机械设计课程设计-V带传动一级斜齿轮减速设计.doc

机械设计课程设计计算说明书 课程名称： 机械设计 设计题目： 机械设计V带传动一级斜齿轮减速设计 专业： 机械设计制造及其自动化 班级：机设1203 学生姓名: 学号： 1212110341 起迄日期: 2014 年 12月16 日 2014 年 12月31日 指导教师: 湖南工业大学科技学院教务部 制2014年 12 月 16日目录第一章、 机械设计基础课程设计设计任务书31.1 课程设计的目的31.2 传功方案拟定及说明31.3 运动简图3第二章、 电动机的选择42.1选择电动机系列42.2 选取电动机功率42.3 确定电动机的转速、卷筒轴转速52.4 各轴输入功率52.5 选择方案52.6 各轴的转速52.7 各轴输入转矩5第三章、普通V带的设计63.1 确定计算功率Pca63.2 选择V带的带型63.3 确定带轮的基准直径dd并验算带速V63.4 确定带的中心距a和基准长度Ld63.5 验算小带轮上的包角173.6 计算带的根数73.7 计算单根V带的初拉力F073.8 计算压轴力Fp73.9 主要设计结论7第四章、斜齿圆柱齿轮传动设计84.1 选精度等级、材料及齿数84.2 按齿根弯曲疲劳强度设计104.3 几何尺寸计算124.4 圆整中心距后的强度校核134.5 主要设计结论15第五章、滚动轴承的计算155.1 求解轴承径向载荷Fr轴向载荷Fa155.2 选择轴承型号15第六章、轴的计算166.1求输出轴上的功率P3,转速n3和转矩T3166.2 求作用在齿轮上的力166.3 初步确定轴的最小直径166.4轴的结构设计176.5 求轴上的载荷176.6按弯矩合成应力校核轴的强度186.7 精确校核轴的疲劳强度18第七章、键联接的选择及校核计算227.1 输入轴与带大带轮连接227.2 输出轴与齿轮连接采用平键连接227.3 输出轴与联轴器连接用平键联接22第八章、联轴器、减速器附件的选择及箱体主要结构尺寸228.1 联轴器的选择228.2 减速器附件的选择：238.3 箱体主要结构尺寸23第九章、润滑与密封249.1 润滑剂249.2 油标249.3密封24总结、25参考文献26附 课程设计工作进度计划表26附 零件图二张.27图一 输出轴零件图27图二 大齿轮零件图28附 装配图一张29图三 A3装配图292第一章、 机械设计基础课程设计设计任务书1.1 课程设计的目的 1）通过课程设计，培养学生综合运用机械设计课程和其他选修课程的相关理论知识解决实际工程问题的能力，加强学生的工程素质教育。 2）学习和掌握机械设计的基本方法和一般程序，逐步培养学生的综合设计能力和结构设计能力。 3）熟练运用标准、规范、手册、图册，培养机械设计的基本技能和获取有关信息的能力。 4）通过课程设计，养成认真、严谨、脚踏实地的工作作风，勇于面对挫折，务实创新解决问题的能力。1.2 传功方案拟定及说明设计题目：机械设计V带传动一级斜齿轮减速设计已知数据：输送带拉力: F=2800N 输送带速度： V=1.7m/s 滚筒直径： D=450mm 每日工作时数： 24h 传动工作年限： 10年 注明：已知数据由老师给定题号选择的36题而定1.3 运动简图第二章、 电动机的选择2.1选择电动机系列 由已知数据： 输送带拉力： F=2800N 输送带速度： V=1.7m/s 滚筒直径： D=450mm 每日工作时数 24h 传动工作年限 10年 按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y系列。 2.2 选取电动机功率卷筒所需功率 Pw=FV/1000=2800*1.7/1000KW=4.76KW。按表2.2取联轴器效率1=0.97，轴承效率2=0.99，斜齿轮啮合效率3=0.98，卷筒效率4=0.96，V带效率5=0.98。 则传动装置的总效率a为 a=1*2*3*4*=0.97*0.992*0.98*0.96*0.980.88。 所以电动机所需功率为 Pd=Pw/a=4.76/0.88KW=5.41KW2.3 确定电动机的转速、卷筒轴转速nw=60V/D=60*1.7/(*0.45)r/min=72.19r/min现以同步转速为1500r/min及1000r/min两种方案进行比较，由表16-1查得电动机数据，计算出总传动比如下所示：i1=nm1/nw=1440/72.19=19.95同理i2=13.30电动机轴转矩Td1=9550*Pd/nm1=9550*5.41/960=35.88N.m。同理Td2=53.82104N.m。2.4 各轴输入功率 轴：P=Pd*=5.41KW。轴：P=P*2*5=5.41*0.99*0.98KW=5.25KW。轴：P=P*2*3=5.25*0.99*0.98=5.09KW。卷筒轴：P=P*1*4=5.09*0.97*0.96=4.74KW。2.5 选择方案 以同步转速为1500r/min电机进行计算，初选皮带传动的传动比i=3.5，齿轮传动比i齿=i1/i=5.7，取卷筒传动比为1。2.6 各轴的转速 轴：n=nm/i0=1440/1 r/min=1440r/min。 轴：n=n/i=1440/3.5 r/min=411.4r/min。 轴：n=n/i齿=411.4/5.7 r/min=72.18r/min。 卷筒轴：n=nw=72.19r/min。2.7 各轴输入转矩电动机轴Td=9550*Pd/nm=9550*5.41/1440 N.m=35.88N.m轴：T=Td=35.88N.m。