机械设计课程设计cc

1、机械零件课程设计任务书学生姓名： 指导教师： 一题目A：设计带式运输机的减速器。运输机工作平稳，单向运转，单班工作，使用期限8年，输送带速度允差为±5。其中减速器由一般规模厂中小批量生产。 二原始数据： 运输带拉力F（N）： 运输带速度v(m.s-1)：卷筒直径D（mm）：三设计内容：一）设计计算1 电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算；2 传动零件（齿轮或蜗杆传动、带传动等）的设计；3 轴的设计；4 轴承及其组合件的选择及校核；5 键联接和联轴器的选择及校核；6 箱体、润滑及附件的设计；二）图纸的绘制减速器装配图绘制；三）编写课程设计说明书内容包括：目录、设计题目、设计计算的

2、所有内容、课程设计总结、参考文献。四课程设计要求 设计完成后，每位学生提交：1、 减速机装配图1张（A0或A1）。2、 轴或齿轮零件图一张（A3）3、详细设计计算说明书1份。 （本任务书订入设计计算说明书）原始数据题A题号数据A1A2A3A4A5A6A7A8A9A10A11运输带拉力F(KN)1.51.72.02.02.02.22.22.32.52.52.5运输带速度v(m/s)1.251.871.01.21.51.21.61.11.01.11.5卷筒直径D（mm）220500350300300320450300300400450题号数据A12A13A14A15A16A17A18A19A20A

3、21A22运输带拉力F(KN)2.52.83.03.03.03.34.04.64.83.81.6运输带速度v(m/s)1.61.41.11.51.01.21.61.31.251.61.5卷筒直径D（mm）320275400250250400400400500400350一. 设计计算（一）电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算；1、计算带轮所需功率：2、传动效率及及电机功率估计（1）V带（2）齿轮传动（8级精度一般齿轮传动）（3）球轴承（高低速级各一对）（4）刚性联轴器（5）总效率初估电机功率：3、选电机： 查表2.1选 Y160M-6 电机数据 功率=7.5kw 转速=970 r/min

4、4、方案确定 根据工作特性，选V带传动和单级齿轮传动。5、传动比分配及转速校核（1）输送筒转速 r/min（2）总传动比 （3）传动比分配 查表2.4 确定 V带传动比，齿轮传动比（4）齿轮齿数比： 闭式传动、高速级，小齿轮齿数,则，圆整到。齿轮齿数比：（5）实际传动比6、转速误差 卷筒实际转速，满足需要。（二）V带设计1、 确定计算功率查机械设计表87由题意知该带传动为轻载输送，2、选带型及带轮直径带速n=970/3=323 r/min查机械设计图8-11和表8-8，选带型号为B型，小带轮直径150mm，则大带轮直径为450mm。3、中心距和基准长度根据机械设计式8-20，初定中心距为100

5、0mm。根据机械设计式8-22，算得带所需基准长度=2965mm由机械设计表8-2选=2800mm，按机械设计式8-23算得917.5mm中心距变化范围为833mm875mm4、验算小带轮包角根据机械设计式8-25，得=160°120°5、计算带的根数Z（1）V带额定功率由小带轮直径和小带轮转速，查机械设计表8-4a得=2.4kw根据小带轮转速、带轮传动比、带型，查机械设计表8-4b得=0.35kw查机械设计表8-5得=0.95，查表8-2得=1.05kw（2）带的根数2.74，取Z=36、计算单根带的初拉力最小值由机械设计表8-3得B型带的单位长度质量是0.18kg/m，

6、V= dn600007.6145ms根据机械设计式8-27278.28N7.计算带传动的压轴力（Fp）min=2*Z（）min *sin121644.3N（三）齿轮传动的设计1.由机械设计表10.1选择小齿轮材料为40Cr调质，硬度为250HBS，大齿轮材料为45钢调质，硬度为220HBS，二者硬度差为30HBS。2.选小齿轮齿数Z1=22，大齿轮齿数Z2=94。3、按齿面接触疲劳强度设计按机械设计设计计算公式（10-9a）进行试算，即d1t2.32 （1）确定各计算值a、试选载荷系数Kt1.3,b、小齿轮传递的转矩T16.8716×104 N·mm，c、由机械设

7、计表10-7选取齿宽系数d1,d、由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数ZE189.8MPa1/2 ，e、由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限，大齿轮的接触疲劳极限，f、由机械设计式10-13计算应力循环次数：N160n1jLh60×970×1×（1×8×300×8）1.1174×109N260n2jLh60×227×1×（1×8×300×8）2.615×108g、由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数KHN10.95，KHN2

