机械课程设计

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 日精品文档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） ：DFvF=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：-2运输机主轴上所需要的功率：传动装置的总效率：其中，查机械设计课程设计P13 表 3-1， V 带传动的效率，闭式圆柱齿轮的效率（精度等级8），滚子轴承的效率，弹性联轴器的

2、效率，工作机的效率所以：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：精品文档电动机型号为Y112M-4Pm=4KW-3精品文档传动装置得总传动比：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（高速轴）轴（中间轴）轴（低速轴）=0.970.983.652计算各轴的转速电动机轴高速轴中间轴-4精品文档低速轴3计算各轴的转矩电动机

3、轴高速轴中间轴低速轴4上述数据制表如下 ：参数输入功率转速输入转矩传动比效率轴名P（）n （）T（）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:确定计算功率根据机械设计P156 表 8-8 ，此处为带式运输机，载荷变动小，每-5精品文档天两班制工作每天工作8 小时，选择工作情况系数选择 V 带型号根据机械设计 P151图 8-11 表 8-7 8-9 ，此处功率与小带轮的转速，选择 A型 V带，。确定带

4、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-6精品文档故包角合适。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 ）带轮小带轮大带轮尺寸-7精品文档槽型AA基准宽度11

5、11基准线上槽深2.752.75基准线下槽深8.78.7槽间距150.3150.3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。（ 2 ）按齿

6、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 32kt Ttu 1( Z H Z E ) 2du H -8精品文档 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 106 查得材料的弹性影响系数 Z E189.8MPa 1/ 2由式 10-9 计算接触疲劳强度用重合度系数Z29.841°22.849° z1 (tana1tan')z2 (tana2tan' ) / 2=1.734Z=0.8723计算许用接触应力: 由图 10-26 （ c）查得计算应力循环次数：N1=1.66109 ， N2=0.

7、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 则,因此应取较小值代入确定齿轮参数及主要尺寸，试算出小齿轮分度圆直径-9精品文档d1t 32ktTtu 1ZH ZE)2=46.820mmu(H d圆周速度 Vd1t n1=1.77 m/s601000齿宽 b=d d1t =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 Ft 12T1 / d1t =2.174103NK AFt1 / b46.43 N / mm100N / mm查表得齿间载荷分配系数K H=1.2用插值法

8、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 KH=1.419 ，由此得到实际载荷系数K HKAKVKHK H=1.79按实际载荷系数算得分度圆直径d1d1t 3K H =52.088mm ，其相应的齿K Ht轮模数 md1 / z1 =2.17mm按齿根弯曲疲劳强度设计由式 10-7试算模数，即mt2K Ft T1YYFaYsa3d z12?( F)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 =0.684查得齿形系数 YFa 1 =2.65， YFa 2 =2.23查得应力修正系数Ysa1 =1.58， Ysa 2 =1.76查得小、大齿轮的齿

9、根弯曲疲劳极限分别为：-10查得弯曲疲劳寿命系数K FN 1 =0.86 ， K FN 2 =0.90弯曲疲劳安全系数S=1.4F 1KFN1Flim1=319.43MPaSF 2KFN2Flim2=308.57 MPaSYFa1Ysa1 =0.0131YFa 2Ysa2=0.0127 F1 F2因为大齿轮大于小齿轮，所以取YFa1Ysa1=0.0131F 1试算模数 mt 32K Ft T1Y ? (YFa Ysa ) =1.272 mmd z12 F 调整齿轮模数1、 圆周速度 vd1mt z1=30.531mm ,d1tn1=1.15m/sV1000602、 齿宽 bb=d d1t =3

10、0.531mm3、 宽高比 b/h=10.67计算实际载荷系数K F1、由表查得=1，V= 1.66 m/s ,7 级精度， = 1.042、齿轮的圆周力Ft1 2T1 / d1t =3.334103 N， K A Ft1 / b109N / mm 100N / mm3、查表得齿间载荷分配系数K F =1.04、用插值法查得K H=1.417 ， K F =1.34 由此得到实际载荷系数K FK AKVK F KF =1.39精品文档d1 =52mmd 2 =220mm-11精品文档按实际载荷系数算得齿轮模数m= mt 3K F =1.3，取标准值 m=2,按接触疲K Ft劳强度算得分度圆直径

11、d1 =52.088mm, 算出小齿轮模数z1d1 / m=26.044取 z1 =26 ，则 z2 =u z1 =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d1mz1 =52mm， d1 mz2 =220mm2、 计算中心距 a= (d1d2 ) / 2 =136mm3、 计算齿轮宽度 b=d d1 =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b156mm， b2b52mm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

12、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°zz1z226+110=136xx1x21.054y(a' a) / m1yxy0.054分配变位系数x1 、 x2 ， x1 =0.51， x2 =0.53齿面接触疲劳强度校核取 K H =1.79, T1 =5.09 109 N.mm,d1,d152mm, u4.22, ZH2.251Z E189.8MPa 2 , Z0.91将他们带入式中得到-12精品文档H2KH T31 ? u1 ? ZH ZE Z 469.5MPa<

13、H =656.6MPad d1u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KF1.764,15.09104,Fa12.149, Fa 22.065TN ? mm YYYSa11.84,YSa21.93,Y0.68, d1, m2mm, z126 ，将他们带入式中，得到F12K FT1YFa1YSa1Y=131.3MPa<319.43MPad m3 Z12F 22K FT2YFa 2YSa2Y=132.34MPa<308.57MPad m3Z12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 Z126,