轴：T=T*i*2*3=35.88*3.5*0.99*0.98 N.m=121.83N.m轴：T=T*i齿*2=121.83*5.7*0.99N.m=687.49N.m卷筒轴：T=i筒*T=687.49N.m各轴分类功率满载转速转矩传动比电动机5.41144035.88I轴5.41144035.8819.95II轴5.25411.4121.933.5III轴5.0972.1868.7495.7卷筒轴4.7472.19687.491第三章、普通V带的设计3.1 确定计算功率Pca 由表8-8查得工作情况系数KA=1.3， 故Pca=KA*P=1.3*7.5kw=9.75kw。3.2 选择V带的带型根据Pca、n由图8-11选用A型3.3 确定带轮的基准直径dd并验算带速V1)初选小带轮的基准直径dd。由表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径dd1=140mm。2)验算带速V。按式（8-13）验算带的速度V=dd1*n2/(60*1000)=*140*1440/(60*1000)m/s=10.55m/s因为5m/sV12003.6 计算带的根数1)计算单根V带的额定功率P 由dd1=140mm和n1=1440r/min查表8-4得P0=2.28kw。根据n1=1440r/min，i=3.5和A型带。查表8-5得P0=0.17kw。查表8-6得K=0.91，表8-2得KL=1.07kw于是Pr=(P0+P0)*K*KL=(2.28+0.17)*0.91*1.07kw=2.39kw。2) 计算V带的根数zZ=Pca/Pr=9.75/2.39=4.08 取z=43.7 计算单根V带的初拉力F0 由表8-3得A带的单位长度质量q=0.105kg/m 所以F0=500*(2.5-K)*Pca/(K*z*v)+qv2 =500*(2.5-0.91)*9.75/(0.91*4*10.55)+0.105*10.552N =213.55N3.8 计算压轴力FpFp=2zF0*sin(1/2)=2*4*213.55*sin(146.760/2)N=1640.06N3.9 主要设计结论选用A型普通带5根，带基准长度2300mm。带轮基准直径dd1=140mm，dd2=500mm，中心距控制在a=586.1-669mm，单根带初拉力F0=213.55N第四章、斜齿圆柱齿轮传动设计4.1 选精度等级、材料及齿数 1）由机械设计书表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质）齿面硬度260HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为220HBS。 2）带式输送机为一般工作机器，参考机械设计书表10-6，选用8级精度。 3）选小齿轮齿数z1=20，大齿轮齿数z2=64。 4）初选螺旋角=140。 5）压力角=200（标准压力角），齿数比u=z2/z1=3.2，d=1。 1）由式（10-24）计算小齿轮分度圆直径，即d1t2KHtT*(u+1)*（ZH*ZE*Z*Z）2/*u*（H）2试选载荷系数Kht.=1.3 由图（10-20）查取区域系数ZH=2.433由式（10-21）计算接触疲劳强度用重合系数Z1=arctan(tann/cos)=arctan(tan200/cos140)=20.5620at1=arccosz1cos/(z1+2h*an*cos) = arccos 20* cos 20.5620/(20+2*1*cos140) =31.680 at2=arccosz2cos1/(z2+2h*an*cos) =arccos64*cos 20.5620/(64+2*1*cos140) =26.0360=z1(tanat1-tan1)+z2(tanat2-tan1)/2 =20*(tan29.9740-tan20.5620)+64*(tan24.0380-tan20.5620/2=1.576=d*z1*tan/=1*20*tan(140)/=1.705Z=0.671由式（10-23)可得螺旋角系数 Z=0.985由表10-5查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8 Mpa1/2计算接触疲劳许用应力H由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600Mpa、Hlim2=550Mpa由式（10-15）计算应力循环系数N1=60*n1j*Lh=60*1440*1*(3*8*300*10) =6.22109N2=N1/u=6.22109/(77/24)=1.94109由图10-23查取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.90、KHN2=0.95取失效概率为1、安全系数s=1，由式(10-14)得 H1=KHN1*Hlim1/s=0.9*600/1Mpa=540MpaH2=KHN2*Hlim2=0.95*550/1Mpa=523Mpa取H1和H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=H2=523Mpa。