar”ca(Zi+Z2)Sa=arccos2a口(23+86)x2P=arccos2x115=15.16因P值改变/、多，故参数、Kp、Zh等不必修正。度15.160(3)计算齿轮的分度圆直径d_zmncosP,Zimnd1一Rcosp23M2=47.66mmcos15.16xZ2mlnd2-cosP86M2_=178.20mmcos15.16mmd1=47.66d2=178.20(4)计算齿轮的齿根圆直径dfdf=d2.5mndf1=d2.5mn=47.66-2.5X2=42.66mmdf2=d2-2.5mn=178.2-2.5X2=172.2mmmmdf1=42.66df2=172.2(5)计算齿轮宽度Bb=()ddi圆整后取：Bi=55mmB2=50mmmmBi=55B2=50(6)验算_2Ti2M56.2俨1033Ft1=N=2.36X103Ndi47.66KaI1父2.36父103=N/mm=42.90N/mm100N/mmb55合适(二)一低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表项目计算(或选择)依据计算过程单位计算(或确定)结果1.选齿轮精度等查1表11.21选用7级级7级2.材料选择小齿轮材料：40Cr(调质)大齿轮材料：45刚(调质)40Cr(调质)45刚(调质)3.选择齿数ZZ3=(2040)Z4=iZ3U=幺Z3取Z3=31i=33Z4=3x31=9311Z4930U=3Z331个Z3=31Z4=93U=34.选取螺旋角380200取P=14P=1405.按齿面接触强度设计(1)试选K1.41.6取K=1.51.5(4)计算小齿轮传递的转矩Tn查表13=201.82X10Nmm3201.82X10(5)齿宽系数d由1表10.7d二11(6)材料的弹性影响系数Ze由1表11.11Ze=189.8MPa1/2Rg1/2MPa189.8(7)齿轮接触疲劳强度极限5lim由1图11.25d仃Hlim3=600MPaOhlim4=550MPaMPa仃Hlim3=600仃Hlim4=550(8)应力循环次数N由1式1013N=60n3jLh=60M155.68M1M16M300M5=2.24X108M=N3/i齿22.18父1088=0.75乂103N1=2.24父1088N2=0.75X10(9)接触疲劳强度寿命系数Khn由1图11.27Khn3=0.975Khn4=0.99Khn1=0.975Khn2=0.99(10)计算接触疲劳强度许用应力(TH取失效概率为1%,安全系数为S=1,由1式得r,Khn产Hlim1行hL=S0.975m600-585MPa1r,KHN2。Hlim2bH4=S0.99m550山4m=-544.5MPa1MPaah3=585H4=544.5(11)试算小齿轮分度圆直径d3t按1式(1021)试算际u+13.14Ze、2d3t()duCTh=71mmd3t=71.0(12)计算圆周速度vnd3tO2v二60M10003.14x71.0x155.68v60x1000=0.578m/sm/sV=0.578(13)计算齿宽Bb=(j)dd3tB1=78mmB2=1M71.0=71.0mmB1=78B2=71(14)模数mntd3tcosrmnt=z371.0MCOS140cccmnt=2.2231mrftmnt=2.22(15)计算纵向重合度呼e3=0.318j)dZ3tan0邓=0.318M1X31Mtan14=2.462.46(16)计算载荷系数K由1表10-2查得使用系数KA=1A根据v=0.578m/s,7级精度，由1图108查得动载荷系数KV=1.04由1表104查得Khb=1.12+0.18(1+0.6()d2)()d2+0.23X10-3b-3=1.12+0.18x(1+0.6x1)x1+0.23x10x78=1.43由1图1013查得Kf,=1.355假定KAFt1.97201.871(30.880.01461M3彳对.56=1.94结论：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.5mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=78.14mm来计算应有的齿数。于是由cd3cosp78.14cos14门仃z3=34.46取435,mn2.5贝UZ4=Z3Xi齿2=35X3=105取Z4=1053.几何尺寸计算(1)计算中心距aa_+z4)mn2cos口(35+105/2.5a02os140=158.71mm将中心距圆整为160mmmm160(2)按圆整后的中心距修正螺旋角3Prccosan2aR(35+105)父2.5aarccos2X160=15.74因P值改变/、多，故参数%(、Kp、ZH等不必修正。度15.740(3)计算齿轮的分度圆直径d刀zmndRcos户xZ3mnd3=cosP=35M2.50=79.99mmcos15.74,Z4mnd4-BcosP=105M2.5n=239.99mmcos15.740mmd3=79.99d4=239.99(4)计算齿轮的齿根圆直径dfdf=d-2.5mndf3=d32.5mn=79.99-2.5X2.5=74.49mmdf4d42.5mn=239.99-2.5X2.5=234.49mmmmdf3=74.49df4=234.49(5)计算齿轮宽度Bb=(j)dd3圆整后取：B3=90mmB4=75mmmmB3=90B4=75(6)验算l2T22M201.82M1033Ft=-2=n=5.05x103Nd379.99N/mm=63.07N/mmd2即可，选取7类轴承，查2表6-6,选取7206AC,故d3=30mmd3=30d4d4=d3+2(0.070.1)d3查2表7-12mmd4=35d5e2.5m,此轴为齿轮轴，根据高速斜齿圆柱齿轮的齿根圆直径df1=42.66mmd5=dn=42.66d6d6=d4=35mmd6=35d7d7=d3=30mmd7=304.选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。