机械设计基础课程设计(作业范例)

1、武汉理工大学机械设计基础课程设计报告专业班级：课题名称：设计一用于带式运输机上的单级圆锥齿轮 减速器姓 名：学 号：指导老师：完成日期:、电动机的设计1 .电动机类型选择按工作要求和条件选取 Y系列一般用途的全封闭(自扇)冷笼型 三相异步电动机。2 .选择电动机容量(1)计算工作机所需功率PwPW = iooo n. = 4000 X1.2/1000 X0.98 Kw 11Kw其中，带式输送机的效率：iw=0.98(查机械设计、机械设计基础课 程设计P131附表10-1)。(2)计算电动机输出功率P0按机械设计、机械设计基础课程设计P131附表10-1查得V带传动效率T b = 0.96 ,

2、一对滚动球轴承效率 vr = 0.99 , 一对圆锥 齿轮传动效率 刀g = 0.97 ,联轴器效率 Xc = 0.98。(其中，刀 为 电动机至滚筒主动轴传动装置的总效率，包括V带传动、一对圆锥齿轮传动、两对滚动球轴承及联轴器等的效率)。 传动装置总效率为：刀="2仆仆=0.95 X 0.99 2X 0.97 X 0.98 = 0.894 ,电动机所需功率为:cPwCr = = 4.90/0.894 Kw 5.48 Kw 。根据 R选取电动机的额定功率Pm使Pm = (11.3) P 0 =5.487.124 Kvu为降低电动机重量和成本，由机械设计、机械 设计基础课程设计P212

3、附表10-112查得电动机的额定功率为 Pm= 5.5 Kw。(3)确定电动机的转速工作机主轴的转速nw,即输送机滚筒的转速：nw = 60 1000v = 60 X 1.2 X1000/3.14 X400 r/min D57.30 r/min根据机械设计、机械设计基础课程设计 P12表3-3确定传动 比的范围，取V带传动比ib = 24,单级圆锥齿轮的传动比ig= 2 3,则传动比范围比i = (2 X2)(4X3) = 412。电动机的转速范围为：n = in w = (4 12) x 57.30 r/min = 230 688 r/min ,符合这 一同步转速范围的有750 r/min

4、一种。根据同步转速查机械设计、 机械设计基础课程设计P212附表10-11确定电动机的型号为Y160M2-8,其满载转速 n m = 970 r/min 。此外，电动机的中心高、外形尺寸、轴伸尺寸等均可查表得出。3 .计算总传动比并分配各级传动比 (1)总传动比n mi = 720/57.30 r/min = 12.57 r/minnw(2)分配各级传动比为使带传动的尺寸不至过大，满足i b<i g ,可取i b = 3,则齿轮的 传动比：ig = i/i b= 12.57/3 = 4.194 .计算传动装置的运动和动力参数(1)各轴的转速m = nm / i b = 720/3 r/m

5、in = 240 r/minnn = n i/i g = 240/4.19 r/min = 57.30 r/minn w = nn = 57.30 r/min各轴的功率Pi = PmY b = 5.5 X 0.96 Kw = 5.28 KwPn = Pi Yr Yg = 5.28 X 0.99 X 0.97 Kw = 5.07 KwPw= PuYc = 5.07 x 0.99 X0.98 Kw = 13.28 Kw(3)各轴的转矩各轴的转矩To = 9550 且=9550 X 5.5/720 N - m 73 N m nOTi = 9550 = 9550 乂 5.28/240 N m 210.

