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1、1 / 19 一、课程设计目的与要求 机械设计课程设计是机械设计课程的最后一个教案环节，其目的是： 1）培养学生综合运用所学知识，结合生产实际分析解决机械工程问题的能力。 2）学习机械设计的一般方法，了解和掌握简单机械传动装置的设计过程和进行方式。 3）进行设计基本技能的训练，如计算、绘图、查阅资料、熟悉标准和 规范。 要求学生在课程设计中 1）能够树立正确的设计思想，力求所做设计合理、实用、经济； 2）提倡独立思考，反对盲目抄袭和“ 闭门造车 ” 两种错误倾向，反对知错不改，敷衍了 事的作风。 3）掌握边画、边计算、边修改的设计过程，正确使用参考资料和标准规范。 4）要求图纸符合国家标准，计
2、算说明书正确、书写工整， 二、设计正文 1.设计题目及原始数据 设计带式输送机用二级齿轮减速器 原始数据： 1）输送带工作拉力F= 4660 N。 2 输送带工作速度v=0.63 m/s( 允许输送带速度误差为 5 ； 3）滚筒直径 D=300 mm 。 4 滚筒效率 0.96选择 Y系列三相异步电动机。 /(1000* =3.634kw (2确定电动机的转速 卷筒轴工作转速为 nw=(60*1000*v/(=40.107r/min 且初步估取电动机的额定功率为4kw 又优先选用同步转速为1000r/min 或1500r/min 的电动机。有设计资料电动机部分选用Y 132M1-6 或Y112
3、M-4 型电动机，同时查得Y132M1-6 的满载转速为960r/min,总传动比 i总=nd/nw=960/40=24，过小，故不选。综上所述，选取 Y112M-4 型电动机。 其主要性能见表 外形和安装尺寸见下表； 二 分配各级传动比 总传动比为1440/40.107=35.937 由式i=i 1*i2, 式中 i1和i2分别为 V带传动和减速器的传动比。按传动比分配注意事项，i带i齿，初步取 i带= 2.99，i齿=i/i带=35.937/2.99=12.019. 又在减速器中，取i1=3,i2=4.006。 三.计算运动和动力参数 各轴的输入功率：=3.634*0.96=3.489kw
4、 * 2* 3=3.484*0.99*0.97=3.35kw * 2* 3=3.35*0.97*0.99=3.217kw p= *2*4=3.217*0.99*0.97=3.089kw (3各轴的输入转矩：69.185nm 同理，=199.287nm, =766.640nm T=736.137nm 将计算数值列于下表： 轴号转速 n 输入扭矩 电动机轴1440 轴481.605 3.489 69.185 轴160.535 3.35 199.287 轴40.074 3.217 766.640 轴40.074 3.089 736.137 四设计计算窄V带传动 1. 确定计算功率Pca 由表查得工作
5、情况系数KA=1.2 ，故 Pca=KA*P=1.2*4=4.8kw 2. 选取窄 V带带型 根据 Pca、由图 8-9+(dd2-dd1 2/(4*a 0=1258.709mm 由表 8-2选带的基准长度Ld=1250mm 按式 8-21计算实际中心距a a=a0+(Ld-L d/2=395.646mm 5.验算主动轮上的包角1=180-( dd2-dd1/a*57 o=159.363o120o 故主动轮上的包角合适。 6.计算窄 V带的根数 Z 由式 8-22知： Z= Pca/(P O+PO*K*KL 由nm=1440r/min,dd1=71mm,i=3, 查表 8-5c和8-5d得 P
6、O=1.237kw PO=0.217kw 查表 8-8 得 K=0.947 ，查表 8-2 得 KL=0.94 则代入公式计算得：Z=3.709 取 Z=4根 7. 计算预紧力Fo 由式 8-23 知 查表得q=0.07kg/m ，故 Fo=185.819N 8. 计算作用在轴上的压轴力 由式得： 代入数据得：Fp=1462.51N。 五减速器内传动零件的.设计计算 高速齿轮组的设计与强度校核 1)选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 A.如上图所示，选用斜齿圆柱齿轮传动； B.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度 按齿面接触强度设计 确定公式内的数值 A.试选=1.6，由图 1030
7、选取区域系数=2.433 B.由图 1026查得=0.78 =0.88 所以 =1.66 C.由表 10-7选取齿宽系数=1 D.查表 106 得材料的弹性影响系数=189.8 E.由图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 =600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限为=550MPa F.计算应力循环次数 =60nj=60*1440*1*(2*8*300*10=4.1472* 同理=7.825* 由图 1019 查得接触疲劳寿命系数=0.9 , =0.95 G.计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数为 S=1 ，则 = /S=540MPa = /S=522.5MPa 所