8、0.98。h、计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S1,由机械设计式10-12得H10.95×700665MPaH20.98×560548.8MPa（2）计算a、试算小齿轮分度圆直径d1，代入H中较小的值d12.32 2.32× 54.75 mmb、计算圆周速度VV=2.779 m/sc、计算齿宽bbd*d11×54.7554.75 mmd、计算齿宽与齿高之比b/h模数 mtd1t/z1=54.75/22=2.48 mm齿高 h2.25mt2.25×2.485.6 mmb/h9.83 e、计算载荷系数 因V2.779 m/s，7级精度

9、，由机械设计图10-8查得动载系数Kv1.13 ；直齿轮KHKF1；由机械设计表10-2查得使用系数KA1.25；由机械设计表10-4查得7级精度对称布置时KH1.31 2；由b/h9.83，KH1.312，查机械设计图10-13得KF1.28 ，故载荷系数KKA*KV*KH*KH1.25×1.13×1×1.3121.85f、按K校正所算得的分度圆直径由机械设计式（10-10a）得:d1 61.58mmg、计算模数mmd1/z161.58/222.79 mm3、按齿根弯曲强度设计由机械设计式（10-5）得弯曲强度设计公式m（1）确定公式内的各计算数值 a、由机械设

10、计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1580MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2520MPa，b、由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN10.85，KFN20.88，c、计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4，由机械设计式（10-12）得F1 352.14MPaF2326.86MPad、计算载荷系数KKA*KV*KF*KF1.25×1.13×1×1.281.808e、查取齿形系数由机械设计表10-5用插值法查得,YF12.72,YF22.192f、查取应力校正系数由机械设计表10-5用插值法查得，YS11.57,YS21.784g、

11、计算大小齿轮的并加以比较=0.012127=0.011964小齿轮的数值大。（2）计算m1.84对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数1.68并就近圆整为标准值m =2 mm 。按接触疲劳强度算得的分度圆直径d162 m，算出小齿轮齿数z1d1/ m62/231取z132,则z2134 。4、几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1mz162mmd2mz2268 mm（2）计算中心距 a（d1+ d2）/2165 mm（3）计算齿轮宽度 bdd11×5862mm取B170 mm ,B2 =62 mm。5、齿轮结构及参数（1）小齿轮直径较小，采用齿轮轴结构，其参数如下表所示：表5.1名 称

12、结 果模数m2 mm齿数z131， z2134 齿顶高Ha=2mm分度圆直径d162mm ，d2268mm齿顶圆直径da166mm ，da2272mm齿根圆直径df158mm ，df2264mm中心距a165mm齿宽b170 mm ,b262mm（2）大齿轮的结构尺寸按机械设计课程设计表3.11和后续设计出的轴孔直径计算如下表所示：表5.2名 称结构尺寸计算公式结 果齿轮轴孔d54mm轮毂处直径D11.6d87mm轮毂轴向长L（1.21.5）d75mm倒角尺寸n0.5m1 mm齿根圆处厚度0（2.54）m8mm腹板最大直径D0df2 -20248mm板孔分布圆直径D20.5（D0+D1）168

13、mm板孔直径d00.25（D0-D1）40mm腹板厚C0.3b2 19mm（四）轴的设计1、选择轴的材料 由于轴是齿轮由，应与齿轮材料一致，故轴选用40Cr调质，b730MPa。参照机械设计表15-1选用轴的材料为45钢调质。2、轴的结构设计初步设计轴的结构如下图所示： 图6.13、轴的结构参数确定（1）由于是单级齿轮传动，采用对称布置（2）轴的最小直径由机械设计按表15-3查得A0112,按机械设计式（15-2）有：dmin（3）齿轮轴前级与大带轮相连大带轮轴孔取30 mm，有锥度1：30，取d726mm,d630mm。再逐段合理加大（减小）轴径，配合选用轴承。并根据结构需要确定各段长度，故

14、定轴各段直径及长度如下：d135mml127mmd245mml210mmd366mml370mmd445mml410mmd535mml527mmd630mml640mmd726mml760mm4、轴的结构设计初步设计轴的结构如下图所示： 图6.2轴的结构参数确定（1）轴的最小直径由机械设计按表15-3查得A0126,按机械设计式（15-2）有：dmin（2）轴与后级用联轴器连接，根据机械设计课程设计表6.8选用HL3型弹性拉销联轴器。轴孔直径取42mm,长度取112 mm。再逐段合理加大（减小）轴径，配合选用轴承。故定轴各段直径及长度如下：D142mmL1112mmD246mmL240mmD3