查2P215,dn=1.7288mm8=8地脚螺栓直径df及数目n查2P,58表11-1df=0.036a+12=0.036父160+12=17.76mm因为ad0=12mmmm12小齿轮端面距箱体内壁距离A2查2P20426,6=8mm,取A2=12mmmm12轴承内端面至箱体内壁距离&3杳2P旦P2085dn43.4254.13查2表8-1,取d1=50mmd1=50d2d2=di+2(0.070.1)di=50+2父(0.070.1)父50=5760查2表7-12,取d2=60mmd2=60d3选用7213AC轴承,d3=65mm,B=23mma=33.5mm,da=74mmmmd3=65d4考虑轴承定位，取安装直径并查2表1-16,取标准值d4=75mmmmd4=75d5d5=d6+2父(0.070.1Fd6取d5=71+2x(0.070.1)d7,查2表1-16取=67,考虑键，d62（1+5%）父67=70.35mm,取标准值d6=71mmmmd6=71d7d7=d3=65mmmmd7=655.选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。d3n3V2M105mmr/min故选用脂润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表名称依据单位确定结果轴承支点距轴承宽边端面距离a查表26-6,a=33.5mmmm33.55.计算各轴段长度名称计算公式单位计算结果1111=L联轴器一(23)=83(23)=8182mmmm11=82l2Fl2=Lo+Lo+e-i3-B=55+22+12+11023=57mmmm12=571313=B+A3+(23)=23+10+(23)-1=3435mmmm13=34l460-5595-9014=10_2+55+8+-10=66mm22mm66l515=b(0.10,15)d6=(0.10,15)x71=7.110.65mm取15=10mmmm10l616=90-2=88mmmm881795-9017=23+10+10+21=46.5mm2mm46.5L（总长）L=11+12+13+14+15+16+17=383.5mmmm382.51（支点距离）1=13+14+15+16+17+2-2a=34+66+10+88+46.5+2-2X33.5=179.5mmmm178.5、校核n轴的强度齿轮的受力分析:高速级齿轮2受力：Ft2di32 56.21 1047.66= 2358.79NFr2Ft2 tan ;cos ：12358.79 tan20cos15.160-889.48NFa2=Ft1tan=2358.79tan15.16=639.10N低速级齿轮3受力：Ft32T2d3一 一 一 52 201.82 1077.49= 5349.85NFr3Ft3 tan ;cos -25349.85 tan 20cos15.740= 2023.05NFa3=Ft3cos-2=2023.05cos15.74=1947.19N齿轮2上的圆周力齿轮2上的径向力齿轮2上的轴向力2358.79N889.48N639.10N齿轮3上的圆周力齿轮3上的径向力齿轮3上的轴向力5349.85N2023.05N1947.19N1.求支反力、绘弯矩、扭矩图Beli=14l5-a-21=5346.5-27.5-50/21=48mm2l2=l-11-l3=176.5-48-55.5=73mm2I3rl3=11l2-B3/2-a1=4478-80/2-27.51=55.5mm(1)垂直平面支反力Ma=(。)177.3574.49,Fbv4十12+13)+Fr2l1+Fa2+Fa3Fr301+I2)=。=Fbv=413.03N22Fav=Fr3Fr2FBV=2023.05-889.48-413.03=720.54NMVC=FavL=720.5448=3.4585104NmmVJrVI4一MvD.=FBvl3=413.0355.5=2.292310Nmm74.49Mvc：=Fbv(l3l2)Fa3-Fr3b=413.03(55.573)1947.1737.245-2023.0573MvD_ F2 12FAV(ll12)-Fa22.2085104Nmm177.352889.4873720.54(4873)-639.188.675=9.5445105Nmm垂直平面弯矩图水平平面支反力(3)(2)；Ma=0,，Fbh?76.5XL-Ft3(l2+L)=Fbh=4536.42NFah=Ft2Ft3-Fbh=2358.795349.85-4521.493-3172.22NFMhc+=Mhc一二Fahl1=720.5448=1.522105NmmMhd一=Mhd+=FbhI3=413,0355.5=2.517105Nmm(4)水平平面弯矩图25,177(5)合成弯矩图2222_2_4_5Mc_=；MVC_M；C_=：3.459215.272104=1.561105NmmMe.=,mVc.mHc.=.(-2.209)215.272104=1.539105Nmm:.22.2244_5Md_=、：MVd_Mhd_=；9.544525.1710=2.69310NmmMd+=3M；d.mHd.=W2.29222.5172104=2.528105Nmm(6)扭矩图一_一一5一T3F=Ft2l/2=2.0910N?mm2.按弯扭合成校核轴的强度(1)确定轴的危险截面根据轴的结构尺寸和弯矩图可知：危险截面是D截面。(2)按弯矩组合强度校核轴危险截面强度32_ 3_ _3=0.1d7763.59mm二dbt(d-t)32一2dca,M2 (二 T)2W269.261x209.175107763.59= 43.92MPa查1表15-1得仃=60Mpa,因此Oca。,故安全。六轴承的选择和校核一II轴承的选择和校核1 .II轴轴承的选择选择H轴轴承的一对7308AC轴承，校核轴承，轴承使用寿命为5年，每年按300天计算。2 .根据滚动轴承型号，查出Cr和Cor。Cr=38.5kNCor=30.5kN3 .校核II轴轴承是否满足工作要求(1)画轴的受力简图。(2)求轴承径向支反力Fr1、Fr2(a)垂直平面支反力F1v、F2vFiv=Fav=720.54NF2v=Fbv=413.03N(b)水平面支反力F1h、F2hFih=Fah=3172.22NF2h=Fbh=4536.42N(c)合成支反力Fr1、Fr2Fri=,Fi2F：=720.54L3172.222=3253.02NFr2=.JF2VF2：二.413.0324536.422=4555.18N