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日设计说明书计算项目及内容一、传动方案的确定(如下图)：主要结果V.= 1.2 X4 = 4.8?艮据机械设计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 ？?= 1.2 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？?= 4.8?与小带轮的转速？?？= 1440r/min ，选择 A 型 V 带，？?= 90?。确定带轮的基准直径？?？ ？?= ?= ?根据公式？?2 = ?湖（?=2小带轮直径？?1= 90?大

2、带轮的直径？?2= 180? 验证带速?=?1?60 X 1000=6.7824?/?在5?/?25?/?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：0.7（?1+ ?分 ? 2（?1+ ?2）,即 189 ? 540 ,初定 ao = 400?V带的基准长度：? = 2? + 2 (?1+ ?2 +(?2- ?1)24?=?=2 X 400 +3.142X270 +(90)24 X400=1228.9625?根据机械设计P145表8-2，选取带的基准直径长度Ld = 1250?。实际中心距:V带轮的结构设计（根据机械设计表 8-11）（单位：mm ）尺寸

3、小带轮大带轮槽型AA?= ? +?- ?2=400 +1250 - 1228.96252410.52?=? 验算主动轮的包角? = 180 故包角合适。?2- ?1410.52X60 = 166.8 计算V带的根数z?=(?+?)? 由? = 1440?/min ?1= 90?根据机械设计 P151/153 表8-4 8-5 ,?=1.07? = 0.17?根据机械设计表8-6,?= 0.96根据机械设计表8-2,?= 0.934.8?=4.336(1.07+ 0.17) X0.96 X 0.93取?= 5根。?= 5 计算V带的合适初拉力？?=500?(2.5- 1)+?乡? ? ?)根据机

4、械设计 P149表8-3, ?= 0.105? = 500 % 4.8 (- 1) + 0.105 X 6.7824 2 = 118.36? 5 X 6.7824 0.96 计算作用在轴上的载荷?= 2?%in ? = 620.2064?=620.2064?基准宽度？?？1111基准线上槽深？?？2.752.75基准线下槽深?3.78.7槽间距e150.3150.3槽边距?99V带轮采用铸铁 HT200制造，其允许的最大圆周速度为25?/?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

5、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，HBS1 = 280大齿轮材料取为45钢，调质处理，HBS2 = 240?= ?= ? 初选取齿轮为 7级的精度(GB10095.1 - 2001) 初选小齿轮的齿数 ?= 24 ;大齿轮的齿数?= 4.22 X 24 = 101.28取?= 102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)按齿面接触疲劳强度计算由式(10-11 )试算小齿轮分度圆直径，即d1t32ktTt U 1, Z H Z E ) 2 U ( h)确定计算参数传递扭矩?= 9

6、550 :? = 5.09 X 104 (?试选？?=1.3齿宽系数2?= 1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?广 arccosz1 cos /(z1 2ha*) = 29.841 ?2= arccosz2cos /(互2ha*) = 22.849zjtan a1 tan ) z2(tan a2 tan )/2=1.73|4Z=0.8723计算许用接触应力d ?:由图10-26 (c)查得d ?iim1 = 670?b|?iim2 = 610?计算应力循环次数：2= 1.66 109,

7、 N2= 0.39 109由图10-23查取接触疲劳寿叩系数 ？?=0.98, ?=1.1安全系数由表10-5取?= 1，失效概率为1 %贝U ?1 = d 豐m1 = 656.6? ?2 = d ：?lim2 = 671?1 d Z1 F 调整齿轮模数1、圆周速度vdt ndi mtZi=30 531mm ,V=1.15m/s60 10002、齿宽bb= dd1t =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3Ft1 2T1 /d1t =3.334 10 N ， KAFt1

8、 /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 Kh =1.417，Kf =1.34由此得到实际载荷系数KfKaKvKf Kf =1.39I k按头际载何系数算得齿轮模数m叫孙F =1.3，取标准值m_2,按接触疲 KFt劳强度算得分度圆直径 d1 =52.088mm,算出小齿轮模数 乙d1 / m=26.044取乙=26，贝U Z2=u 乙=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d1mz =52mm , d1 mz? =

9、220mm2、计算中心距 a=(d1 d2) / 2 =136mm3、计算齿轮宽度 b= dd1 =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。?= ?d1 =52mmd2 =220mm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(acos )/a22.17zz-i z226+110=136xx-i x21.054y (a a)/m 1y xy0.054分配变位系数 X1、X2， X1=0.51， X2=0.53齿面接

10、触疲劳强度校核取 Kh =1.79, T1 =5.09 109N.mm, d 1,dj 52mm, u 4.22,Zh 2.251ZE 189.8MPa2,Z0.91将他们带入式中得到，2k T u 1H一?ZHZEZ469.5MPa H =656.6MPaX 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,YFa12.149,YFa2 2.065Ysa1 1.84,YSa2 1.93,Y0.68, d 1,m 2mm, z,26，将他们带入式中，得到2KFYFa1Ysa1YF13 2=131.3M

11、Pa319.43MPadm乙2KFT2YFa2YSa2YF2_F 2 Fa2 2 =132.34MPa试选?=1.3齿宽系数2?= 1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?1= arccos乙 cos / Z12ha * COS = 29.675?2= arccos Z2 cos / Z22ha * COS =23.844(tan a1 tan ) z2(tan a2 tan )/2=1.647i4一.Z1(1)=0.6583计算许用接触应力d ?:由图10-26 (c)查得d ?i

