机械课程设计

机械设计课程设计说明书机械设计课程设计报告设计名称 带式运输机减速器的设计 学 院 班 级 学 号姓 名 指导教师 教学单位 2015年 1月 5 日设计说明书计算项目及内容主要结果一、传动方案的确定（如下图）：二、原始数据：a) 带拉力： F=2700Nb) 带速度： v=1.1m/sc) 滚筒直径： D=400mm三、确定电动机的型号：1选择电动机类型：选用Y系列三相异步电动机。2选择电动机功率：运输机主轴上所需要的功率：Pw=Fv1000=27001.110000.96=2.85kW传动装置的总效率：总=联轴轴承4齿轮V带w齿轮其中，查机械设计课程设计P13表3-1V带，V带传动的效率V带=0.96齿轮，闭式圆柱齿轮的效率（精度等级8）齿轮=0.97轴承，滚子轴承的效率轴承=0.98联轴，弹性联轴器的效率联轴=0.99w，工作机的效率w=0.96所以： 总=联轴轴承4齿轮V带w齿轮=0.990.9840.970.960.960.97=0.792电动机所需功率：Pd=Pw=2.850.792=3.6kW查机械设计课程设计P178的表17-7，取电动机的额定功率为4kW。3选择电动机的转速：选择电动机同步转1500r/min，满载转速nm=1440r/min。四、确定传动装置的总传动比及各级分配：工作机的转速：nw=v601000D=1.16010003.14400=52.55r/min传动装置得总传动比：i=nmnw=144052.55=27.4根据机械设计课程设计P14表3-2V带传动比范围i1=24，圆柱齿轮传动比i2=35，取V带传动比：i1=2；一级圆柱齿轮减速器传动比：i2=4.22二级圆柱齿轮减速器传动比：i3=3.251计算各轴的输入功率：电动机轴Pm=4kW轴（高速轴）P1=V带Pm=0.964=3.84kW轴（中间轴）P2=齿轮轴承P1=0.970.983.84=3.65kW轴（低速轴）P3=齿轮轴承P2=0.970.983.65= 3.47kW2计算各轴的转速电动机轴nm=1440r/min高速轴n1=nmi1=14402=720r/min中间轴n2=n1i2=7204.22=170.62r/min低速轴n3=n2i3=170.623.25=52.5r/min3计算各轴的转矩电动机轴Td=9550Pmnm=955041440=26.53Nm高速轴T1=9550P1n1= 95503.84720=51Nm中间轴T2=9550P2n2=95503.65170.62=204.3Nm低速轴T3=9550P3n3=95503.4752.5=631.21Nm4上述数据制表如下：参数轴名输入功率P（kW）转速n（r/min）输入转矩T（Nm）传动比i效率电动机轴4144026.5320.96轴（高速轴）3.84720514.220.96轴（中间轴）3.65170.62204.3轴（低速轴）3.4752.5631.213.250.96五、传动零件的设计计算:1普通V带传动的设计计算: 确定计算功率PcPc=KAPm=1.24=4.8kWKA根据机械设计P156表8-8，此处为带式运输机，载荷变动小，每天两班制工作每天工作8小时，选择工作情况系数KA=1.2 选择V带型号根据机械设计P151图8-11表8-7 8-9，此处功率Pc=4.8kW与小带轮的转速nm=1440r/min，选择A型V带，d=90mm。 确定带轮的基准直径dd1，dd2根据公式Dd2=iDd1（i=2）小带轮直径Dd1=90mm大带轮的直径Dd2=180mm 验证带速v=Dd1nm601000=6.7824m/s在5m/s25m/s之间。故带的速度合适。 确定V带的基准长度和传动中心距a0初选传动中心距范围为：0.7(Dd1+ Dd2)a02(Dd1+ Dd2)，即189a0540，初定a0=400mmV带的基准长度：L0=2a0+2Dd1+ Dd2+ (Dd2-Dd1)24a0=2400+3.142270+9024400=1228.9625mm根据机械设计P145表8-2，选取带的基准直径长度Ld=1250mm。实际中心距：a=a0+Ld-L02=400+1250-1228.96252=410.52mm 验算主动轮的包角1=180-Dd2-Dd1410.5260=166.8故包角合适。 计算V带的根数zz=Pc(P0+P0)KaKL由nm=1440r/minDd1=90mm根据机械设计P151/153表8-4 8-5，P0=1.07W P0=0.17kW根据机械设计表8-6，Ka=0.96根据机械设计表8-2，KL=0.93z=4.81.07+0.170.960.93=4.336取z=5根。 