8、以=* 2+0.31*10-3*b=1.804 。 查图 10-13得1.62；查表 10-3得 所以 载荷系数 K =2879 F.按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 60.965mm G.计算模数 2.465 3 按齿根弯曲强度设计 由式 10-17： 确定计算参数 A.计算载荷系数 K =2.586 B.由纵向重合度=1.903，查图 10-28得螺旋角影响系数=0.88 C.计算当量齿数 7 / 19 同理=105.089 D.查取齿形系数 由表 10-5查得齿形系数592；176 E. 查取应力校正系数6；=1.794 F.由图 10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ； G由图
9、 10-18查得弯曲疲劳寿命系数；0.88 H.计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4；则 ； 同理=238.86MPa 计算大、小齿轮的，并加以比较 =0.01365 =0.01632 所以 ,大齿轮的数值大 5)设计计算 =1.716mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强 度计算的法面模数，取=2.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强 度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径60.965mm来计算应有的齿数。于是有 =29.577 取=30 则=u=120.18.取=120 4. 几何尺寸计算 1 计算中心距 a=154.592mm
10、将中心距圆整为155mm 2）按圆整后的中心距修正螺旋角 8 / 19 14.593 o=14o3535 因 值改变不多，故参数、等不必修正。 3）计算大、小齿轮的分度圆直径 62.000mm 同理=248.001mm 4 计算齿轮宽度 b=62.000mm 圆整后取65mm =70mm 此时传动比 i2=4,i带=2.99,i 1=3.005，经修正后得： 轴号转速 n 输入扭矩 轴481.605 3.489 69.185 轴160.268 3.35 199.619 轴40.067 3.217 766.774 轴40.067 3.089 736.266 低速齿轮组的设计与强度校核 1)选定齿
11、轮类型、精度等级、材料及齿数 A.如课本上图所示，选用直齿圆柱齿轮传动。 B.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度 =4.493* 同理=1.495* 由图 1019 查得接触疲劳寿命系数=0.94 =0.98 G.计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数为 S=1 ，则 = /S=564MPa = /S=539MPa 所以=592.4MPa 3)计算 A.小齿轮分度圆直径 所以=81.207mm B.计算圆周速度 v=0.681m/s C.计算齿宽 b及模数 b=1*81.207=81.207mm =d3t/Z1=3.384mm h=2.25*=7.613mm 10 / 1
12、9 b/h=10.667 D.计算载荷系数 K 已知使用系数=1，根据 v=0.681m/s ，8级精度，由图10-8 查得动载系数=1.1；直齿轮，假设*Ft/b* 2+0.31*10-3*b=1.463 ； 由b/h=10.667,=1.463,查图 10-13得1.35； 所以 载荷系数 K =1.931 E.按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 92.656mm F.计算模数 d3/z3=92.656/24=3.861 4)按齿根弯曲强度设计 确定计算参数 A.计算载荷系数 K =1.782 B.查取齿形系数 由表 10-5查得齿形系数2.65；2.236 应力校正系数1.58；=1.
13、754 C.由图 10- 20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限； D.由图 10-18查得弯曲疲劳寿命系数 87； 89 E.计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4；则 310.714MPa； 同理=241.571MPa 11 / 19 F.计算大、小齿轮的，并加以比较 =0.01348 =0.01624 大齿轮的数值大 5)设计计算 =2.791mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强 度计算的法面模数，取=3.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强 度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径92.656mm来计算应有的齿数。于是有 d/m=9
14、2.656/3=30.885, 取=31 则=u=93.155,取Z4=93 这样设计出来的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳 强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 6)几何尺寸计算 A.计算大、小齿轮的分度圆直径 d1=z1*m=31*3=93mm d2=z2*m=93*3=279mm B.计算中心距 a=(d1+d2/2=186mm C.计算齿轮宽度 b=93mm 圆整后取95mm =100mm 7 验算 Ft=2*/d1=4292.88N * Ft/b=46.16 输入扭矩 轴481.605 3.489 69.185 12 / 19 轴160.535 3.35 199.