6、1 N m niP2T2 = 9550 = 9550 X 5.07/57.3 N m 845 N m n2Tw= 9550 Pw/ n w = 9550 x4.92/57.3 N m 820 N m(4)将计算的结果填入下表参数轴名称电动机轴I轴n轴滚筒轴转速 n (r/min )72024057.357.3功率P (kw)5.55.285.074.92转矩T (N m)73210.1845820传动比i34.191效率T0.960.960.975.电动机的草图型号额定功率满载转速起动转矩 额定转矩最大转矩 额定转矩Y160M2-85.5 KW720 r/min2.02.0L = 7_CIE

7、= .二、带传动的设计由设计任务书条件要求，此减速器工作场合对传动比要求不严格 但又要求传动平稳，因此适用具有弹性的饶性带来传递运动和动力。 V带传动时当量摩擦系数大，能传递较大的功率且结构紧凑；故此处 选择V型梢带轮。带轮材料常采用铸铁、钢、铝合金或工程塑料等，当带的速度 v <25 m/s时，可采用HT15Q当带速v=2530 m/s时，可采用HT20Q 当v>35 m/s时，则用铸钢或锻钢（或用钢板冲压后焊接而成），传 递功率较小时，可用铸铝或工程塑料等材料。带轮的设计准则是，在保证代传动不产生打滑的前提下， 具有足 够的疲劳强度，带轮的质量小，结构公益性好，无过大的铸造内应

8、力， 质量分布要均匀等。1 .确定计算功率Pc = KaP = 1.2 X5.5 = 6.6 Kw查机械基础P226页 表9-7知：Ka=1.22 .确定V带型号按照任务书要求，选择普通 V带。根据FC = 6.6 Kw及n1 = 720 r/min ,查机械基础P227页 图9-8 确定选用B型普通V带。3 .确定带轮基准直径(1)确定带轮基准直径根据机械基础P228页 表9-8取标准值确定：ddi = 140mm(2)计算大带轮直径dd2 = i ddi (1- e) = (720/240) x 140X (1-0.02 ) mm= 411.6mm 根据 GB/T 13575.1-9 规定

9、，选取 dd2 = 410mm4 .验算带速v=dd1n1 = 3.14 x 140X 720/60 x 1000m/s = 5.28 m/s60 1000由于5m/s<v< 25m/s,带速合适。5 .确定带长及中心距(1)初取中心距 a0 = 500 mm根据 0.7dd1 dd2 % 2dd1 dd2知：385<a0<1100.确定带长Ld：根据几何关系计算带长得dd1 d d2.一Ldo 2a0 dd1 dd2 = 1900.39 mm24a。根据机械基础P226表9-6取相近的标准值Ld, Ld = 2000 mm(3)确定中心距a a° Ld 2L

10、d0 = 500+(2000-1900.39)/2 mm = 549.81mm ,取 a= 550 mm;amin = a - 0.015Ld = 550 - 0.015 x 2000 mm = 520mma max = a + 0.03Ld = 550 + 0.03 x 2000 mm = 610mm.6 .验算小带轮包角：1 180dd2 dd1 57.3 = 151.9>120° ,符合要求。a7 .确定V带根数Z根据ddi = 140mmM ni = 720r/min ,查机械基础P224表9-3得：R= 1.75Kw,根据带型和i查机械基础P224表9-4得： R =

11、 0.23Kw,查机械基础P225表9-5得：K%= 0.93 ,查机械基础P226表9-6得：Kl = 0.98,PcZ = Pc/P 0 a (P0P0)K KL = 3.66,取 Z=4.8 .确定V带初拉力Fo查机械基础P219表9-1彳#:q = 0.17 kg/m,则Pc / 2.5 八 2Fo = 500 (- 1) qv N = 268.6 N vZ K9 .作用在轴上的力FqFq= 2ZFosin;二 2 X4X 268.6 xsin151.9/2 N = 2084.5 N10 .带轮的结构尺寸及草图B型V带：节宽 bp/mm:14.0 ;高度 h/mm:11.0;截面面积A

12、/ mm :138;V带轮：基准宽度bp/mm:14.0;梢顶宽 b/mm:17.2;顶宽 b/mm:17.0;楔角0:40 ;每米带长质量q/ ( kgm1 ) :0.17基准线至梢顶高度hamin:3.5 ;基准线至梢底深度hfmin:10.8 ；梢间距e/mm：19加.4 ; 第一梢对称线至端面距离f/mm: 12.5 ;最小轮缘厚度9mm:7.5 ;轮缘宽度B/mm:B =（Z-1）e+2f（Z 为齿模数）=82mm。f 7三.减速器齿轮设计设计任务书齿轮传动由主动轮、从动轮（或齿条）和机架组成， 通过齿轮的啮合将主动轴的运动和转矩传递给从动轴，使其获得预期的转速和转矩。锥齿轮的传动比

