机械设计课程设计

1、机械设计基础课程设计专业 年级 学号摘要减速器是一种封闭在刚性壳体的独立传动装置。其功能是用来降 低转速，增大转矩，把原动机的运动和传给工作机。减速器结构紧凑, 效率较高，传递运动准确可靠，使用用维修方便，可以成批量的生产, 因此应用的十分广泛。减速器主要由传动件、轴、轴承和箱体四部分组成，其传动件采用直齿轮传动。箱体采用中等强度的铸铁铸造而成 。目录第一部分机械设计课程设计任务书 11. 课程设计的容12. 课程设计的要求与数据13. 课程设计应完成的工作14. 收集的资料及主要参考文献1第二部分减速器的设计与计算21. 选择传动方案22. 选择电动机23. 确定传动装置的总传动比和分配传动

2、比34. 各轴运动参数和动力参数的计算35. 传动零件的设计计算4第三部分 设计小结11第四部分 CAD 图纸第一部分 机械设计课程设计任务书题目名称 带式运输机传动装置学生学院专业班级 学号1. 课程设计的容设计带式运输机的传动装置。 该传送设备的传动系统由电动机减速器传 送带组成。 设计的容应包括： 一级圆柱齿轮传动装置的总体设计； 传动零件、 轴、 轴承、联轴器等的设计计算和选择； 减速器装配图和零件工作图的设计； 设计计 算说明书的编写。2. 课程设计的要求与数据已知条件：（1）运输带工作拉力 F=3.9kN；（2）运输带工作速度 v=1.4m/s ；（3）卷筒直径 D=300m；m（

3、4）使用寿命： 8 年；（5）工作请款：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；（6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量；（7）工作环境 : 室，轻度污染环境；（8）边界连接条件：原动机采用一般工业用电动机，传动装置与工作机分 别在不同底座上，用弹性连轴器连接。3课程设计应完成的工作零件工作图 4；设计说明书 1 份。4. 收集的资料及主要参考文献机械设计第八版机械设计基础课程设计指导书高等教育清华大学第二部分减速器的设计与计算选择传动方案运动简图如下:选择电动机工作机输出功率：巳 FV 3.9kN1.4m/s 5.46kW根据工作要求和条件，选用丫系列三相异步电动机传动装置的总效率:212

4、33576.8%其中:100%是联轴器2、5的效率85%是V带的传动效率 97%是圆柱齿轮的传动效率96%是滚筒的传动效率99%是滚动轴承的传动效率电动机输出功率：P Pw 5.46kW 7 11kW76.8%5滚筒的工作转速60D1.4 6033.14 300 10r/ min89.1719 r / min由于带传动常用传动比围 24,单级圆柱齿轮传动比围 35,故总传动比约为 620,最小转速n为534最大为1780,在该围电动机的转速有：750r/min、 1000r/min、1500r/min，取电动机同步转速为1000r/min，因此选择电动机行型 号为：Y160L-6型号额定 功率

5、Kw满载时堵转 转矩 额定 转矩堵转 电流 额定 电流最大 转矩 额定 转矩额定电流/A转速效率%功率 因数Y160M-67.51797086.0 0.782.06.52.0三确定传动装置的总传动比和分配传动比1.总传动比的计算：ninw97089.171910.87782.分配减速器和带轮的传动比减速器中两齿轮的传动比：i2 3;则带轮的传动比：i1丄10.87783.62596，由带轮的标准直径，选 Ai23型小带轮直径100,大带轮直径355.四各轴运动参数和动力参数的计算1. 轴1 （与电动机相连的带轮轴）R P 17.11kW 100%7.11kWn n 970r / min9550

6、 RT19550 7.11 N m 70.0005N m9702.轴2 （减速器中的高速轴）F2 P 27.11kW 85%6.0435kWn29703.62596r / min267.5153614r / min9550 P29550 6.0435 N m 215.7462N mn2267.51536143. 轴3 （减速器中的低速轴）P3F26.0435kW 97% 99%5.80357305kWn2267.5153614r/min 89.17178713r / min9550P39550 5.80357305T33N m 621.5432528 N mn389.171787134. 轴4

7、 (滚筒轴)P4 P34 5.80357305kW 99% 5.74553732 kWn4 n389.17178713r /min9550 P49550 5.74553732T44N m 615.3278203 N mn489.17178713轴名效率P(Kw)转矩（N m）转速nr/min传动比i效率输入输出输入输出电动 机轴7.119701.01.0I轴7.117.1170709703.550.84n轴65.94215.721326830.96川轴5.85.7621614891.00.99卷筒轴5.761589五传动零件的设计计算（一）.齿轮的设计：已知输入功率P26.0435kW （略大

8、于小齿轮的实际功率），小齿轮的转速为：n2 267.5153614r/min，大齿轮的转速为 n3 89.17178713r/min， 传动比i 3，两班制，平稳，转向不变，使用寿命 8年。1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按图1所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。（2） 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（3）材料选择。由机械设计第八版上表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS大齿轮材料为45刚（调质），硬度为240HBS 二者材料硬度相差40HBS（4）选小齿轮的齿数Zi 24，大齿轮齿数Z224 3722. 按齿面接触强度设计由设计计算公式

9、（10-9a ）进行试算，即32d、2 ”KT1 uZed1t X 232 IY duH（1）、确定公式的各计算值1）试选载荷系数 Kt 1.32）计算小齿轮传递的转矩95.50 105P2 95.50 105 6.0435“T2-N mm 215746.2087N mmn2267.51536143）由表10-7选取齿宽系数 d 114）由表10-6查得材料弹性影响系数ZE 189.8MPa?。5）由图10-21d按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限KHL1 Hlim1S1.3 600MPa780MPaKhL2 H lim21.75 550MPa 962.5MPaHiim1 600MPa，