计算V带的合适初拉力F0F0=500Pczv2.5Ka-1+qv2根据机械设计P149表8-3，q=0.105F0=5004.856.78242.50.96-1+0.1056.78242=118.36N 计算作用在轴上的载荷Q=2zF0sin12=620.2064N V带轮的结构设计（根据机械设计表8-11）（单位：mm）带轮尺寸小带轮大带轮槽型AA基准宽度bp1111基准线上槽深hamin2.752.75基准线下槽深hfmin8.78.7槽间距e150.3150.3槽边距fmin99V带轮采用铸铁HT200制造，其允许的最大圆周速度为25m/s2齿轮传动设计计算高速齿轮系设计（1）选择齿轮类型，材料，精度，及参数 选用直齿圆柱齿轮传动（外啮合） 选择齿轮材料（考虑到齿轮使用寿命较长）：根据机械设计P191表10-1机械课程设计P87图11-10取小齿轮材料取为40Cr，调质处理，HBS1=280大齿轮材料取为45钢，调质处理，HBS2=240 初选取齿轮为7级的精度(GB10095.1-2001) 初选小齿轮的齿数z1=24；大齿轮的齿数z2=4.2224=101.28取z2=102考虑到闭式软齿面齿轮传动最主要的失效为点蚀，故按接触疲劳强度设计，再按齿根弯曲疲劳强度校核。（2）按齿面接触疲劳强度计算由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即确定计算参数传递扭矩T1=9550P1n1=5.09104（Nmm）试选 kHt =1.3齿宽系数d=1由图10-20查得区域系数ZH=2.5由表106查得材料的弹性影响系数由式10-9计算接触疲劳强度用重合度系数Za1=29.841a2=22.849=1.73=0.872计算许用接触应力H:由图10-26（c）查得Hlim1=670MPa Hlim2= 610MPa计算应力循环次数：N1=，N2=由图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.98，KHN2=1.1安全系数由表10-5取sH=1，失效概率为1则H1=Hlim1SH=656.6MPa H2=Hlim2SH=671MPaH1<H2,因此应取较小值H2代入 H2=656.6MPa确定齿轮参数及主要尺寸，试算出小齿轮分度圆直径=46.820mm圆周速度=1.77 m/s齿宽b=46.82mm计算实际载荷系数kH由表查得KA=1 ，V=1.66 m/s ,7级精度 ，Kv=1.05齿轮的圆周力=2.174N查表得齿间载荷分配系数=1.2用插值法查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，得齿向载荷分布系数=1.419，由此得到实际载荷系数=1.79按实际载荷系数算得分度圆直径=52.088mm ，其相应的齿轮模数=2.17mm 按齿根弯曲疲劳强度设计由式10-7试算模数，即确定计算参数试选=1.3，计算弯曲疲劳强度用重合度系数=0.684查得齿形系数=2.65，=2.23查得应力修正系数=1.58 ，=1.76查得小、大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为：Flim1=520MPa Flim2= 480MPa查得弯曲疲劳寿命系数=0.86 ，=0.90 弯曲疲劳安全系数S=1.4=319.43MPa=308.57MPa=0.0131 =0.0127因为大齿轮大于小齿轮，所以取=0.0131 试算模数=1.272 mm调整齿轮模数1、 圆周速度v=30.531mm , =1.15m/s2、 齿宽bb=30.531mm3、 宽高比b/h=10.67计算实际载荷系数1、由表查得KA=1 ，V=1.66 m/s ,7级精度 ，Kv=1.042、齿轮的圆周力=3.334N ，3、查表得齿间载荷分配系数=1.04、用插值法查得=1.417，=1.34由此得到实际载荷系数=1.39按实际载荷系数算得齿轮模数m=1.3，取标准值m=2,按接触疲劳强度算得分度圆直径=52.088mm,算出小齿轮模数=26.044 取=26，则=u=109.9，取=110 这样设计的齿轮传动，既满足齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免了浪费。 几何尺寸计算1、 计算分度圆直径=52mm ，=220mm2、 计算中心距a=136mm3、 计算齿轮宽度b=52mm考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，取56mm，52mm圆整中心距后的强度校核取中心距就近圆整至a=138mm，其他参数不变。计算变位系数和1、计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数22.1726+110=1361.05410.054分配变位系数、，=0.51，=0.53齿面接触疲劳强度校核取=1.79,=5.09N.mm,将他们带入式中得到469.5MPa<=656.6MPa齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。