13、恒定，结构紧凑且效率高，工作可靠 且寿命长。鉴于齿轮的以上优点因此选用齿轮传动， 即圆锥齿轮是两 相交轴传动。所以齿轮传动在机械传动中应用广泛。齿轮材料要求齿面硬，齿芯也要有韧性，具有足够的强度以及具有良好的加工工艺及热处理性，当齿轮的尺寸较大(da>400 mm-600 mm或结构复杂不容易锻造以及一些低速运载的开式齿轮传动时，才有铸钢；高速小功率、精度要求不高或需要低噪音的特殊齿轮传动中， 也常采用非金属材料。材料：小齿轮40Cr调质后表面淬火处理 齿面平均硬度HB=4855; 大齿轮45钢 调质处理 齿面平均硬度HB =217255。1.材料选择及热处理由于结构要求紧凑，故采用硬齿

14、齿轮传动。查机械基础P181表6-3,选择小齿轮材料为 40cr,调质后淬火处理，齿面平均硬度 HB=53HRC大齿轮选用45钢调质处理，齿面平均硬度 HB=250HRC 2.参数选择和几何尺寸计算 (1)齿数比取小齿轮齿数 1=20,则大齿轮齿数 乙=20 X4.19 = 84 , 实际齿数比 产Z2/Z1 = 4.2 ,与要求相差不大，可用。(2)齿宽系数两轮为硬齿面非对称布置，旗=b/R = 0.284 。一般取：取 帜=0.250.30 ,齿宽b WR/3 (查机械基础P195 表 7-2)。(3)载荷系数由于载荷较平稳，且采用硬齿面齿轮，应取最大值，故查机械 基础P183表6-5,取

15、K=1.2。3 .确定许用应力小齿轮查机械基础P181表6-3 ,取w=1080MPa 8b1=510MPa, 由于承受单向载荷，故8b1=510Mp杯变；大齿轮查机械基础P181表6-3,用插值法得同=522MPa, Bb2=304MPa因受单向载荷，故.2 =304Mp杯变。4 .选择精度运输机为一般机械，速度不高，故选择 9级精度。5 .根据齿轮强度条件设计(1)按齿面接触疲劳强度设计根据齿面接触疲劳强度，按机械基础 P197公式(7-7)确定 尺寸d:9550000 Pd > VZ hZe/ cH? rn- 4KTi/ 0.85 加(1-0.5 加)2 以 =104.05 mm式

16、中 帜=0.28 ,按机械基础P183表6-5选载荷系数K=1.2, 转矩 Ti=9.55 X 106 R/N1 = 9.55 x 106 5.28/240 N mm=2.仅 105N mm查机械基础P181表6-3同=1080MPa,诩=522MPa钢制齿轮 配合：Z e = 189.8 VN/ mmo计算圆周速度v：v =dd1n1 = 3.14 x 104.05X240/ 60X 1000 = 1.31m/s60 1000(2)按齿根弯曲疲劳强度设计根据齿根弯曲疲劳强度，按机械基础P197公式(7-9),确定模数m3 /KTYf(1 0.5 r)mn A2 = 3.54卜u 1 rZJ

17、f式中帜=0.28, "4.2, k=1.2 , Yfs为齿形系数，按当量齿数 Zv = Z/cos 5，查机械基础P185表6-7 ,得：Y F1 = Yfs1 = 4.344 , Yf2= Yfs2 = 4.06 ;广1= (Tbb1=510MPa(Tf2= (Tbb2 =304MPa因为 j = 0.00852 ,= 0.01336,F1 F2上FL <,故将以2代人计算。F1 F2 F2 根据机械基础P185表7-1 ,锥齿大端标准模数 m = 3.75mmo6 .计算齿轮几何尺寸(1)齿数比：- Z 2/Z1 = 84/20 = 4.2(2)分度圆锥角：S 1 = a

