机械课程设计.docx

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1、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日设计说明书主要结果计算项目及内容一、传动方案的确定(如下图)F=2700NV=1.1m/sD=400mm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：传动装置的总效率：总 联轴轴承齿轮 带 齿轮其中，查机械设计课程设计P13表3-1格，V带传动的效率 格市市齿轮，闭式圆柱齿轮的效率（精度等级 8）齿轮电动机型号为Y112M-

2、4轴承，滚子轴承的效率轴承联轴，弹性联轴器的效率联轴,工作机的效率所以：Pm=4KW总 联轴轴承齿轮 带 齿轮电动机所需功率：查机械设计课程设计P178的表17-7,取电动机的额定功率为3 .选择电动机的转速：选择电动机同步转，满载转速。四、确定传动装置的总传动比及各级分配：工作机的转速：传动装置得总/专动比：i 根据机械设计课程设计P14表3-2V带传动比范围，圆柱齿轮传动比取V带传动比：；一级圆柱齿轮减速器传动比：二级圆柱齿轮减速器传动比：1 .计算各轴的输入功率：电动机轴轴I （高速轴）加市轴n （中间轴）齿轮轴承轴出（彳氐速轴）齿轮轴承 =0.97 0.98 3.652 .计算各轴的转

3、速电动机轴高速轴I中间轴n低速轴m3 .计算各轴的转矩电动机轴高速轴I中间轴n低速轴m4.上述数据制表如下参数轴名输入功率P （）转速n ()输入转矩T （）传动比效率电动机轴4144026.5320.96轴I （高速轴）3.84720514.220.96轴n （中间轴）3.65170.62204.3轴出（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，选择工作情况系数选才i V带型号根据机械设计P151图8-11表8-7 8-9

4、,此处功率与小带轮的转速，选择A型V带，。确定带轮的基准直径，根据公式（=2 ）小带轮直径大带轮的直径验证带速在之间。故带的速度合适。 确定V带的基准长度和传动中心距初选传动中心距范围为：即，初定V带的基准长度：根据机械设计P145表8-2 ,选取带的基准直径长度实际中心距：验算主动轮的包角故包角合适。计算V带的根数z由根据机械设计 P151/153 表8-4 8-5,根据机械设计表 8-6 ,根据机械设计表 8-2 ,取 根。计算V带的合适初拉力根据机械设计 P149表8-3 ,计算作用在轴上的载荷V带轮的结构设计（根据机械设计表 8-11 ）（单位：mm）尺寸卜带轮大带轮槽型AA基准宽度1

5、111基准线上槽深2.752.75基准线卜槽深8.78.7槽间距15 ±0.315 ±0.3槽边距99V带轮采用铸铁 HT200制造，其允许的最大圆周速度为2 .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，大齿轮材料取为45钢，调质处理，初选取齿轮为7级的精度初选小齿轮的齿数；大齿轮的齿数取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。（

6、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d1t -2ktTt u 1,ZhZe、2-()u 二 h确定计算参数 传递扭矩 试选 =1.3齿宽系数由图10-20查得区域系数=2.5由表10 6查得材料的弹性影响系数ZE =189.8MPa1/2由式10-9计算接触疲劳强度用重合度系数Z wa.arccos乙 cosct /(z1 +2ha*)29.841 °arccosz2 cosa /(z2 +2ha*)22.849°，.二z1 (tan : a1 -tan ： ') z2(tan = a2 - tan ")/2二=1.73Z

7、 ；=4=0.8723计算许用接触应力(T :由图10-26 (c)查得计算应力循环次数：N1= 1.66109, N2= 0,39109由图10-23查取接触疲劳寿命系数=0.98,=1.1安全系数由表10-5取 ，失效概率为1%，因此应取较小值b 代入确定齿轮参数及主要尺寸，试算出小齿轮分度圆直径d1t -3)2 =46.820mmdu2ktTt u 1/ZhZe"(二 H圆周速度 V = d1E =1.77 m/s60 1000齿宽 b= ：dd1t =46.82mm计算实际载荷系数由表查得 =1 , V= 1.66 m/s ,7级精度，=1.05齿轮的圆周力 Ft1 =2T1

8、/d1t =2.174 103NKAFt1/b =46.43N/mm < 100N /mm查表得齿间载荷分配系数KH-.=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KhP=1.419,由此得到实际载荷系数Kh -KaKvKh-Kh：=1.79按实际载荷系数算得分度圆直径d1 = d1tKh=52.088mm ,其相应的齿Ht轮模数 m = d1/z1 =2.17mm按齿根弯曲疲劳强度设计由式10-7试算模数，即mt -32KrTiY；YFaYs：3Z2.(%确定计算参数试选K Ft =1.3,计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y君=0.684查得齿形系数 YFa

