机械专业课程设计

《机械设计》课程设计汇报设计名称 带式运输机减速器设计 学院班级 学号姓名 指导老师 教学单位 1月5日

设计说明书计算项目及内容关键结果一、传动方案确实定（以下图）：二、原始数据：带拉力：F=2700N带速度：v=1.1m/s滚筒直径：D=400mm三、确定电动机型号：1．选择电动机类型：选择Y系列三相异步电动机。2．选择电动机功率：运输机主轴上所需要功率：P传动装置总效率：η其中，查《机械设计课程设计》P13表3-1ηV带，Vη齿轮，闭式圆柱齿轮效率（精度等级8）η轴承，滚子轴承效率η联轴，弹性联轴器效率ηw，工作机效率所以：η电动机所需功率：P查《机械设计课程设计》P178表17-7，取电动机额定功率为4kW3．选择电动机转速：选择电动机同时转1500r/min，满载转速四、确定传动装置总传动比及各级分配：工作机转速：n传动装置得总传动比：i=依据《机械设计课程设计》P14表3-2V带传动比范围i1圆柱齿轮传动比i2取V带传动比：i1一级圆柱齿轮减速器传动比：i二级圆柱齿轮减速器传动比：i1．计算各轴输入功率：电动机轴P轴Ⅰ（高速轴）P轴Ⅱ（中间轴）P轴Ⅲ（低速轴）P3=η齿轮η轴承2．计算各轴转速电动机轴n高速轴Ⅰn中间轴Ⅱn低速轴Ⅲn3．计算各轴转矩电动机轴T高速轴ⅠT中间轴ⅡT低速轴ⅢT4．上述数据制表以下：参数轴名输入功率P（kW）转速n（r/min）输入转矩T（N∙m）传动比i效率η电动机轴4144026.5320.96轴Ⅰ（高速轴）3.84720514.220.96轴Ⅱ（中间轴）3.65170.62204.3轴Ⅲ（低速轴）3.4752.5631.213.250.96五、传动零件设计计算:1．一般V带传动设计计算:①确定计算功率PPKA依据《机械设计》P156表8-8，此处为带式运输机，载荷变动小，天天两班制工作天天工作8小时，选择工作情况系数②选择V带型号依据《机械设计》P151图8-11表8-78-9，此处功率Pc=4.8kW和小带轮转速nm=1440r/min，选择A型③确定带轮基准直径d依据公式Dd2=iDd1（小带轮直径D大带轮直径D④验证带速v=在5m/s~25m/s之间。故带速度适宜。⑤确定V带基准长度和传动中心距a初选传动中心距范围为：0.7(D即189≤a0V带基准长度：L依据《机械设计》P145表8-2，选择带基准直径长度Ld实际中心距：a=⑥验算主动轮包角α故包角适宜。⑦计算V带根数zz=由n依据《机械设计》P151/153表8-48-5，P依据《机械设计》表8-6，K依据《机械设计》表8-2，Kz=取z=5根。⑧计算V带适宜初拉力FF依据《机械设计》P149表8-3，q=0.105F⑨计算作用在轴上载荷Q=2z⑩V带轮结构设计（依据《机械设计》表8-11）（单位：mm）带轮尺寸小带轮大带轮槽型AA基准宽度b1111基准线上槽深h2.752.75基准线下槽深h8.78.7槽间距e150.3150.3槽边距f99V带轮采取铸铁HT200制造，其许可最大圆周速度为25m/s2．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①选择直齿圆柱齿轮传动（外啮合）②选择齿轮材料（考虑到齿轮使用寿命较长）：依据《机械设计》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，HB大齿轮材料取为45钢，调质处理，HB③初选择齿轮为7级精度(GB10095.1-)⑤初选小齿轮齿数z1=24取z考虑到闭式软齿面齿轮传动最关键失效为点蚀，故按接触疲惫强度设计，再按齿根弯曲疲惫强度校核。（2）按齿面接触疲惫强度计算由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即①确定计算参数传输扭矩T试选k齿宽系数ψ由图10-20查得区域系数ZH由表10－6查得材料弹性影响系数由式10-9计算接触疲惫强度用重合度系数Za1==a2===1.73=0.872计算许用接触应力[σ]H:由图10-26[计算应力循环次数：N1=，N2=由图10-23查取接触疲惫寿命系数KHN1=0.98，K安全系数由表10-5取sH=1则σσH1<σH2②确定齿轮参数及关键尺寸，试算出小齿轮分度圆直径=46.820mm圆周速度=1.77m/s齿宽b==46.82mm计算实际载荷系数k由表查得KA=1，V=1.66m/s,7级精度，Kv齿轮圆周力=2.174N查表得齿间载荷分配系数=1.2用插值法查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称部署时，得齿向载荷分布系数=1.419，由此得到实际载荷系数=1.79按实际载荷系数算得分度圆直径=52.088mm，其对应齿轮模数=2.17mm③按齿根弯曲疲惫强度设计由式10-7试算模数，即确定计算参数试选=1.3，计算弯曲疲惫强度用重合度系数=0.684查得齿形系数=2.65，=2.23查得应力修正系数=1.58，=1.76查得小、大齿轮齿根弯曲疲惫极限分别为：

