机械设计课程设计说明书(共25页)

1、 机械设计课程设计计算说明书设计题目圆锥圆柱齿轮二级齿轮减速器学院（系）：制造科学与工程学院专 业： 机械设计制造及其自动化班 级：*姓 名：*学 号：*指导老师：*完成日期：2015年7月8日 计 算 及 说 明计算结果第一部分 绪论 本课程设计主要内容是进行一级圆柱直齿轮的设计计算，在设计计算中运用到了机械设计基础、机械制图、工程力学、公差与互换性等多门课程知识并运用 AUTOCAD 软件进行绘图， 因此是一个非常重要的综合实践环节, 也是一次全面的、 规范的实践训练。通过这次训练，使我们在众多方面得到了锻 炼和培养。主要体现在如下几个方面： （1）培养了我们理论联系实际的设计思想，训练了

2、综合运用机械设计课程和 其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力， 巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。 （2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了 一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科 学的工程设计能力和创新能力。 （3）另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的 能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。（4）加强了我们对Office软件中Word功能的认识和运用。第二部分 课题题目及主要技术参数说明2.1 课题题目某带式运输机采用双班连续工作，载荷有轻微振动，小批量

3、生产，工作年限5年，速度允许误差±5%，要求电动机轴线与运输带鼓轮轴线垂直，试设计该带式运输机传动装置，原始数据如下。2.2 主要技术参数说明 运输带牵引力F = 3800N，运输带速度V=0.85m/s,滚筒直径D=420mm。n = 1000×60×0.85/420=38.65 r/min2.3 工作台示意图 三、 确定传动方案 方案1为两级传动，电动机直接与初论相联结，传动比及结构尺寸较大，所以不合适。 方案2第一级用带传动，后接两级齿轮传动，带传动能缓冲、吸振，过载时形成保护，结构尺寸稍大，但优点更多，本题选择方案2 。3.2 电动机选择由于该生产单位采用

4、三相交流电源，可考虑采用 Y 系列三相异步电动机。三 相异步电动机的结构简单， 工作可靠， 价格低廉， 维护方便， 启动性能好等优点。传动装置总效率 ：=1·2·3·43·51=0.96 V带效率；2=0.96 圆锥齿轮传动效率；3=0.97 圆柱齿轮传动效率；4=0.99 滚动轴承效率；5=0.99 刚性联轴器效率； 电动机所需功率：P=FV/1000=3800×0.851000=3.23KwPd = P= 3.230.859 = 3.76 Kw确定电动机型号：Y132M1-6其相关参数如下：额定功率：P = 4 Kw电动机满载转速：nw =

5、 960 r/min电动机轴伸出直径：D = 38 mm电动机轴伸出长度：L = 80 mm 四、运动学和动力学计算1、 总传动比及其分配 i总=nm/n = 960/38.65 = 24.84 i总=i1·i2·i3= 2×3.2×3.88i1 V带传动比；i2 圆锥齿轮传动比；i3 圆柱齿轮传动比；2、 减速器各轴转速计算：n= 960/2 = 480 r/minn= 480/3.2 = 150 r/minn= 150/3.88 = 38.66 r/min3、 减速器各轴功率计算：P=Pd·1 = 3.76×0.96 = 3.61

6、 KwP= P·2·4 = 3.61×0.96×0.99= 3.43 KwP=P·3·4 = 3.43×0.97×0.99 = 3.29 Kw减速器各轴功率、转矩、转速如下： 轴号 功率(Kw) 转速（r/min） 转矩 T（N·m） 3.61 480 71.824 3.43 150 218.380 3.29 38.66 812.713五、V带传动设计1、确定V带型号和带轮直径 工况系数KA 由表11-5确定 计算功率PC PC = KA·Pd 选带型号 图11.15 A型 小带轮直径 D1mi

7、n = 75mm 取D1 = 100 mm 大带轮直径 D2 = （1-）D1·n1/n2 =（1-0.01）×100×960480= 198mm 取200mm 大带轮转速 n2 = （1-）·D1·n1/D2 = （1-0.01）×100×960200 = 475.2 mm 2、计算带长 Dm = （D1+D2）/2 = 100200÷2 = 150 mm = （D2-D1）/2 = 50 mm 初取中心距：a = 500 mm 带长 Ld =·Dm + 2a + 2/a =×150+2