15、50mmL342mmD454mmL460mmD562mmL56mmD657mmL614mmD750mmL720mm5、按弯扭合成应力校核轴轴的应力校核（1）轴上力的作用点及支点跨距的确定由轴的结构图（图6.1）作出轴的支承简图（图6.3a）。（2）绘制轴的受力图，见图6.3b、图6.3d （3）计算轴上作用力齿轮的圆周力Ft12×T1/d12×6.8716×1000062=2216.65N齿轮的径向力Fr1Ft1tan2216.65×tan20=806.79N齿轮的轴向力Fa0 （4）计算支反力水平面支反力: FNH1FNH2Ft1/21108.33N垂

16、直面支反力：FNV1FNV2Fr1/2=403.40 N（5）确定弯矩，绘弯矩图 水平面弯矩：MC左HMC右HFNH1×AB1108.33×95.5105845.5·mm，垂直面弯矩：MC左vMC右VFNV1×AB403.40×95.538524.7N·mm。弯矩图见图6.3c、图6.3e。（6）计算合成弯矩，绘合成弯矩图 MC左MC右 2MC左2+MC右2112638N·mm 合成弯矩图见图6.3d。（7）转矩及转矩图 T16.8716×104 N·mm 转矩图见图6.3f。（8）校核 从图6.3知危险

17、截面为截面B，根据机械设计式（15-5）及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，而取0.6。轴的计算应力： ca= M2+(T)2W=1126382+0.6×6871620.1×66³=4.17MPa由前面所选材料40Cr调质,根据机械设计表15-1查得-1=70MPa，ca<-1故安全。图6.3同理我们对轴的应力进行校核因为两轴的弯矩相同我们不进行重复计算（1）计算合成弯矩，绘合成弯矩图 MC左MC右 (MC左2 MC右2)½112638N·mm（2）转矩及转矩图 T24.3×6.8716×104 =

18、29.7×104N·mm（8）校核 与轴危险截面位置相同，即两轴承的中间位置，根据机械设计式（15-5）及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，而取0.6。轴的计算应力： ca= M2+T2W=1126382+0.6×29700020.1×543=13.3MPa由前面所选材料45调质,根据机械设计表15-1查得-1=60MPa，ca<-1故安全。（五）滚动轴承的设计因为本结构中的轴承几乎不承受轴向力所以我们选用深沟球轴承。根据条件，轴承预计寿命：Lh=8×300×8=19200小时（1）初步计算当量动载荷P 从上

19、面的计算过程中我们可以看出轴承所承受的载荷P=FNH2+FNV2=1108.332+403.42=1179N（2）轴承选型结合前面的计算结果我们从机械设计课程设计表5-9选择6207、6210作为我们使用的轴承，且两轴承中的最小额定载荷为15.23KN（3）轴承寿命校核轴承的额定寿命L10h=16670970(CP)3=17.1*(15.231.179)3=3704419200预期寿命足够，该轴承选择合理（六）键的设计1.键的初选择在本设计中共使用了三处键槽，型号代码轴上深度毂上深度1#键联轴器与轴2连接键A12*8*805.03.32#键轴2与齿轮连接键A16*10*506.04.33#键轴

20、1与V带轮连接键A8*7*504.03.32.键的强度校核键所受到的挤压强度p=4000Tdhl其中：T轴传递的转矩（Nm）d 轴的直径h 键的高度b 键的宽度l 键的长度将上面的数值带如上式我们可以得出1#键的挤压强度p1=4000T2dhl=4000*29742*8*80=44.1MPap同理2#键的挤压强度p2=4000T2dhl=4000*29754*10*50=44.0MPap同理3#键的挤压强度p3=4000T1dhl=4000*68.726*7*50=30.2MPap经校核上述的三个键的强度都满足设计要求（七）联轴器的设计（1）联轴器类型选择 由于两轴的相对位移较小，且运转稳定，

21、结构简单，不存在严重的冲击现象。所以我们选择相对较为便宜的刚性联轴器。（2）载荷计算TC=KT2=1.3*29.7×104=386.1Nm其中K为工况系数，查表可得K=1.3（3）型号的选择结合计算所得的载荷值及轴的设计结果，本次联轴器选择GY6型凸缘联轴器，该型联轴器公称转矩为900Nm，需用转速为6800r/min，完全满足本次设计要求。轴孔径为42mm（八）箱体结构设计(1)窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。(2)放油螺塞减速器

22、底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。(3)油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。(4)通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。(5)启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。(6)定位销：为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。(7)调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片