[查得弯曲疲惫寿命系数=0.86，=0.90弯曲疲惫安全系数S=1.4=319.43MPa=308.57MPa=0.0131=0.0127因为大齿轮大于小齿轮，所以取=0.0131试算模数=1.272mm调整齿轮模数圆周速度v=30.531mm,=1.15m/s齿宽bb==30.531mm宽高比b/h=10.67计算实际载荷系数1、由表查得KA=1，V=1.66m/s,7级精度，Kv2、齿轮圆周力=3.334N，3、查表得齿间载荷分配系数=1.04、用插值法查得=1.417，=1.34由此得到实际载荷系数=1.39按实际载荷系数算得齿轮模数m==1.3，取标准值m=2,按接触疲惫强度算得分度圆直径=52.088mm,算出小齿轮模数=26.044取=26，则=u=109.9，取=110这么设计齿轮传动，既满足齿面接触疲惫强度，又满足齿根弯曲疲惫强度，并做到了结构紧凑，避免了浪费。几何尺寸计算计算分度圆直径=52mm，=220mm计算中心距a==136mm计算齿轮宽度b==52mm考虑不可避免安装误差，为了确保设计齿宽b和节省材料，取56mm，52mm圆整中心距后强度校核取中心距就近圆整至a’=138mm，其它参数不变。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22.17°26+110=1361.05410.054分配变位系数、，=0.51，=0.53齿面接触疲惫强度校核取=1.79,=5.09N.mm,将她们带入式中得到469.5MPa<=656.6MPa齿面接触疲惫强度满足要求，而且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。齿根弯曲疲惫强度校核取，将她们带入式中，得到=131.3MPa<319.43MPa=132.34MPa<308.57MPa齿根弯曲疲惫强度满足要求，而且小齿轮抵御弯曲疲惫破坏能力大于大齿轮。关键设计结论齿数，压力角，=0.51，=0.53，a=138mm，56mm，52mm，小齿轮选择40Cr（调质），大齿轮选择45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。低速齿轮系设计（1）选择齿轮类型，材料，精度，及参数①选择直齿圆柱齿轮传动（外啮合）②选择齿轮材料（考虑到齿轮使用寿命较长）：依据《机械设计》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，HB大齿轮材料取为45钢，调质处理，HB③初选择齿轮为7级精度(GB10095.1-)④初选螺旋角β=14°⑤初选小齿轮齿数z1=25取z考虑到闭式软齿面齿轮传动最关键失效为点蚀，故按接触疲惫强度设计，再按齿根弯曲疲惫强度校核。（2）按齿面接触疲惫强度计算由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即①确定计算参数传输扭矩T试选k齿宽系数ψ由图10-20查得区域系数ZH由表10－6查得材料弹性影响系数由式10-9计算接触疲惫强度用重合度系数Za1==29.a2===1.647=0.658计算许用接触应力[σ]H:由图10-26[计算应力循环次数：N1=，N2=由图10-23查取接触疲惫寿命系数KHN1=0.95，K安全系数由表10-5取sH=1则σσH1>σH2②确定齿轮参数及关键尺寸，试算出小齿轮分度圆直径=58.818mm圆周速度=0.525m/s齿宽b==58.818mm计算实际载荷系数k由表查得KA=1，V=0.525m/s,7级精度，Kv齿轮圆周力=6.937N查表得齿间载荷分配系数=1.2用插值法查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称部署时，得齿向载荷分布系数=1.420，由此得到实际载荷系数=1.73808按实际载荷系数算得分度圆直径=64.797mm，其对应齿轮模数=2.515mm③按齿根弯曲疲惫强度设计由式10-7试算模数，即确定计算参数试选=1.3，计算弯曲疲惫强度用重合度系数=0.682查得齿形系数=2.60，=2.22查得应力修正系数=1.61，=1.79查得小、大齿轮齿根弯曲疲惫极限分别为：

[查得弯曲疲惫寿命系数=0.9，=0.88弯曲疲惫安全系数S=1.4=334.3MPa=301.7MPa=0.0125=0.0095因为大齿轮大于小齿轮，所以取=0.0125试算模数=1.737mm调整齿轮模数圆周速度v=44.754mm,=0.4m/s齿宽bb==44.754mm宽高比b/h=11.45计算实际载荷系数1、由表查得KA=1，V=0.4m/s,7级精度，Kv=2、齿轮圆周力=9.117N，3、查表得齿间载荷分配系数=1.24、用插值法查得=1.418，=1.39由此得到实际载荷系数=1.658按实际载荷系数算得齿轮模数m==1.737，取标准值m=2,按接触疲惫强度算得分度圆直径=64.797mm,算出小齿轮模数=31.43取=32，则=u=102.16，取=103这么设计齿轮传动，既满足齿面接触疲惫强度，又满足齿根弯曲疲惫强度，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=63.837mm，=212.104mm计算中心距a==139mm（3）计算齿轮宽度b==64mm考虑不可避免安装误差，为了确保设计齿宽b和节省材料，取69mm，64mm螺旋角圆整中心距后强度校核取中心距就近圆整至a’=139mm，其它参数不变。齿面接触疲惫强度校核取=1.723,=2.04N.mm,将她们带入式中得到525.77MPa<=525MPa齿面接触疲惫强度满足要求，而且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。齿根弯曲疲惫强度校核取，将她们带入式中，得到=192.98MPa<334.3MPa=106.11MPa<301.7MPa齿根弯曲疲惫强度满足要求，而且小齿轮抵御弯曲疲惫破坏能力大于大齿轮。