齿根弯曲疲劳强度校核取，将他们带入式中，得到=131.3MPa<319.43MPa=132.34MPa<308.57MPa齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。主要设计结论齿数，压力角，=0.51，=0.53，a=138mm，56mm，52mm，小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。低速齿轮系设计（1）选择齿轮类型，材料，精度，及参数 选用直齿圆柱齿轮传动（外啮合） 选择齿轮材料（考虑到齿轮使用寿命较长）：根据机械设计P191表10-1机械课程设计P87图11-10取小齿轮材料取为40Cr，调质处理，HBS1=280大齿轮材料取为45钢，调质处理，HBS2=240 初选取齿轮为7级的精度(GB10095.1-2001) 初选螺旋角=14 初选小齿轮的齿数z1=25；大齿轮的齿数z2=3.2525=82取z2=82考虑到闭式软齿面齿轮传动最主要的失效为点蚀，故按接触疲劳强度设计，再按齿根弯曲疲劳强度校核。（2）按齿面接触疲劳强度计算由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即确定计算参数传递扭矩T1=9550P1n1=2.04105（Nmm）试选 kHt =1.3齿宽系数d=1由图10-20查得区域系数ZH=2.433由表106查得材料的弹性影响系数由式10-9计算接触疲劳强度用重合度系数Za1=29.675a2=23.844=1.647=0.658计算许用接触应力H:由图10-26（c）查得Hlim1=660MPa Hlim2= 600MPa计算应力循环次数：N1=，N2=由图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95，KHN2=0.92安全系数由表10-5取sH=1，失效概率为1则H1=Hlim1SH=627MPa H2=Hlim2SH=552MPaH1>H2,因此应取较小值H2代入 H2=552MPa确定齿轮参数及主要尺寸，试算出小齿轮分度圆直径=58.818mm圆周速度=0.525 m/s齿宽b=58.818mm计算实际载荷系数kH由表查得KA=1 ，V=0.525 m/s ,7级精度 ，Kv=1.02齿轮的圆周力=6.937N查表得齿间载荷分配系数=1.2用插值法查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，得齿向载荷分布系数=1.420，由此得到实际载荷系数=1.73808按实际载荷系数算得分度圆直径=64.797mm ，其相应的齿轮模数=2.515mm 按齿根弯曲疲劳强度设计由式10-7试算模数，即确定计算参数试选=1.3，计算弯曲疲劳强度用重合度系数=0.682查得齿形系数=2.60，=2.22查得应力修正系数=1.61 ，=1.79查得小、大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为：Flim1=520MPa Flim2= 480MPa查得弯曲疲劳寿命系数=0.9 ，=0.88 弯曲疲劳安全系数S=1.4=334.3MPa=301.7MPa=0.0125 =0.0095因为大齿轮大于小齿轮，所以取=0.0125 试算模数=1.737mm调整齿轮模数4、 圆周速度v=44.754mm , =0.4m/s5、 齿宽bb=44.754mm6、 宽高比b/h=11.45计算实际载荷系数1、由表查得KA=1 ，V=0.4 m/s ,7级精度 ，Kv=1.012、齿轮的圆周力=9.117N ，3、查表得齿间载荷分配系数=1.24、用插值法查得=1.418，=1.39由此得到实际载荷系数=1.658按实际载荷系数算得齿轮模数m=1.737，取标准值m=2,按接触疲劳强度算得分度圆直径=64.797mm,算出小齿轮模数=31.43 取=32，则=u=102.16，取=103 这样设计的齿轮传动，既满足齿面接触疲劳强度，又满足齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免了浪费。 几何尺寸计算4几何尺寸计算（1）计算分度圆直径=63.837mm ，=212.104mm（2） 计算中心距a=139mm（3）计算齿轮宽度b=64mm考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，取69mm，64mm（3） 螺旋角圆整中心距后的强度校核取中心距就近圆整至a=139mm，其他参数不变。