15、287 轴40.134 3.217 765.499 轴40.134 3.089 735.036 六 校验传动比 实际传动比为i实 =2.99*3*4=35.88 总传动比i总=35.937 所以传动比相对误差为 求作用在齿轮上的力 因已知低速级大齿轮的分度圆直径为62.000mm 而 圆周力 Ft=2*/d1=2231.774N 径向力 Fr=839.378N 轴向力=218.532N 3. 初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理。由表15-3，取=112，于是得： 21.671mm 输出轴的最小直径显然是安装大带轮处轴的直径d -，为了便于制造，故初选d - 13 / 19 =
16、25mm 4.轴的结构设计 1拟定轴上零件的装配方案 本题的装配方案如上述分析所述，按课本上P48图5-34所示装配。 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足轴向定位要求，-轴段右端制出一轴肩，故取-段的直径d- =35mm 。并根据带轮的宽度选L -=B=(Z-1*e+2*f=38mm. 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球承。 参照工作要求并根据d-=35mm ，由轴承中初步选取0 基本游隙组、标准精度级的角接触 球轴承7008C。起尺寸为d*D*B=40mm*68mm*15mm.故取d-=d-=40mm ，且取挡油板宽 度为10+2mm,
17、故 L-=B+10+2=27mm. 显然，d-=d-+2*h 起轴肩定位作用，故取 d-=55mm. 根据计算，显然齿根圆到键槽底部的距离 X1/2=117000.8Nmm M2=(MH 2+M V2 21/2=117083.9Nmm 扭矩 T T1=69.185*103Nmm 15 / 19 6.按弯扭组合应力校核轴的强度 进行弯钮校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。取a=0.6，轴的计算 应力为：4.321Mpa 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得=60MPa，因此是安全的。 e1 875.349/2054.976=e2 故对轴承 1， X1=0.44，
18、 Y1=1.275 对轴承 2，X2=1， Y2=0 16 / 19 按表 13-6，取载荷系数fp=1,则： P1=fp*(X1Fr1+Y1Fa1=0.44*1899.09+1093.881=1929.481N P2=fp*(X2Fr2+Y2Fa2=X2Fr2=Fr2=2054.976N 4验算轴承寿命 因为 P1/(d*h*l=4*69.185*1000/(25*7*24=65.89Mpa小直齿轮的作用点与右支撑受力点间的距离为： 17 / 19 l1=L-a+B1/2-2=39-15.7+50-2=71.3mm ,取 l1=71mm 大斜齿轮的作用点与左支撑受力点的距离为 l2=L-a+
19、B2/2-2=41.5-15.7+65/2-2=56.3mm, 取l2=56mm. 小直齿轮与大斜齿轮的作用点的距离为 l3=B1/2 +B2/2+L-=50+32.5+9.5=92mm 6）求作用在小直齿轮上的力： 已知d2=93mm, 而Ft=2*T/d=2*199.287*10 3/93=4285.742N Fr=Ft*tan n=4285.742*tan20 o=1559.882N 圆周力 Ft 及径向力Fr的方向如图所示 18 / 19 由以上计算得： 6. 按弯扭合成应力校核轴的强度 校核时，由以上分析可知危险截面B最危险，取a=0.6, 轴的计算应力 32.65Mpa 前已选定轴
20、的材料为45钢，由表查得=60MPa，因此是安全的。 1/2=255480.116Nmm M2=(MH 2+M V2 21/2 =171369.983Nmm 扭矩 T T=199.287Nm 19 / 19 Fd2=e2*Fr2=0.456*3060.178=1395.441N Fa1=Fd1=1597.65N Fa2=Fd1+Fae=1597.65+218.532=1816.182N 所以： Fa1/C0=1597.65/20000=0.0799 Fa2/C0=1816.182/20000=0.091 综上两次计算相差不大，因此确定：e1=0.444,e2=0.456，Fa1=1597.65
21、N ，Fa2=1816.182N 3）求当量动载荷P1和P2 因为1439.324/3598.311=0.399e2 故对轴承 1， X1=1，Y1=0 对轴承 2，X2=0.44，Y2=1 按表 13-6，取载荷系数fp=1,则： P1=fp*(X1Fr1+Y1Fa1=fp*X1Fr1=3598.311N P2=fp*(X2Fr2+Y2Fa2=X2Fr2+Y2Fa2=3004.334N 4验算轴承寿命 因为 P1/(d*h*l 1=4*199.287*1000/(40*8*78=31.937Mpa/(d*h*l 2=4*199.287*1000/(40*8*44=56.616Mpa =100Mpa 故此两键联接强度均足够，即两键均合格。