计算小齿轮传递的转矩T1=9.55106p/n1=9.55*106*5.51/1440N.mm =3.654104N.mm1) 计算小齿轮分度圆直径d1t = =34.80mm(2) 调整小齿轮分度圆直径 1）计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度VV=m/s=2.62m/s 齿宽b b=d*d1t=1*34.8mm=34.8mm 2）计算实际载荷系数KH 由表10-2查得使用系数KA=1 根据V=2.62m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.1 齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1t=2*3.654104/34.80N=2.1103NKAFt1/b=1*2.1103/34.8 N/mm=60.3 N/mm100N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.2由表10-4用插值法查得KF=1.417,结合b/h=11.00，查图10-13，得KF=1.34,则载荷系数为 KF=KA*KV*KF*KF=1*1.1*1.1*1.34=1.62。3) 由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数mn=mnt*=1.106*mm=1.19 mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取mn=2mm；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d1=45.12mm，来计算小齿轮的齿数，即z1=d1cos/mn=45.12*cos140/2=21.89取z1=22，则z2=u*z1=22*3.2=70.4取z2=71，z1与z2互为质数4.3 几何尺寸计算（1） 计算中心距 a=mn(z1+z2)/2cos=2(22+77)/2cos140 mm=95.847mm考虑模数从1.19mm增大圆整至2mm，为此将中心距减小圆整为95mm（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos=arccos=11.780 (3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 d1=22*2/cos11.780mm=44.95mm d2=71*2/cos11.780=145.05mm(4) 计算齿轮宽度 b=d*d1=1*44.95mm=44.95mm 取b2=45mm，b1=50mm4.4 圆整中心距后的强度校核 齿轮副的中心距在圆整之后，KH、Z、和KF、Y、Y等均产生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。 （1）齿面接触疲劳强度校核按前述类似方法，先计算式（10-22）中各参数 1）计算校核参数KH由表10-2查得使用系数KA=1，根据V=2.06m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.07齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1t=2*3.654104/34.8 N=2.1103KA*Ft1/b=1*2.1103/44.95 N/mm=46.72N/mm100N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.4由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， KH=1.417KH=KA*KV*KH*KH=1*1.07*1.4*1.417=2.123同理，其它各参数d1=44.95mm，T1=3.654104N.mmd=1，u=3.2，ZH=2.44，ZE=189.8 Mpa1/2，Z=0.62，Z=0.99。将它们代入式（10-22）得 H=*ZH*ZE*Z*Z =*2.44*189.8*0.62*0.99 Mpa=377.29 Mpa H满足齿面接触疲劳强度条件。（1） 齿根弯曲疲劳强度校核查表10-2得KA=1， 查图10-8得KV=1.07.查表10-3得KF=1.4，由表10-4，图10-13得KF=1.5，因此 KF=KA*KV*KF*KF=1*1.07*1.4*1.5=2.247。T=Td1=3.654104N.m。因为Zv1=Z1/cos3=22/cos311.780=23.451.Zv2=Z2/cos3=71/cos311.780=75.68.由图10-17知YFa1=2.7,YFa2=2.23.由图10-18知Ysa1=1.58,Ysa2=1.77.t=arctan(tanan/)=arctan(tan200/cos11.780)=20.390t1=arccosZ1cost/(Z1+2h*an*cos) =arccos22cos20.390/(22+2*1*cos11.780) =30.6030t2=arccosZ2cost/(Z2+2h*an*cos) =arccos71cos20.390/(71+2*1*cos11.780) =24.1950 = Z1(tant1-tant)+Z2(tant2-tant)/2 =22(tan30.6030-tan20.390)+71(tan24.1950-tan20.390)/2 =4.833+5.504/2 =1.645 = d*Z1*tan/=1*22*tan11.780/= 1.46b=arctan(tan*ccost)=arctan(tan11.780*cos20.390) = 11.060v=/cos2b=1.645/cos211.060=1.708Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.708=0.689Y=1-*/1200=1-1.46*11.780/1200=0.857=11.780,d=1,mn=2mm,Z1=22将它们代入式（10-17），得到F1=2KF*T1*YFa1*YSa1*Y*Y*cos2/d/Mn3/Z12=2*2.247*3.654104*2.7*1.58*0.689*0.857*cos211.780/8/22/22=104.58MPaF1F2=2KF*T1*YFa2*YSa2*Y*Y*cos2/d/Mn3/Z12 =2*2.247*3.654104*2.23*1.77*0.689*0.857*cos211.780/8/22/22 =94.722e2. 