齿面接触疲劳强度校核取=1.723,=2.04N.mm,将他们带入式中得到525.77MPa<=525MPa齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。齿根弯曲疲劳强度校核取，将他们带入式中，得到=192.98MPa<334.3MPa=106.11MPa<301.7MPa齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。主要设计结论齿数，压力角，螺旋角，=0，=0，a=139mm，69mm，64mm，小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。六、轴的设计：中速轴的设计：由前面已算得：p2=3.65kw n2=170.62r/min T2=204300N.mm（1）选择轴的材料：选取45号钢，调质处理。 （2）初步估算轴的最小直径根据机械设计P366表15-3，取A=112，dA3P2n2=11233.65170.62=31.1mm 输入轴的最小直径显然是安装轴承处轴的直径，为了使所选的轴直径 与轴承的内孔径相适应,故需同时选取轴承型号。选择圆柱滚子轴承，型号为NJ207，dDB=35x72x17。故d1-2=35mm =d56 取箱体内壁与齿轮的距离为Ld =18mm 考虑箱体铸造等误差，在确定轴承位置时，应距离箱体内壁一段距离取s=5mm，已知轴承宽度B=17mm 轴2-3段装的是第一组齿轮对的从动齿轮，该宽度B为52mm，该段直径应大于 d1-2 ，故取d2-3=41mm,为了使套筒端面压紧齿轮，此轴段应短于轮毂宽度，取L2,-3 =50mm. L1-2=18+17+5+(52-50)=42mm= L5-6，查表机械设计P360,15-2该两处倒角为c1.2采用平键连接： 选处键的尺寸为：bhL=12mm8mm45mm取第二组主动齿轮与第一组齿轮对的从动齿轮的距离为L3-4=12mm, 取d3-4=49mm第二组主动齿轮该宽度B为69mm，为了使套筒端面压紧齿轮，此轴段应短于轮毂宽度，取L4-5 =67mm. d4-5=41mm采用平键连接，选处键的尺寸为：bhL=12mm8mm56mm故中速轴总长度为：42+50+12+67+42=213mm可取壁厚为17+5+c,c取4，为26mm高速轴的设计：由前面已算得：p1=3.84kw n1=720r/min T1=51000N.mm（1）选择轴的材料：选取45号钢，调质处理。 （2）初步估算轴的最小直径根据机械设计P366表15-3，取A=112，dA3P1n1=11233.84720=19.57mm 取连接v带的大带轮内孔d大 =22mm,与大带轮相连部分长度取L1-2=40mm,第二段端面距离箱体外壁30mm,该轴承端盖取20mm,故L2,-3=50mm,d2,-3=26mm安装轴承处轴的直径d3-4，为了使所选的轴d3-4直径与轴承的内孔径相适应,故需同时选取轴承型号。选择圆柱滚子轴承，型号为N406，dDB=30mmx72mmx19mm。故d3-4=30mm =d6-7,下一段距离箱体内壁2mm,安装轴承位置时，应距离箱体内壁一段距离取s=3mm 故L3-4=19+2+3=24mm 根据中速轴齿轮的摆放及尺寸关系和 5-6段的高速轴主动轮B是56mm，L4-5 =69+18-2+12- 0.5（56-52）=95mm，d4-5=35 mm 5-6段的高速轴主动轮B是56mm，为了使套筒端面压紧齿轮，此轴段应短于轮毂宽度故L5-6可取54mm取d5-6= 40mm 采用平键连接： 选处键的尺寸为：bhL=12mm8mm45mm最后段直径为d3-4=30mm =d6-7，根据数据得L6-7=18-0.5（56-52）+19+3+(56-54)=40mm故高速轴总长度为：40+50+24+95+54+40=303mm低速轴的设计：由前面已算得：p3=3.47kw n3=52.5r/min T3=631210N.mm =13.779 分度圆直径d4=212.104mm（1）选择轴的材料：选取45号钢，调质处理。 （2）初步估算轴的最小直径根据机械设计P366表15-3，取A=112，dA3P3n3=11233.4752.5=45.287mm 输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴直径 与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT3,查表，考虑到转矩的变化很小,故取KA=1.3,则：Tca=KAT3=1.3631210=820573N.mm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册，选用LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000N。