18、rctan Z 1/Z2 = 20/84 =13 23 32oS 2 = arctan Z 2/Z1 = 84/20 =76 36 27(3)分度圆直径：di = m Zi = 3.75 x 20 = 75 mmd2 = m Z2 = 3.75 x 84 = 315 mm(4)齿顶圆直径：dai = di + 2hacos Si = 82.30 mmda2 = d2 + 2h acos 82 = 3i6.74 mm(齿顶高 ha* =i,顶隙系数 c* =0.2, h f =(ha* + c*)m=i.2m=4.5mm, ha = ha* m =3.75 mm)(5)齿顶圆直径：df i =

19、di - 2h acos Si = 66.25 mmdf2= 42仲笄(i=30.95 mmR)(6)锥顶距：R=m/2JuZi2+Z22>| =iRiZfTm f (7)齿宽系数：徐=b/R = 0.28(8)平均模数：mm = m(i-0.5 巾0 = 3.22 mm(9)当量齿数：Zvi= Zi /cos S i = 20.56Zv2= Z2/cos 82 = 362.66(i0)小锥齿齿轮传递的扭矩：Ti = 9550Pi/Ni = 2i0.i N m7 .校核齿面接触疲劳强度按机械基础4 kt公式Y7-6)(i公式:。5OH = Z hZe JuT/ 0.85俨i-05Z)?=

20、853.03Mpa <同式中，Z H = 2.5,Z E = i89.8 VzN/ mm2,帕=0.28, 产 4.2,Ti = 2.i0x i05N- mm因电动机驱动，载荷平稳，查机械基础Pi83表6-5,取K=i.28 .校核齿根弯曲疲劳强度按机械基础P197公式（7-8）校核公式:3 4KYf(1 0.5 r)/= 4KTYfs/0.85 帜(1-0.5 依)2 m3zi2Ju+ 0 1 Z 2=273.15 < dob式中，料=0.28, k = 1.2, Y fs = 4.344, m = 3.75,=4.2,故符合要求。结论：经校核可知，这对直齿圆锥齿轮传动的齿根弯曲

21、疲劳强度 和齿面疲劳强度足够。四、轴的结构设计轴扭转强度条件为：T T= T/Wt= 95000P3/n <T（部分参数见下表） 0.2d3轴几种常用材料的Pt及Ao值:轴的材料Q235-A 20Q25Z 354540Cr、35SiMn3Cr13Tt15252035254535 55A）14912613511212610311297应当指出，当轴截面上开有键梢时，应增大轴径以考虑键梢对轴 的强度的削弱。对于直径 d> 100 mm的轴，有一个键梢时，轴径增大 3%;有两个键梢时，应增大 7%。对于直径dW100mni的轴，有一个 键梢时，梢时，轴径增大5%7%;有两个键梢时，应增大

22、10%15%。 然后将轴径圆整为标准直径。应当注意，这样求出的直径只能作为 承 受扭矩作用的轴段的最小直径 dmin。综上所述，此轴材料选45号钢，调质处理表面硬度要求217225HBS。1 .按扭矩估算最小直径(1)选择轴的材料及热处理，确定许用应力选用45钢并经调质处理，其 8 = 1080MPa HB=217225。(2)按扭矩估算轴的最小直径主动轴：di 江&J= 33.1mm式中C为考虑弯曲影响和材料确定的系数(查机械基础 P268 表 12-5,取 C=118考虑轴上键梢的影响，轴径加大5%得d1= 33.1 X 1.05 =34.8mm查机械基础P267取标准值d1= 4