计算当量动载荷p根据式(13-8a) p=fd(XFr+YFa)按照表(13-6), fd=12,取fd=1.2 P=1.2*(0.35*557+0.57*3956)N=2940NLh,=365*10*24h=87600h3. 根据式(13-6),求球轴承应有的基本额定动载荷值C=P*=2940*N=185772N4. 验算7000B轴承的寿命,根据式(13-5)Lh=()=()3=876100Lh,第六章、轴的计算6.1求输出轴上的功率P3,转速n3和转矩T3 P3=P*=5.04Kw, n3=86r/min, T3=575N.m6.2 求作用在齿轮上的力d2=mt*Z2=2*71mm=142mm, Fr=Ft*tann/cos=2984NFa=Ft*tan=1138N 圆周力Ft,径向力Fr,轴向力Fa的方向如下图所示:6.3 初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径.选取轴的材料为45钢,调质处理.根据表15-3,取A0=112,于是得dmin=A0*=112*mm=43.5mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d-,为了使所选轴直径d-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=Ka*T3,查表14-1考虑转矩变化较小,取Ka=1.3,则Tca=1.3*575N.m=747.5N.m,按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件,查手册,选用LX3型弹性柱销联轴器,其公称转矩为1250N.m.半联轴器的孔径为d=45mm,故取d-=45mm,半联轴器长度L=112mm,半联轴器与轴配合的觳孔长度L1=84mm.6.4轴的结构设计 (1)拟定轴上零件装配方案选用图15-22a所示的装配方案 (2)根据轴上定位的要求确定轴的各段直径和长度1) 为了满足半联轴器的轴上定位要求,-轴段右端需制出一轴肩,故取-段的直径d-=52mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D=55mm.半联轴器与轴配合的觳孔长度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-段长度应比L1略短一些,现取L-=82mm,2) )初步选择滚动轴承.因轴承同时承受径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承.参照工作要求并根据d-=52mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组,标准精度级的单列圆锥滚子轴承30311,其尺寸为dDT=55mm120mm31.5mm.故d-=d-=55mm;而L-=31.5mm,右端滚动轴承采用轴肩进行轴肩定位,由手册查得30311型轴承的定位轴肩高度h=6mm,因此,取d-=67mm.3) 取安装齿轮处的轴段-的直径d-=60mm,齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位,已知齿轮轮觳的宽度为80mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮觳宽度,故取L-=76mm,齿轮右端采用轴肩定位,轴肩高度h=(23)R,由轴径d=60mm,轴环宽度b=1.4h,取L-=10mm.4) 轴承端盖的总宽度为20mm,(由减速器及轴承端盖的结构设计而定),根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加韵滑脂的要求，取端盖的外端面与联轴器右端面的距离L=30mm，故取L-=50mm.5) 取齿轮距箱体内壁之距离=16mm，锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离C=20mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴车位置时，应距箱体内壁一段距离S，取S=8mm，已知滚动轴承宽度T=31.5，大锥齿轮轮觳长L=50mm，则 L-=T+S+(80-76)mm=59.5mm L-=L+C+S-L-mm=84mm(3) 轴向零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d-由表6-1查得平键截面bh=1811mm,键槽用键槽冼刀加工，长为63mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮觳与轴的配合为，同样，半联轴器与轴的连接选用平键16mm10mm70mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合保证的，此处的直径尺寸公差为m66.5 求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图2），做出轴的计算简图（图1）。