9、1=2.65, YFa2 =2.23查得应力修正系数 Ysa1 =1.58 , Ysa2=1.76查得小、大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为：(T(T查得弯曲疲劳寿命系数Kfni =0.86 , Kfn2=0.90弯曲疲劳安全系数 S=1.4KFN1'- Flim1-fi=319.43MPaSKFN2'- Flim2仃F 2 =308.57 MPaS“sa1 =0.0131YFa2Ysa2 =0.0127二 F i二 F 】2因为大齿轮大于小齿轮，所以取Y.Ysa1 =0.0131二 fi试算卞II数 mt .3 2KFtTY (YFaYsa) =1.272 mmdZ2二 f调整齿

10、轮模数1、圆周速度vditR 一，d1 = mtz1=30.531mm ,V =1.15m/s60 10002、齿宽bb=Odd1t =30.531 mm3、宽高比 b/h=10.67计算实际载荷系数 KF1、由表查得=1 , V= 1.66 m/s ,7 级精度，=1.042、齿轮的圆周力3一一 一 一_ 一 一Ft1 =2Tl/d1t =3.334 父10 N , KAFt1 /b = 109N/mm >100N/mm3、查表得齿间载荷分配系数KF： =1.04、用插值法查得 Kh0=1.417, KFp=1.34由此得到实际载荷系数KF = KaKvKf：Kf=1.39按实际载荷系

11、数算得齿轮模数m= 03|"二=1.3,取标准值m=2,按接触疲劳强度算得分度圆直径 d1=52.088mm,算出小齿轮模数 4 = d / m=26.044取 4=26,贝U Z2=u 4=109.9,取 Z2=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d1 =52mmd1 = mz =52mm , d1 = mz? =220mm2、计算中心距 a=(d1 d2)/2=136mmd0 =220mm3、计算齿轮宽度 b=6dd=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

12、b1 =56mm, b2 =b=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：'=arccos(a cos )/ a' =22.17。Z - = Z1 z2 =26+110=136x% = X1 x2 = 1.054y = (a'a)/ m = 1 :y = x，- y =0.054分配变位系数 Xi、x2, Xi=0.51 , x2 =0.53 齿面接触疲劳强度校核取 Kh =1.79,1=5.09 109N.mm, d =1,d = 52mm,u

13、= 4.22,Zh =2.25 1ZE =189.8MPa 2,Z . =0.91将他们带入式中得到2KhTi u 1ri；=H =3 ，ZhZeZ .=469.5MPa< 二H=656.6MPa:dd1u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 KF =1.764,T1 =5.09 104N *mm,YFa1 =2.149,YFa2 =2.065YSa1 =1.84,YSa2 =1.93,丫名=0.68，帕=1,m=2mm, z1 =26,将他们带入 式中，得到仃 =2K 心丫7丫1丫 =131.3MPa<319.43MPa dmN2限

14、 =2K FT2% 2丫加2丫 =132.34MPa<308.57MPa dmZ2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 Zi =26,Z2 =110,压力角 ot=20- X=0.51, X2=0.53 , a=138mm,b1 =56mm, b2 = 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

15、40Cr,调质处理，大齿轮材料取为45钢，调质处理，初选取齿轮为7级的精度初选螺旋角 初选小齿轮的齿数；大齿轮的齿数取考虑到闭式软齿间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d >3" u +1/ZHZEZ2Pd1t 至 3 K（ri）du仃h确定计算参数传递扭矩一（）试选=1.3齿宽系数由图10-20查得区域系数=2.433由表10 6查得材料的弹性影响系数 ZE =189.8MPa1/2由式10-9计算接触疲劳强度用重合度系数Z £aarccos z cos

16、 a / z1十 2ha * COS 29.675°a arccos z2 cos u / z2 + 2ha * COS23.844°；-.=z1 (tan 二 a1 -tan 二')z2(tan 二 a2 -tan ")/2二=1.647Za = I” 一包(1 wb + ) =0.6583计算许用接触应力b :由图10-26 (c)查得(T(T计算应力循环次数：N1= 3, 93父108, N2=1. 198工108由图10-23查取接触疲劳寿命系数=0.95,=0.92安全系数由表10-5取，失效概率为1%，因此应取较小值 (T 代入d-3 2kHT

17、t确定齿轮参数及主要尺寸，试算出小齿轮分度圆直径u 1 ZhZeZ Z - 2 ()=58.818mmu二 h圆周速度 V = 7Tdit"=0.525 m/s60 1000齿宽 b= ：dd1t =58.818mm计算实际载荷系数由表查得 =1 , V=0.525 m/s ,7级精度，=1.02齿轮的圆周力 Ft1V2Tl/d1t =6.937 103Nd / b = 117, 9N / mm . 100N / mm查表得齿间载荷分配系数K H ：. =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KhR=1.420,由此得到实际载荷系数Kh 二KaKv

18、Kh：.Kh1.73808按实际载荷系数算得分度圆直径d1 =d1t 31K_=64.797mm ,其相应的齿,KHt轮模数 m =d1/Zi=2.515mm按齿根弯曲疲劳强度设计FtTYYjCOSp由式10-7试算模数，即Ba、()二F确定计算参数Y; =0.682试选K Ft =1.3,计算弯曲疲劳强度用重合度系数查得齿形系数 YFa1=2.60, YFa2=2.22查得应力修正系数 Ysa1 =1.61 , Ysa2=1.79查得小、大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为： (T(T查得弯曲疲劳寿命系数KFN1 =0.9 , KFN2=0.88弯曲疲劳安全系数 S=1.4K FN1'-

