机械课程设计.docx

机械课程设计.docx

《机械课程设计.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《机械课程设计.docx（21页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。

《机械设计课程设计说明书》

《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

主要结果

一、传动方案的确定（如下图）：

二、原始数据：

a）带拉力：

F=2700N

b）带速度：

v=1.1m/s

c）滚筒直径：

D=400mm

三、确定电动机的型号：

1．选择电动机类型：

选用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的功率：

Pw=Fv1000η=2700×1.11000×0.96=2.85kW

传动装置的总效率：

η总=η联轴η轴承4η齿轮ηV带ηwη齿轮

其中，查《机械设计课程设计》P13表3-1

ηV带，V带传动的效率ηV带=0.96

η齿轮，闭式圆柱齿轮的效率（精度等级8）η齿轮=0.97

η轴承，滚子轴承的效率η轴承=0.98

η联轴，弹性联轴器的效率η联轴=0.99

ηw，工作机的效率ηw=0.96

所以：

η总=η联轴η轴承4η齿轮ηV带ηwη齿轮=0.99×0.984×0.97×0.96×0.96×0.97=0.792

电动机所需功率：

Pd=Pwη=2.850.792=3.6kW

查《机械设计课程设计》P178的表17-7，取电动机的额定功率为4kW。

3．选择电动机的转速：

选择电动机同步转1500r/min，满载转速nm=1440r/min。

四、确定传动装置的总传动比及各级分配：

工作机的转速：

nw=v×60×1000πD=1.1×60×10003.14×400=52.55r/min

传动装置得总传动比：

i=nmnw=144052.55=27.4

根据《机械设计课程设计》P14表3-2

V带传动比范围i1=2~4，

圆柱齿轮传动比i2=3~5，

取V带传动比：

i1=2；

一级圆柱齿轮减速器传动比：

i2=4.22

二级圆柱齿轮减速器传动比：

i3=3.25

1．计算各轴的输入功率：

电动机轴Pm=4kW

轴Ⅰ（高速轴）　　P1=ηV带Pm=0.96×4=3.84kW

轴Ⅱ（中间轴）　　P2=η齿轮η轴承P1=0.97×0.98×3.84=3.65kW

轴Ⅲ（低速轴）　　P3=η齿轮η轴承P2=0.97×0.98×3.65=3.47kW

2．计算各轴的转速

电动机轴　　nm=1440r/min

高速轴Ⅰn1=nmi1=14402=720r/min

中间轴Ⅱn2=n1i2=7204.22=170.62r/min

低速轴Ⅲn3=n2i3=170.623.25=52.5r/min

3．计算各轴的转矩

电动机轴Td=9550Pmnm=9550×41440=26.53N∙m

高速轴ⅠT1=9550P1n1=9550×3.84720=51N∙m

中间轴ⅡT2=9550P2n2=9550×3.65170.62=204.3N∙m

低速轴ⅢT3=9550P3n3=9550×3.4752.5=631.21N∙m

4．上述数据制表如下：

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

4

1440

26.53

2

0.96

轴Ⅰ（高速轴）

3.84

720

51

4.22

0.96

轴Ⅱ（中间轴）

3.65

170.62

204.3

轴Ⅲ（低速轴）

3.47

52.5

631.21

3.25

0.96

五、传动零件的设计计算:

1．普通V带传动的设计计算:

①确定计算功率Pc

Pc=KAPm=1.2×4=4.8kW

KA根据《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KA=1.2

②选择V带型号

根据《机械设计》P151图8-11表8-78-9，此处功率Pc=4.8kW与小带轮的转速nm=1440r/min，选择A型V带，d=90mm。

③确定带轮的基准直径dd1，dd2

根据公式Dd2=iDd1（i=2）

小带轮直径Dd1=90mm

大带轮的直径Dd2=180mm

④验证带速

v=πDd1nm60×1000=6.7824m/s

在5m/s~25m/s之间。

故带的速度合适。

⑤确定V带的基准长度和传动中心距a0

初选传动中心距范围为：

0.7（Dd1+Dd2）≤a0≤2（Dd1+Dd2），

即189≤a0≤540，初定a0=400mm

V带的基准长度：

L0=2a0+π2Dd1+Dd2+（Dd2-Dd1）24a0=2×400+3.142×270+9024×400=1228.9625mm

根据《机械设计》P145表8-2，选取带的基准直径长度Ld=1250mm。

实际中心距：

a=a0+Ld-L02=400+1250-1228.96252=410.52mm

⑥验算主动轮的包角

α1=180°-Dd2-Dd1410.52×60°=166.8°

故包角合适。

⑦计算V带的根数z

z=Pc（P0+∆P0）KaKL

由nm=1440r/minDd1=90mm

根据《机械设计》P151/153表8-48-5，

P0=1.07W∆P0=0.17kW

根据《机械设计》表8-6，Ka=0.96

根据《机械设计》表8-2，KL=0.93

z=4.81.07+0.17×0.96×0.93=4.336

取z=5根。

⑧计算V带的合适初拉力F0

F0=500Pczv2.5Ka-1+qv2

根据《机械设计》P149表8-3，q=0.105

F0=500×4.85×6.78242.50.96-1+0.105×6.78242=118.36N

⑨计算作用在轴上的载荷

Q=2zF0sinα12=620.2064N

⑩V带轮的结构设计

（根据《机械设计》表8-11）（单位：

mm）

带轮

尺寸

小带轮

大带轮

槽型

A

A

基准宽度bp

11

11

基准线上槽深hamin

2.75

2.75

基准线下槽深hfmin

8.7

8.7

槽间距e

150.3

150.3

槽边距fmin

9

9

V带轮采用铸铁HT200制造，其允许的最大圆周速度为25m/s

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

①选用直齿圆柱齿轮传动（外啮合）

②选择齿轮材料（考虑到齿轮使用寿命较长）：

根据《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，HBS1=280

大齿轮材料取为45钢，调质处理，HBS2=240

③初选取齿轮为7级的精度（GB10095.1-2001）

⑤初选小齿轮的齿数z1=24；大齿轮的齿数z2=4.22×24=101.28

取z2=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

①确定计算参数

传递扭矩T1=9550P1n1=5.09×104（N·mm）

试选kHt=1.3

齿宽系数ψd=1

由图10-20查得区域系数ZH=2.5

由表10－6查得材料的弹性影响系数

由式10-9计算接触疲劳强度用重合度系数Z

a1==29.841°

a2==22.849°

=1.73

=0.872

计算许用接触应力[σ]H:

由图10-26（c）查得

[σ]Hlim1=670MPa[σ]Hlim2=610MPa

计算应力循环次数：

N1=，N2=

由图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.98，KHN2=1.1

安全系数由表10-5取sH=1，失效概率为1％

则σH1=[σ]Hlim1SH=656.6MPaσH2=[σ]Hlim2SH=671MPa

σH1<σH2,因此应取较小值[σ]H2代入

σH2=656.6MPa

②确定齿轮参数及主要尺寸，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kH

由表查得KA=1，V=1.66m/s,7级精度，Kv=1.05

齿轮的圆周力=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布置时，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，其相应的齿轮模数=2.17mm

③按齿根弯曲疲劳强度设计

由式10-7试算模数，即

确定计算参数

试选=1.3，计算弯曲疲劳强度用重合度系数=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、大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为：

[σ]Flim1=520MPa[σ]Flim2=480MPa

查得弯曲疲劳寿命系数=0.86，=0.90

弯曲疲劳安全系数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

1、圆周速度v

=30.531mm,=1.15m/s

2、齿宽b

b==30.531mm

3、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，Kv=1.04

2、齿轮的圆周力

=3.334N，

3、查表得齿间载荷分配系数=1.0

4、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,按接触疲劳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

=52mm，=220mm

2、计算中心距a==136mm

3、计算齿轮宽度b==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

56mm，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。

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=136

1.054

1

0.054

分配变位系数、，=0.51，=0.53

齿面接触疲劳强度校核

取=1.79,=5.09N.mm,

将他们带入式中得到

469.5MPa<=656.6MPa

齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触