14、 Z 2110，压力角20 ，x1 =0.51 ，x2 =0.53 ，a=138mm ，b156mm，b252mm，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，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-13精品文档初选小齿轮的齿数；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

15、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d1t2kHtTtu 1(ZHZEZ Z23u)d 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=2.433由表 106 查得材料的弹性影响系数 Z E189.8MPa 1/ 2由式 10-9 计算接触疲劳强度用重合度系数Z29.675°23.844° z1 (tan a1tan') z2 (tana2 tan ' ) / 2 =1.6474( 1) =0.658Z3计算许用接触应力: 由图 10-26（ c

16、）查得计算应力循环次数： N1= 3. 93108 ， N2= 1. 19810 8由图 10-23 查取接触疲劳寿命系数=0.95，=0.92-14精品文档安全系数由表10-5 取，失效概率为1 则,因此应取较小值代入确定齿轮参数及主要尺寸，试算出小齿轮分度圆直径2k T u 1 ZHZEZ Z2d1t3Ht tu() =58.818mm H d圆周速度 Vd1t n1=0.525 m/s601000齿宽 b=d d1t =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Ft 12T1 / d1t =6.937103 NKAFt

17、 1 / b117. 9N / mm100N / 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 K H =1.420 ，由此得到实际载荷系数KHK AKV K H KH =1.73808按实际载荷系数算得分度圆直径d1d1t 3 K H =64.797mm ，其相应的齿K Ht轮模数 md1 / z1 =2.515mm按齿根弯曲疲劳强度设计由式 10-7 试算模数，即-15精品文档2YFaYsa2KFt T1Y Y COS? ()mt3d z12F 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 =0.6

18、82查得齿形系数YFa 1 =2.60， YFa 2 =2.22查得应力修正系数Ysa1 =1.61 ， Ysa 2 =1.79查得小、大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为：查得弯曲疲劳寿命系数K FN 1 =0.9， K FN 2 =0.88弯曲疲劳安全系数S=1.4F 1K FN1Flim1=334.3MPaSF 2K FN2Flim2=301.7MPaSYFa1Ysa1 =0.0125YFa 2Ysa2=0.0095F 1 F2因为大齿轮大于小齿轮，所以取YFa1Ysa1=0.0125F 12Y Y试算模数 m32KFt T1Y Y COS(?Fa sa )=1.737mmtd z12 F 调

19、整齿轮模数4、 圆周速度 vd1mt z1 =44.754mm ,Vd1t n1=0.4m/s1000605、 齿宽 bb=d d1t =44.754mm6、 宽高比 b/h=11.45计算实际载荷系数K F1、由表查得=1 ，V= 0.4 m/s ,7 级精度，= 1.01-16精品文档2、齿轮的圆周力Ft12T1 / d1t =9.117 103 N，KAFt 1 / b203. 7N / mm100N / mm3、查表得齿间载荷分配系数K F =1.24、用插值法查得K H =1.418 ， K F =1.39 由此得到实际载荷系数K FKAKVKF KF=1.658按实际载荷系数算得齿

20、轮模数m= mt 3K F=1.737，取标准值 m=2, 按接触K Ft疲劳强度算得分度圆直径d1 =64.797mm,算出小齿轮模数z1 d1 / m =31.43取 z1 =32 ，则 z2 =u z1 =102.16，取 z2 =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d1 mz1 =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= d d1 =64mm考虑不可避免的安装误差，

21、为了保证设计齿宽b 和节省材料，取b169mm， b2b64mm（ 3）螺旋角( Z1Z2 )Mn13. 779arccos2a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-17精品文档K H =1.723, T1 =2.0410 5 N.mm,d1, d 163. 837mm,u3. 25, Z H2. 44189. 810. 326,0. 9855ZE2 ,ZZMPa将他们带入式中得到K T?u1? ZHZEZ Z525.77MPa< H =525MPaH2 H31d d1u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

22、。齿根弯曲疲劳强度校核取KF1. 533,T12. 04105 N ? mm,YFa12. 549, YFa 22. 14YSa11. 63,YSa21. 84,Y0. 672,d1,m2 ,32mmz1，将他们带入式中，得到2F 12KFT1YFa1YSa1Y Y COS=192.98MPa<334.3MPad m3Z122F 22KFT2YFa2YSa2Y Y COS=106.11MPa<301.7MPad m3Z12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 Z132, Z2103 ，压力角20，螺旋角13. 779 ，x1 =0，

23、 x2 =0 ，a=139mm， b169mm， b264mm，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=3.65kwn2=170.62r/minT2=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-18精品文档根据机械设计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d12 ，为了使所选的轴直径d1 2 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

24、-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=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

25、-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=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=3.84kwn1=720r/minT1=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-19精品文档L1

26、-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，d D B=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

27、（ 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 54mm取 d5-6= 40mm采用平键连接：选处键的尺寸为： b h L=12845mm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：3=3.47kwn3=52.5r/minT3=631210N.mm由前面已算得： p分度圆直径d4=212.104mm（ 1）选择轴的材料

28、：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，GB/T1096-1979输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1 2 ，为了使所选的轴直径 d1 2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K A=1.3,则：-20精品文档Tca=KA T3=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·。半联轴器的孔径 d=45mm，故轴 d1-2 =45mm 半联轴器长度

29、L 112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 l1 的长度应该比 L1 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 d D B=60x95x18，,轴段 3-4 和 6-7 的直径取