19、Flim1-F1=334.3MPaSK FN2'- Flim2-f2 =301.7MPaSYFaYsa1YFa2Ysa2=0.0125=0.0095"F i" F 2Y-J 因为大齿轮大于小齿轮，所以取 YFa1Ysa1 =0.0125 二 fi|l2KFtT1YsYCOSPYFaYsa试算*II数 m - 32()=1.737mm3Z120f调整齿轮模数 4、圆周速度vas -， d1 = mtZ1=44.754mm ,V=0.4m/s60 10005、齿宽bb= d d1t =44.754mm6、宽高比 b/h=11.45计算实际载荷系数 KF1、由表查得=1

20、, V=0.4 m/s ,7级精度,=1.012、齿轮的圆周力3Ft1 =2T1/d1t =9.117父10 N ,KAF 1 / b = 203, 7N / mm . 100N / mm3、查表得齿间载荷分配系数KF： =1.24、用插值法查得 KhP=1.418, KfP=1.39由此得到实际载荷系数KF -KaKvKf：,Kf 1=1,658Kl按头际载何系数算得四轮模数m= mt3 =1.737,取标准值 m=2,按接触,KFt疲劳强度算得分度圆直径d =64.797mm,算出小齿轮模数 乙=d1 / m=31.43取 4=32,贝U z2=u 4=102.16,取 z2=103这样设

21、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d = mz =63.837mm , d1 = mz2 =212.104mm(2) 计算中心距 a=(d1+d2)/2=139mm(3)计算齿轮宽度 b= >dd1 =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b1 =69mm, b2 =b=64mm(3) 螺旋角(Z1Z2)Mn-7-7Q2a-arccos13. 779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/、变。齿面接触疲劳强度校核取 KH =1.

22、723,丁1-2.04父 105N.mm,4d = 1,d1 = 63.837mmu =3. 25,ZH =2.44 1ZE = 189. 8MPa2,Z 名=0. 326, Zp = 0.9855将他们带入式中得到；2Kh1u + 17 7 7 71 10H = 13- ZhZeZ/P =525.77MPa< h =525MPaI M1U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Kf = 1. 533,T1 = 2. 04 父 105 N mmYFa1 = 2. 549, YFa2 = 2. 14Ysa1 = 1. 63,Ysa2 = 1.

23、84, Ys = 0. 672,帕=1, m = 2mmz = 32,将他们带入式中，得到2KFTYFa1YsaYYCOSP% = 3-=192.98MPa<334.3MPa*dmiZiZKEYFaYs-YfCOSP，2 = 7-3-7=106.11MPa<301.7MPagZ2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 Z1 = 32, Z2 = 103,压力角 s = 201 螺旋角 P = 13.779中,x1=0, x2=0, a=139mm, b1 =69mm, b2=64mm,小齿轮选用40Cr （调质），大齿轮选用45钢（

24、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，输入轴的最小直径显然是安装轴承处轴的直径d1/,为了使所选的轴直径d1/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, d D B=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已知轴承优度 B

25、=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，此轴段应短于轮毂范 度，取 L2,-3 =50mm. L1-2=18+17+5+(52-50)=42mm= L5-6,查表机械设计P360,15-2该两处侄角为 c1.2 米用平键连接：选处键的尺寸为：b h L=12845mm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，此轴段应短于轮载优度，取 L4-5 =67mm. d4-5=41mm米用平键连接，选

26、处键的尺寸为：b h L=12856mm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，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

27、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,d D B=30mmx72mmx19mm d3-4=30mm =d6-7，下距离箱体内壁 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56mmL4-5 =69+18-2+12- 0.5(56-52 ) =95mm d4-5=35 mm5-6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54mnmX d5-6= 40mm米用平键连接：选处键的尺寸为：b h L=12845mm

28、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氐速轴的设计：由前而已算得：p3=3.47kwn3=52.5r/minT3=63l2l0N.mm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，输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d_,为了使所选的轴直径d3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

29、矩的变化很小，故取Ka=1.3,WJ:Tca=KAT3=1.3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-m m o半联轴器的孔径 d=45mm,故轴di-2=45mm半联轴器长度 L= 112m m 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L1=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li的长度应该比Li略短一点，现取Li，=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2 -3段的直径d

30、2-3=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d D B=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-

31、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b h L=18 11 56(齿轮段),该段轴上键槽 深7mmb h L=14 9 70 (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

32、上的大齿轮受力分析：圆周力：径向力：轴向力:2计算支反力水平面：垂直面：得：彳导:3作弯矩图水平面弯矩：GB/T1096-1979垂直面弯矩左右合成弯矩：右右左左4作转矩图(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p36915-5等数据，轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6=左/WW=0.1截面=4.57MPa算得：选取 号钢，调质处理查表得二60 MPa, 因此 < 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。