8、15;500+502÷500 = 1476.24mm 取Ld=1600mm3、确定中心距和包角中心距a a = (L-·Dm)/4+（L-·Dm）2-82）1/2/4 =1600-×150+1600-×1502-821/2/4 = 562.16mm包角11 = 18060D2-D1/a = 180-60(200-100)/562.16= 169.33>1204、 求带根数带速：V = ·D1·n1/60·1000 ×100×960÷60×1000 = 5.03m/s 传

9、动比：i =960/475.2=2.02 带根数： 表 11-8 P0=0.97 ； 表11-7 K=0.978 ； 表11-12 KL =0.99 ； 表11-10 P0 = 0.11 Kw Z = PC/（(P0+P0)·K·KL） = 4.88/(0.97+0.11)·0,98·0.99 = 4.665、 轴上载荷张紧力F0 表11-4 q=0.10Kg/mF0=500PC·（2.5-K）/2.5vz + qv2 =153.79N轴上载荷FQ=2ZF0sin（1/2） =1531.238N带论结构：B=(Z-1)e + 2f = 78 m

10、m六、锥齿轮传动设计 1、选择锥齿轮材料： 直齿锥齿轮加工多为刨齿，不宜采用硬齿面。小齿轮选用40Cr，调质处理，硬度241HB 286HB，取平均硬度260HB；大齿轮选用45钢，调质处理，硬度217HB 255HB，取平均硬度240HB。 2、初步计算： 齿数Z和精度等级 取Z1=24 ；Z2 =i·Z1=3.2×24=76.8 取Z2=76 估计V4m/s,选8级精度 使用寿命系数KA 由表12.9 KA=1.25 动载系数Kv 图12.9 Kv =1.15 齿间载荷分配系数KH 表12.10 b· KA/Ft 未知 Cos1 = u/u2+11/2 =3.

11、2/3.22+11/2 =0.954 Cos2 = 1/u2+11/2 =0.298 Zv1=Z1/cos1 = 24÷0.954 =25.16 Zv2=Z2/cos2 = 76÷0.298 =255.03 V = 1.88-3.2·1/Zv1+1/Zv2cos = 1.88-3.2×1÷25.16+1÷255 ×1 =1.74 Z=4-V/31/2 =4-1.74÷31/2 =0.868 KH =1/Z2 =1÷0.8682 =1.327 齿向载荷分布系数K 表12.20 及标注3 K=1.9 载荷系数

12、K K=KA·Kv·KH·K=1.25×1.15×1.327×1.9=3.62 转矩T1=71824N·mm 弹性系数ZE 表12.12 ZE=189.8 节点区域系数ZH 图12.16 接触疲劳极限 图12.17c 最小安全系数SHmin 表12.14 接触寿命系数ZN 工作时间 Th = 5×300×16=24000h 应力循环次数 N1 = 60×480×24000 =6.9×108 N2 = 60×480×24000÷3.17=2.1&#

13、215;108 许用接触应力H H1 =Hlim1·ZN1/SHmin=720×0.9÷1=648 H2 =560×0.9÷1=504 小轮大端分度圆直径d1 取R = 0.3 d14.7K·T·（ZE·ZH·Z/H）2/R/u/（1-R） =105.23mm 3、验算圆周速度KA·Ft/b dm1 = （1-0.5R）·d1 = （1-0.15）×105.23 = 89.45 mm Vm =·dm1·n1/60000 = 2.25 m/s Ft = 2T

14、1/dm1 = 1605.9 N b = 0.3R = 52.65 mm KA·Ft/b = 38.13< 100 N/mm 与估计值相符 4、确定传动尺寸 大端模数m m = d1/Z1 =105.23/24 = 4.38 表12.3 取m = 4 实际大端分度圆直径d1 d1 = m·Z1 = 4×24 = 96 mm d2 = m·Z2 = 4×76 = 304 mm 锥距R R = （Z12+Z22）1/2·m/2 = （242+762）1/2·/2 = 159.4 mm 齿宽b b = R·R =

15、159.4×0.3 = 47.82 mm5、 齿根弯曲疲劳强度计算齿形系数YFa 图12.30应力修正系数YSa 图12.31重合度系数Y Y=0.25+0.75/v =0.25+0.75/1.74 =0.681齿间载荷系数KF 表12.10 KF=1/Y=1/0.681 = 1.47载荷系数K K=KA·Kv·KF·K = 1.25×1.15×1.47×1.9 =4.01弯曲疲劳极限Flim 图12.23c弯曲最小安全系数SFmin 表12.14弯曲寿命系数Yn 由题意尺寸系数Yx 图12.25许用弯曲应力F F1= Fl