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值，对于30311型圆锥滚子轴承由手册查得=29mm，因此作为简支梁的轴的支承跨距L2+L3=67+135mm=202mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面，现将计算出的截面出的及的值列于下表载荷 水平面H垂直面V支反力F FNH1=5412N, FNH2=2686NFNV1=569N,FNV2=569N弯矩M MH=362604N.mmMV1=38123N.mm,MV2=76815N.mm总弯矩 M1=364602N.mm M2=370651N.mm扭矩T T3=575N.m6.6按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据式（15-5）及上表中的数据以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力ca=Mpa=14.6Mpa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得-1=60Mpa，因此caS=1.5 故可知其安全(3) 截面的右侧抗弯截面系数W按表15-4中的公式计算W=0.1*d3=0.1*603=21600mm3抗扭截面系数 W=0.2*d3=0.2*603=43200mm3弯矩M及弯曲应力为 M=370651*N.mm=171495N.mmb=Mpa=7.94 Mpa扭矩及扭转切应力为:T3=575000N.mmT=T3/W=Mpa=13.3Mpa过盈配合处的，由附表3-8用插值法求出，并取 =0.8，于是得 =3.16 ， =0.8*3.16=2.53轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：=0.92，故得综合系数为：K=+-1=3.16+-1=3.25 K=+-1=2.53+-1=2.62.所以轴在截面右侧的安全系数为：S=-1/(K*a+*m)=275/(3.25*3.89+0.1*0)=21.75S=-1/(K*a+*m)=155/(2.62*7+0.05*7)=8.29Sca=S*S/ =21.75*8.29/ =7.75S=1.5故该轴在截面右侧的强度也是足够的。6.8 绘制轴如图1，5滚动轴承 2轴 3齿轮轴的轮齿段 4套筒 6密封盖 7轴端挡圈 8轴承端盖9带轮 10键30第七章、键联接的选择及校核计算7.1 输入轴与带大带轮连接轴径d1=28mm,L1=75mm查手册得，选用C型平键，得：键A 87 GB1096-79 L=36mmT2=48Nm h=7mm根据课本P106（6-1）式得p=2T2/dhl=448000/22736 =29.68MpaR(110Mpa)7.2 输出轴与齿轮连接采用平键连接轴径d3=40mm L3=45mm T=271Nm查机械设计课程设计手册 选A型平键键128 GB1096-79L=32mm h=8mmp=2T/dhl=4271000/35832 =101.87Mpap(110Mpa)7.3 输出轴与联轴器连接用平键联接轴径d2=30mm L2=58mm T=61.5Nm查机械设计课程设计手册P51 选用A型平键键87 GB1096-79L=36mm h=7mm据课本P106式（6-1）得p=2T/dhl=46100/511034=60.3Mpap第八章、联轴器、减速器附件的选择及箱体主要结构尺寸8.1 联轴器的选择 由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑拆装方便及经济问题 选用弹性套柱联轴器查课本表14-1得：K=1.5=KT=1.5732=1089Nm选用LX3型弹性柱销联轴器，公称尺寸转矩=1250 Nm，。采用Y型轴孔，A型键轴孔直径选d=30mm，轴孔长度L=60mmLX3型弹性套住联轴器有关参数如下表：型号公称转矩T/(Nm)许用转速n/（r轴孔直径d/mm轴孔长度L/mm外径D/mm材料轴孔类型LX3125047003060160HT200Y型8.2 减速器附件的选择： 列表如下：名称功用数量材料规格螺栓安装端盖12Q235M616GB 57821986螺栓安装端盖24Q235M825GB 57821986销定位235A640GB 1171986垫圈调整安装365Mn10GB 931987 螺母安装3M10GB 61701986油标测量油面高度1组合件通气器透气18.3 箱体主要结构尺寸 箱座壁厚=10mm 箱座凸缘厚度b=1.5 ,=15mm箱盖厚度=8mm 箱盖凸缘厚度=1.5 ,=12mm箱底座凸缘厚度=2.5 ,=25mm ,轴承旁凸台高度h=45，凸台半径R=20mm齿轮轴端面与内机壁距离=18mm大齿轮顶与内机壁距离=12mm小齿端面到内机壁距离=15mm上下机体筋板厚度=6.8mm , =8.5mm主动轴承端盖外径=105mm从动轴承端盖外径=130mm地脚螺栓M16，数量6根第九章、润滑与密封9.1 润滑剂 查机械设计课程设计手册，选用L-AN32 40时运动粘度28.835.2 倾点-5 闪点150 由于齿高h=4.5mm，箱体底部润滑剂深度要求30mm，故取箱体底部深度为35mm，润滑剂总深度H=40mm 9.2 油标 查机械设计课程设计手册得，选用B形压配式圆形油标D=58mm, 视孔d=40mm9.3密封 （1）轴承孔的密封 查机械设计课程设计手册得输入轴左轴承左端采用毡圈油封，输出轴右轴承右端采用毡圈油封，由于两处轴径均为d=