半联轴器的孔径d=45mm，故轴d1-2=45mm 半联轴器长度L112的半联轴器。与轴配合的毂孔长度L1=84mm 半联轴器与轴配合的毂孔长度=84mm.，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故的长度应该比略短一点，现取L1-2=82mm。 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度: (1)为满足半联轴器的轴向定位要求，1轴段右端需制一轴肩，故取-3段的直径d2-3=53mm。 (2) 2轴段右端需制一轴肩，3段的直径初选d3-4=58mm。故取初步选择滚动轴承。参照工作要求并根d3-4=58mm，选型号NU1012，其尺寸为dDB=60x95x18，,轴段3-4和6-7的直径取相同, d3-4=60mm =d6-7 （3）取安装齿轮段d5-6=64mm. 前面已算得齿轮轮毂宽度为64mm, 齿轮左端为了使套筒端面紧压齿轮，故取L5-6=62mm.（4）安装轴承位置时，应距离箱体内壁一段距离取s=3mm，则 L6-7=18+3+0.5(69-64)+(64-62)+19=44.5mm (5) 3-4段长于箱体内壁2mm并根据中速轴等数据计算得 L4-5=12-0.5(69-64)+52+18-2=77.5mm 取d4-5=70mm （6）L3-4 =3+18+2=23mm (7)可取 L2-3为35mm（8）齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键连接。按齿轮段d5-6=64mm和联轴器段d1-2=48mm查表得：选用平键bhL=181156(齿轮段) ,该段轴上键槽深7mm bhL=14970 (联轴器段), 该段轴上键槽深5.5mm（9）确定轴上倒角和圆角尺寸：参考表机械设计15-2可知：左轴端(与联轴器相连端) 的倒角为c1.6，右轴端倒角为c2。 (10)求轴上载荷：根据轴结构图，确定支点，做出计算简图， 1计算作用在轴上的力低速轴上的大齿轮受力分析：圆周力：Ft=2T3d4=2631210212.104=595.189N径向力：Fr=Fttanncos=595.189tan20cos13.779= 223.12N轴向力：Fa=Fttan=595.189tan13.779=145.96N 2计算支反力水平面：Ft64=RAH184 RAH=207N Ft120=RBH184 RBH=388.2N垂直面：MB=0 RAV184=Fr64-Fad42得：RAV=-6.52N RBV184=120Fr+Fad4/2 得:RBV=229.64N3作弯矩图水平面弯矩：MH=64RBH=24844.8Nmm垂直面弯矩 : MVc左=120RAV=-782.4Nmm Mvc右=64RBV=14696.96Nmm合成弯矩：MC右=MH2+MVc右2=28866.35NmmMC左=MH2+MVc左2=24857.11Nmm4 作转矩图T3=631210Nmm(11)按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核只需校核承受最大弯矩和扭矩的截面就可。根据机械设计p369 15-5等数据，轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6 c =T3(T3)+Mc左2 /W W=0.1d截面3 算得：c =4.57MPa 选取45号钢，调质处理 查表得 -1=60 MPa, 因此c<-1 故安全。七、课程设计总结课程设计的这两周，为了赶进度，经常要熬夜，差不多可以称作是废寝忘餐。课程设计的过程因为用计算量大容易出错，很容易心情烦躁。而我们整天坐着计算、画图，每天都是腰酸背痛的。课程设计的这两周是痛苦，但是也有着很大收获。在计算、画图、标注等过程中要不断地查资料、翻书，几乎调动并巩固了所学的知识。在这过程中，我们对机械设计这门学科的知识比以前更了解了。在课程设计的过程中，十分容易出错，为了避免错误，一名设计人员应该要具备小心谨慎的素质。F=2700NV=1.1m/sD=400mm电动机型号为Y112M-4Pm=4KWi1=2i2=4.22i3=3.25Dd1=90mmDd2=180mmL0=1228.9625mma=410.52mmz=5Q=620.2064Nz1=24z2=102d1=78.125mmd2=312.5mma=136mm=52mm =220mm A12100（GB/T 1096-1979）A2280（GB/T 1096-1979）A18110GB/T1096-1979- 21 -