12、im1 = 660?b|?iim2 = 600?计算应力循环次数：2= 3. 93108, N2=1. 198108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?= 1，失效概率为1 %贝U ?1 = d 豐m1 = 627? ?2 = d ；严=552?1 ?2,因此应取较小值d ?2代入?2 = 552?确定齿轮参数及主要尺寸，试算出小齿轮分度圆直径.2kHtT；u 1/ZhZeZZ 2 Eccd1t3iHt()=58.818mmu h圆周速度 V dlOl =0.525 m/s60 1000齿宽 b= dd1t =58.818mm计算实际载荷系

13、数？?？由表查得？?=1 , V=0.525 m/s ,7 级精度，？?=1.02齿轮的圆周力 Ft1 2T1/d1t =6.937 10NKaF； 1 / b 117. 9N / 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Kh =1.420 ,由此得到实际载荷系数KhKaKvKh Kh =1.73808按实际载荷系数算得分度圆直径didit3 Kh =64.797mm，其相应的齿V KHt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2 d Zi?（YFaYsa）f确

14、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丫 =0.682查得齿形系数 YFai=2.60, YFa2 =2.22查得应力修正系数 Ysal =1.61 ，Ysa2=1.79查得小、大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为：（T ?lim1 = 520?d?lim2 = 480?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=1.4f1K FN1 Flim1=334.3MPaF 2K FN2 Flim2=301.7MPa丫Fa1Ysa1 =0.0125f1丫Fa2Ysa2 =0.0095F 2Y y因为大齿轮大于小齿轮，所以取 丫Fa1Ysa1 =

15、0.0125f1：2心丫 丫 COSYFaYsa试算模数 m 3 Ft 12?（ Fa ）=1.737mmdZ1调整齿轮模数切=0.4m/s60 10004、圆周速度vd1 mtz1 =44.754mm , V5、齿宽bb= dd1t =44.754mm6、宽高比 b/h=11.45计算实际载荷系数 Kf1、由表查得？?=1 , V=0.4 m/s ,7 级精度，2、齿轮的圆周力3Ft1 2T1/d1t =9.117 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 Kh =1.418，Kf =1.39由此得

16、到实际载荷系数Kf KaKvKf Kf =1.658按实际载何系数算得齿轮模数m=叫3|- =1.737，取标准值m=2,按接触疲劳强度算得分度圆直径 d1 =64.797mm,算出小齿轮模数 乙d1 / m=31.43取乙=32，贝U z2=u =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 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

17、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, b2b 64mm(3)螺旋角c(Z1乙)MnX qarccos 13. 7792a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5取 Kh =1.723,T1=2.0410 N.mm,d1,d163.837mmu3. 25, ZH2.441Ze189. 8MPa2,Z0. 326, Z0. 9855将他们带入式中得到Ii2K t u 1 h1? ? ZhZeZ Z525.77MPa h =525MPaF 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

18、曲疲劳强度校核取Kf1. 533,T12. 04 105N ? mnYFa12. 549,YFa22. 14YSa11. 63,Ysa21. 84, Y0.672, d1, m2mmz132，将他们带入式中，得到2KFTYFaYsa1Y Y CoSF1=192.98MPa334.3MPadm乙2琳海丫Y COSF2=106.11MPa ?/?= 112 二:鳥-31.1mm输入轴的最小直径显然是安装轴承处轴的直径d1 2，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, dXDXB=35x72x17。故 d1-2=35mm =d56取箱

19、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米用平键连接：选处键的尺寸为：bxhXL=12mm X8mm X45mm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

20、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米用平键连接，选处键的尺寸为：bxh XL=12mm X8mm X56mm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：p仁 3.84kw n1=720r/mi n 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A= 112 ,?/?= 112 x v784= 19.57mm取连接v带的大带轮内孔 d大-22mm，与

21、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 XDXB=30mmx72mmx19mr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56mmL4-5 =69+18-2+12- 0.5(56-52 )

22、 =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54mn取 d5-6- 40mm 米用平键连接：选处键的尺寸为：b xhXL=12mm X8mm X45mm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：由前面已算得：p3=3.47kwn3=52.5r/minT3=631210N.mm3- 13.779 分度圆直径 d4=212.104mm(1) 选择轴

23、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A - 112 ,? ?/-? - 112 X 77= 45.287mm 352.5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査表，考虑到转矩的变化很小，故取Ka=1.3，则: Tca=KAT3=1.3x 631210 - 820573?. ?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- mm。半联轴器的孔径d=

24、45mm,故轴d1-2=45mm半联轴器长度 L 112mm 的半联轴器。与轴配合的毂孔长度L仁84mm 半联轴器与轴配合的毂孔长度L|=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-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2 -3段的直径d2-3=53mm。2轴段右端需制一轴肩，3段的直径初选d34=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dxD xB=60x95x18,轴段3-4和6-7的直 径取相

25、同，d4=60mm =d&7(3) 取安装齿轮段d&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L&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=12-0.5(69 -64)+52+18 -2=77.5mm取 d4-5=70mm(6) La-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bXhXL=18 X11 X56(齿轮段)，该段轴上键槽 深7mmb XhXL=14 X9X70 (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，做岀计算简图，1计算作用在轴上的力低