16、im1·Yn1·Yx/SFmin =600×0.88×1.0÷1.25=422.4MpaF2=324Mpa验算 F1= = =151.24MpaF1 F2=F1· =151.24× =150.77MpaF2六、斜齿圆柱齿轮传动的设计计算材料选择：小齿轮 40Cr 调质 241-286HB 平均260HB 大齿轮 45钢 调质 217-255HB 平均240HB1、 初步计算转矩T1齿宽系数d 表12.13Ad值 表12.16 初取15 初步计算许用接触应力H 图12.17cH1=0.9Hlim1=0.9×710=6

17、39MpaH2=0.9Hlim2=0.9×560=504Mpa初步计算小齿轮直径d1 d1Ad·（）1/3 =84.16 取85 mm初步齿宽b b=d·d1=85 mm2、 校核计算圆周速度v v=0.667m/s齿数Z、模数m和螺旋角 取Z1=27，Z2=iZ1=3.88×27=104.8 取Z2=105Mt=d1/Z1=85/27=3.036 mm表12.3，取Mn=3 mm=arccos（Mn/Mt） =arcos(3/3.036) =17.6° 使用系数KA 表12.9 动载系数Kv 图12.9 齿间载荷分配系数KH Ft=2T1/d

18、1=2×218380/85=5138.35NKA·Ft/b=5138.35×1.35/85 = 81.61 N/mm<100 N/mm=1.88-3.2（1/27+1/105）cos=1.649 = =2.73=+=1.65+2.73=4.38t =arctan（tann/cos） = 20.9° Cosb=cos·cosn/cost=0.953由此得 KH=KF=/cos2b=1.85 齿向载荷分布系数KH 表12.11KH=A+B(b/d1)2+C·10-3·b=1.17+0.16+0.61×85

19、5;10-3=1.3788动载系数K K=KA·Kv·KH·KH=1.35×1.02×1.815×1.3788=3.45弹性系数ZE 表12.12节点区域系数ZH 图12.16重合度系数Z 式12.31 >1，=1 Z=（+/） =0.779螺旋角Z=cos=0.953 =0.976许用弯曲应力F总工作时间Th Th=16×300×5=24000h应力循环次数NL NL1=24000×60×1502.16×108 NL2=NL1i=2.16×108÷3.88=

20、5.57×107 接触寿命系数ZN H1=642.4MpaH2=560MpaH=ZE·ZH·Z·Z·（）1/2 =189.8×2.38×0.779×0.976×（）1/2 =611.03H2 尺寸调整 取d1=90 mm b=90按以上校核计算相同的步骤，再次求得各参数如下：V=0.707m/sZ1=29 Z2=112Mt=3.103 Mn=3=14.832°KA=1.35 Kv=1.02=1.68 =2.44=4.127KH=KF=1.785KH= 1.3788K=3.389ZE=189.8M

21、paZH=2.42Z=0.77Z=0.98H=189.8×2.42×0.77×0.98×1/2550.6<560Mpa 4、确定传动主要尺寸中心距a a= =219.6 实际分度圆直径d1 d1=90mm d2=349.2mm 齿宽b b=1×90=90 mm6、 齿根弯曲疲劳强度计算齿形系数YFa Zv1=Z1/cos3=32 Zv2=Z2/cos3=115 图12.21应力修正系数YSa 图12.22重合度系数Y v=1.883.2（1/32+1/115）cos =1.694 Y=0.25+0.75/v =0.693螺旋角系数Y Ym

22、in=1-0.25· =0.75 Y=1-·°/120°=1-14.832°/120°=0.876齿间载荷分配系数KF =3.538KF<KF=1.785 齿向载荷分布系数KF 图12.14b/h=90/(3×2.25)=13.3KF=1.38载荷系数K K=Ka·Kv·KF·KF=1.35×1.02×1.785×1.38=3.392 许用弯曲应力FF1= =422.4 MpaF2=342Mpa 验算 F1=·YFa1·Ysa1·

23、Y·Y= =150.68 Mpa F1F2=F1· =146.8MpaF2六、轴的初步计算 1、轴的材料选择：45钢，调质处理 2、按许用切应力计算轴的最小直径： 轴：dmin112·=22.02 轴：dmin112·=31.78 轴：dmin112·=49.2七、初选联轴器和轴承1、联轴器选择：输出轴与工作机输入轴采用刚性联轴器，型号为 GYS7 公称扭矩Tn=1600 N/m 许用转速n=6000 r/min2、轴承选择： 轴 6207 轴 6207 轴 6212八、齿轮结构设计 小锥齿轮采用锻造结构，其尺寸如下 ds=30 mm 轮毂直径