23、0mm从动轴：d2= 52.1mm同理，考虑键梢的影响，并选取标准值 d2= 55mm2 .轴的复合强度校核(1)确定轴各段直径和长度轴的复合强度校核与轴的支承点间的跨距有关 ，由下表所示：尺寸项目主动轴从动轴说明外伸端轴径4055应符合轴径标准系列估取安装轴径4560应符合滚动轴承标准系列安装齿轮的轴头直径4666应符合轴径标准系列预选轴承及其宽度B3020930212按锥齿轮受力状态选取类型2124左起第一段，由于安装联轴器，因开有键梢，轴径扩大 7魅圆 整，取轴径55mm长度84mm为了便于安装，轴端进行 2X45°倒 角。左起第二段直径取58mm根据轴承端盖的装拆以及对轴承添

24、加 润滑脂的要求和箱体的厚度，则取第二段的长度 42mm左起第三段，该段装有滚动轴承，选用圆锥滚子轴承，取轴径60mm长度为34mm左起第四段，对轴承起到轴肩定位作用，其直径大于第三段轴， 取74mm根据整体布局，长度取158mm左起第五段安装大圆锥齿轮，根据齿轮的孔径，此段的直径取 66mm长度取45mm左起第六段，为轴承安装段，根据轴承的尺寸，取轴径 60mm 长度取36mm（2）确定轴上零件的定位和固定方式（如图）图2轴上零件的定位和固定方式（3）从动轴的强度校核首先计算齿轮列和节点的作用力圆周力：Ft = 2/dmi=2X 210100/64.35N = 6529.9 N = F t2

25、轴向力：Fa = Ft tan a cos a sin Si = 517.3N = F a2径向力：Fr = F t tan %/ cos Si = 2312.1N = F ,2式中，dm1为小齿轮的平均分度圆直径，d m=（1-0.5 0R）d1 =64.35mm危险断面的复合强度校核按下列步骤进行：A.作从动轴的受力简图（图a）B.做轴垂直面（Z）的受力简图，求支座反力，并作弯矩图（图b、c）垂直面的支反力：Z2MB = 0Fr L2 Faz(Li +L2) Fa(d2/2)= 0 F AZ = Rvi = 1718.5N EMA = 0Fbz (L1 +L2)- Fr Li - Fa(d

26、2/2)= 0 F BZ = RV2 = 593.7NC点稍偏左处的弯矩为：MCi = Mczi = F az Li = 80 N mC点稍偏右处的弯矩为：MC2 = M cz2 = F bz L2 = 95 N mC.作轴水平面(Y)的受力简图，求支座反力，并作弯矩图(图d) 水平支座反力：MB = 0Ft L2 FAy (L1 +L2) = 0FAy = Rhi = 5052.3NEMA = 0FBy(L i +L2) - Ft Li = 0FBy = Rh2 = 1477.6NC点稍偏左处的弯矩为MCyi = F AY Li = 235 N mC点稍偏右处的弯矩为MCY2 = F by

27、Li = 235 N mD.作轴的合成弯矩(图e)C点稍偏左处的合成弯矩为M = .mc力 M3i = 248 N m Ci TC点稍偏右处的合成弯矩为M ,MC22M Tcy2 = i53 N mE.作轴的扭矩图(图f)Ti = 9550 P= 845 N mn2F.作出轴的当量弯矩图（图g）该轴单向旋转，扭矩按脉冲循环考虑根据轴的材料，查机械基础P199表12-3,查得其(nb = 60MPa, 00 b= 103MPa,则 =b / 00 b = 0.583最大当量在c点处，当量弯矩：Me=灰色(门)M可求出：C 截面左侧：Meci = 7Mt +(刑 2T= 552 N mC截面右侧：

28、Mec2 = JMW+( %M)2卢 554 N mC截面，只有扭矩：Me =Jk3(%T)昨T2打=493 N mG.按当量弯矩计算轴的直径(图h)由轴的结构尺寸及Me图看出，该轴的危险截面 C处(该截面Me 最大)和D处(该截面M最小)，所以分别计算C、D处直径。计乎处4彳KT1YF (10.5 R)dc >30.11 (T1 bZ="45,19mm 考虑键梢的影响，轴径加大 5%: dc = 45.19 X 1.05 = 47.45mm结构设计时，此处直径为66mm,e全。计算D处直彳车/一 、/c L、34KT 1Yf (10.5r)dd > JUeD20.1 1