10、大齿轮的接触疲劳极限Hiim2 550 MPa 。（2）计算1）试算小齿轮的分度圆直径dit，带入 h中的较小值得dit> 2.322.323 1.3 2675153614.796189.8 2 mm780=65.14745816mm65.147mmd1»v60 10002）计算圆周速度v0.912062497m/s65.14745816 267.5153614 m/s 60 10003）计算齿宽bd d1t 1 65.14745816mm65.14745816mm65.147mm4）计算齿宽与齿高比 -hd1t 65.14745816模数：mt-2.714477423mmz1

11、24齿高：h 2.25mt 2.25 2.714477423 mm 6.107574202 mm 6.11mmb 65.14745816 “10.67h 6.1075742025）计算载荷系数根据v 0.912m/s，7级精度，由图10-8可查得动载荷系数Kv 1.1，直齿轮 KhKf1由表10-2查得使用系数 Ka 1由表10-4查得7级精度，小齿轮相对支撑为对称布置时,由 b =10.67 , Kh 1.315查图 10-13 得 Kf 1.28 h所以 K KA Kh Kv Kh 1 1.1 1 1.315 1.4465 。6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式10-10a得d1

12、 d1tK 65.147Kt:憐567.508mm1.37）计算模数m 也注 2.813mmZ1243.按齿根弯曲疲劳强度设计公式:2KT YFaYsa2d Z1F（1）、确定公式的各计算值1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1 450MPa ,大齿轮的弯曲疲劳强度 FE2 340MPa。2）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数K fn 10.88 K fn 20.913）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，贝U,0.88 450 仆 MPa1.4KFN1 FE1F1282.857MPaK FN 2 FE 2F 21.4221MPa4）计算载荷系数Kk kA KvK

13、fKf 1 1.11 1.281.4085) 查取齿形系数由表 10-5 查得YFa1 2.69,YFa22.196) 查取应力校正系数YSa11.58YSa21.7547) 计算大、小齿轮的 n,并加以比较FYFa 1Ysa12.65 1.584500.0093，Y=a2Ysa22.236 1.754244.290.011540.01154mm 2.3mm取B275mm , B1 80mm大齿轮的数值大。(2)、设计计算2 1.408 215746.2087V1 24、中心距ad1 d275 225a -150mm2 2 、齿宽b d d11 75mm 75mm，取综合分析考虑，取m=2.5

14、,按接触强度算的的分度圆直径d167.508，算出小齿轮的齿数 乙d167.508 27，取 w 30 则m2.5大齿轮的齿数z230 3904.几何尺寸计算(1)、分度圆直径d1Z) m 30 2.575d2 z2 m 90 2.52255.验算2T12 215746.2087di755753.23NKaRb1 5753.238071.9Ns100Ns假设成立，计算有效。（二）.轴的设计：1.高速轴的运动参数F2 R 27.11kW 85%6.0435kW啓 21r/mini13.62596267.5153614 r/min9550 F29550 6.0435 KlT2-N m 215.74

15、62 N mn2267.5153614齿轮的受力齿轮分度圆直径d1 z, m 30 2.575卩上坐 2 215746.2 5753.232nd175FrFt tan 20 1869.34 N2.低速轴的运动参数P3 F23 4 6.0435kW 97% 99% 5.80357305kW匹 267.5153614 r/min 89.17178713r/ mini239550 F39550 5.80357305 N m 621.5432528 N m89.17178713齿轮分度圆直径d2 z2 m 90 2.52252T3d22 621.54325282255524.83 NFrFt tan

16、20 1795.13N3. 轴结构的设计1）确定最小直径高速轴的最小直径aJP一c36.0435 一 7dA3112331.7mm n 267.515d1123 5.8035730589.172低速轴的最小直径45.1 mm考虑到键槽的影响，则dmin分别取33mm和47mm2）确定轴各段的直径和长度如下图：低速轴：4. 轴的强度校核计算1）求轴上的载荷如下图所示，低速轴的水平面受力简图、垂直面受力简图及相应的弯矩图。1"4111111,n ' * LFrF rNYl"Li ll ll 11 1IIlllflllln.1r41 III Ml际1WF rFMVSMh其

17、中水平面：支反力 FrNH 1FrNH 2 =2762N,弯矩M h =1988932 mm垂直面：支反力 FrNV1 FrNV2=898N,弯矩 Mv=64625N mm合成弯矩M=209129N mm扭矩 T=621543N- mm2 ）按弯扭合成强度校核轴的强度 轴的计算应力：caMca2091292 (0.6 62154320.1 613=18.8MPa轴的材料45钢的1 =60MPa, ca< J故强度够（三）轴承选择及寿命的计算低速轴轴承选用深沟球轴承6011，轴承的基本额定动载荷Cr=30.2KN,基 本额定静载荷C°r=21.8KN,而轴承所受的径向载荷F=29

18、05N符合条件。6 66011的工作寿命 Lh 型（生）3=10（30.2）3=211080.5h，即按60n P 60 89.172.9365个工作日，每天两班制工作，轴承可工作 36年，比预期的8年长，符合要 求。同理，高速轴轴承选用6009。（四）.键连接的选择和强度计算低速轴中与齿轮轮毂相接处的键：选择普通平键，按轴段的直径和轴段长度选b h=18 11，L=63mm键的许拥挤压应力p=110MPa,工作状态中键的挤压力=2T =2 621543= kld 0.5 11 (63 18) 6182MPa< p,故挤压强度足够同理可计算选的低速轴左端的键用 b h=14 9，L=80mn的普通平键，高速轴的右端用两个b h=12 8, L=56