关键设计结论齿数，压力角，螺旋角，=0，=0，a=139mm，69mm，64mm，小齿轮选择40Cr（调质），大齿轮选择45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。六、轴设计：中速轴设计：由前面已算得：p2=3.65kwn2=170.62r/minT2=204300N.mm（1）选择轴材料：选择45号钢，调质处理。（2）初步估算轴最小直径依据《机械设计》P366表15-3，取A=11d≥A3输入轴最小直径显然是安装轴承处轴直径，为了使所选轴直径和轴承内孔径相适应,故需同时选择轴承型号。选择圆柱滚子轴承，型号为NJ207，d×D×B=35x72x17。故d1-2=35mm=d56取箱体内壁和齿轮距离为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段装是第一组齿轮正确从动齿轮，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采取平键连接：选处键尺寸为：b×h×L=12mm×8mm取第二组主动齿轮和第一组齿轮正确从动齿轮距离为L3-4=12mm,取d3-4=49mm第二组主动齿轮该宽度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采取平键连接，选处键尺寸为：b×h×L=12mm×8mm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高速轴设计：由前面已算得：p1=3.84kwn1=720r/minT1=51000N.mm（1）选择轴材料：选择45号钢，调质处理。（2）初步估算轴最小直径依据《机械设计》P366表15-3，取A=11d≥A3取连接v带大带轮内孔d大=22mm,和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安装轴承处轴直径d3-4，为了使所选轴d3-4直径和轴承内孔径相适应,故需同时选择轴承型号。选择圆柱滚子轴承，型号为N406，d×D×B=30mmx72mmx19mm。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依据中速轴齿轮摆放及尺寸关系和5-6段高速轴主动轮B是56mm，L4-5=69+18-2+12-0.5（56-52）=95mm，d4-5=35mm5-6段高速轴主动轮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54mm取d5-6=40mm采取平键连接：选处键尺寸为：b×h×L=12mm×8mm最终段直径为d3-4=30mm=d6-7，依据数据得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低速轴设计：由前面已算得：p3=3.47kwn3=52.5r/minT3=631210N.mmβ=13.779°分度圆直径d4=212.104mm（1）选择轴材料：选择45号钢，调质处理。（2）初步估算轴最小直径依据《机械设计》P366表15-3，取A=11d≥A3输入轴最小直径显然是安装联轴器处轴直径，为了使所选轴直径和联轴器孔径相适应,故需同时选择联轴器型号。联轴器计算转矩Tca=KAT3,查表，考虑到转矩改变很小,故取KA=1.3,则：Tca=KAT3=1.3×631210根据计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩条件，查《机械设计手册》，选择LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000N·ｍｍ。半联轴器孔径d=45mm，故轴d1-2=45mm半联轴器长度L＝112ｍｍ半联轴器。和轴配合毂孔长度L1=84mm半联轴器和轴配合毂孔长度=84mm.，为了确保轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，故长度应该比略短一点，现取L1-2=82mm。依据轴向定位要求确定轴各段直径和长度:(1)为满足半联轴器轴向定位要求，1轴段右端需制一轴肩，故取２-3段直径d2-3=53mm。(2)2轴段右端需制一轴肩，3段直径初选d3-4=58mm。故取初步选择滚动轴承。参考工作要求并根d3-4=58mm，选型号NU1012，其尺寸为d×D×B=60x95x18，,轴段3-4和6-7直径取相同,d3-4=60mm=d6-7（3）取安装齿轮段d5-6=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L6-7=18+3+0.5(69-64)+(64-62)+19=44.5mm(5)3-4段长于箱体内壁2mm并依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）L3-4=3+18+2=23mm(7)可取L2-3为35mm（8）齿轮，半联轴器和轴周向定位全部采取平键连接。按齿轮段d5-6=64mm和联轴器段d1-2=48mm查表得：选择平键b×h×L=18×11×56(齿轮段),该段轴上键槽深7mmb×h×L=14×9×70(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(和联轴