29、 © bb Z4a47mm考虑键梢的影响，轴径加大 5%: dD = 43.47 x 1.05 = 45.64mm结构设计时，此处直径为56mm,e全L3-198五、轴承的选择及校核主动轴30209轴承两对，从动轴30212轴承两对。根据要求对从 动轴上的轴承进行强度校核1.从动轴轴承查相关手册，30212轴承的判断系数e=0.4,当Zawe时，R=F.； Fr当F1>e时，R=0.4F+YE,Y=1.7。轴承基本额定动载荷 Cr = 102KN Fr由于减速器为两班制工作，预期使用 3年,其寿命:Lh = 8 X3X 300h=7200h(每年按300工作日计算)(1)绘制轴

30、承计算简图(2)径向力计算左轴承：Fa= F ri = , rVi-RH i = 5337N右轴承：FrB= Fr2 = g R； 2 = 1592N(3)轴向力计算预选轴承为30212。两轴承在径向载荷作用下，自身产生的附加 轴向反力为：Sa = eFr1= 0.7 X5337N = 3735.9NSb = eFr2= 0.7 X1592N = 1114.4N则轴向力分别为：F aA = Sa = 3735.9NF aB = Sa = 1114.4N(4)判断放松、压紧端FaA+Fa = 3735.9+517.3=4253.2N >FaB故，轴承2压紧，轴承1放松贝U Fai = Fa

31、A = 807.60N , F a2 = Fab = 1114.4N(5)计算当量动载荷左轴承：Fai-=3735.9/5337 = 0.7>e,F ri根据机械设计、机械设计基础课程设计P164表10-38查得iFai- 1 一，e=0.4,Y=1.5 ,则一>e,故当重动载何为：F r 1Ra=0.4Fa+YEa = 0.4 X 5337 + 1.5 乂 3735.9 N = 7738.7N右轴承:Fa2=1114.4/1592 = 0.7Fr2>e,故当量动载荷为:PrB=0.4FrB + YFrB = 0.4 X 1592 + 1.5 X 1114.4 N = 230

32、8.4N因Ra>Rb,故按左轴承的当量动载荷计算寿命，即取R=RA=7738.7N,(6)轴承寿命校核计算r= (10 6060'nfpPp'P6/j-3 10/ 60X57.3)(102000 /773817JP60 120.961.2 5024.37=1573294h>7200h故，所选轴承符合要求。2.主动轴轴承主动轴轴承的选择计算方法与从动轴轴承的选择计算方法相同，故省略。六、键的选择及校核1 .从动轴键的选择及校核(1)外伸端根据轴径d = 55mm ,考虑键在轴端安装，故选键 G/T 1096键 16X10X78。根据材料为钢，载荷平稳(轻微冲击)，查机

33、械基础P245表 11-2, (rp= 110MPa,查机械基础P245公式(11-1),挤压强度为:_ 4Tp pdhl=4X845X 1000/55X 10X (80-10)=87.8MPa < op = 110MPa式中A型键：l= L-b= 68mm,故该键满足强度要求(2)与齿轮联接的键根据轴径d= 66mm，考虑键在轴端安装，故选键 G/TB 1096键20X12X42。挤压强度为：4T(TP = 布=4 X820X 1000/66X12X42=98.6MPa < (7p = 110MPa式中A型键：l= L= 43mm,故该键满足强度要求。2 .主动轴键的选择及校核主动轴键的选择及校核方法与从动轴键的选择及校核方法相同, 故省略。七、联轴器的选择计算转矩Tca = Ka T根据工作情况，查表得&= 1.5 ,则 Tca= Ka T= 1.5 X820NJ- m= 1230N m根据机械设计、机械设计基础课程设计P174表10-48考虑选用弹性柱销联轴器 LX4 联轴器GB/T 5014-2003。其主要参数如下:公称转矩：2500 N m轴孔直径：55mm质量：22Kg转动惯量：0.109Kg/m2八、减速器附件的选择1 .视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看