24、D1=1.6×30=48 mm 轮毂长度L=1.21.5ds，取L=50 mm 大锥齿轮采用锻造结构，其尺寸如下 ds=45 mm 轮毂直径D1=1.6×45=72mm 轮毂长度L=68 mm 腹板厚度C=12 mm 小斜齿轮做成齿轮轴 大齿轮采用锻造结构，其尺寸如下 ds=65 mm 轮毂直径D1=1.6×65 = 104 mm 轮毂长度L=100 mm d0=55 mm D0=214mm D2=316mm 九、轴按许用弯曲应力计算（以轴为例） 1、齿轮作用力计算： 、锥齿轮受力计算： Ft1=Ft2=2T1/d1=71824×2÷96=14

25、96.3NFr1=Fa2=Ft1·tan·cos1=519.6NFa1=Fr2=Ft1·tan·sin1=163.7N、圆柱斜齿轮受力计算：Ft1=2T1/d =2×218380÷90=4852.9N Fr=Ft·tant=1853.1N Fa=Ft·tan=1444.3N 轴的材料选用45钢，调质处理，B=650Mpa，s=360Mpa，作出轴的初步设计：如上图所示1、确定轴上各力作用点及支点跨距L1=60.5 mm L2 = 90 mm L3=82.5 mm2、支座反力、弯矩及转矩计算水平面：水平面主要受径向力

26、对C1处求矩：C2·（L1+L2+L3）+Fr1·L1=Fr2·（L1+L2） 得 C2=1154.5 N C1=-C2-Fr1+Fr2=-1154.5-163.7+1853.1=534.9 N弯矩图如图垂直面：主要受周向力对C1处求矩有：Ft1·L1+Ft2·（L1+L2）=C2·（L1+L2+L3） 得 C2= =3512.7N C1=4852.9+1496.3-3512.7=2836.5N弯矩图如图所示合成弯矩图：3、转矩：T=218.380N/m4、许用应力：表16-3查得0b=102.5Mpa -1b=60Mpa 应力校正系

27、数：=-1b0b=0.595、当量弯矩图： 在锥齿轮中截面处=216.99N/m 在斜齿轮中截面处=333.2N/m校核轴径：小齿轮齿根圆直径 df=d1-2·（ha*+C*）Mn=90-2×1.25×3=82.5 mm da=38.182.5 mm dc=32.582.5 mm十、轴承寿命计算（以轴为例计算） 6207轴承主要性能参数如下： 基本额定动载荷：Cr=25.7KN 基本额定静载荷：Co=15.3KN极限转速No=8500 r/min轴承面地面安装，由于前面已求得支座反力，则轴承受力为：Fr1=2886.5 N Fr2= =3697.5 N 轴向力Fa

28、2=1444.3-519.6=924.7 N Fa1=0 Fa2/Cor=924.7/15300=0.06 Fa2/Fc2=924.7/3643.02=0.254e=0.268 X2=1，Y2 =0 fd=1.1 P2=fd·（X2·Fr2+Y2·Fa2） =1.1×3697.5 =4067.3N P1=1.1×2886.5=3675.1N 轴承寿命计算：只需验证P2处 L10h=· =· =27939.4 h预期寿命=5×16×300=24000 hL10h十一、选键并校核（以轴为例） 1、锥齿轮处键的

29、类型和尺寸 键14×9 GB1096-79 具体参数：b=14mm h=9mm L=60mm 键的挤压强度校核： 表7-1查得：p=110Mpa 所能传递的扭矩为：T=·h··d·p =45×9×46×110÷4 =5512325N/mm十二、齿轮和轴承润滑 1、齿轮 V12 m/ske 可采用油池润滑50号机械润滑油。 2、轴承 dn = 35×150=5250（23）×105 选用脂润滑。 十四、选择轴承、带轮、齿轮配合(以轴为例) 轴与轴承内圈配合采用k6 箱体座孔与轴承外圈配合采用H7 齿轮与轴的配合采用H7/r6 带轮与轴的配合采用H7/n6 =0.859Pd=3.76Kwi总 = 24.84i1=2i2=3.2i3=3.88KA = 1.3PC = 4.89A型D1=100mmD2=200mm n2=475.2 r/minDm=150mm=50mmLd=1600mma=562.16mm1=169.33V=5.03m/sZ=5F0=153.79NFQ=1531.238NZ1