机械课程设计.docx

1、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=2700Nb) 带速度： v=1.1m/sc) 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=Fv1000=27001.110000.96=2.85kW传动装置的总效率：总=联轴轴承4齿轮V带w齿轮其中，查机械设计课程设计P13表3-1V带，V带传动的效率V

2、带=0.96齿轮，闭式圆柱齿轮的效率（精度等级8）齿轮=0.97轴承，滚子轴承的效率轴承=0.98联轴，弹性联轴器的效率联轴=0.99w，工作机的效率w=0.96所以： 总=联轴轴承4齿轮V带w齿轮=0.990.9840.970.960.960.97=0.792电动机所需功率：Pd=Pw=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=v601000D=1.16010003.14400=52.55r

3、/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3-2V带传动比范围i1=24，圆柱齿轮传动比i2=35，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=3.251计算各轴的输入功率：电动机轴Pm=4kW轴（高速轴）P1=V带Pm=0.964=3.84kW轴（中间轴）P2=齿轮轴承P1=0.970.983.84=3.65kW轴（低速轴）P3=齿轮轴承P2=0.970.983.65= 3.47kW2计算各轴的转速电动机轴nm=1440r/min高速轴n1=nmi1=14402=720r/min中间轴

4、n2=n1i2=7204.22=170.62r/min低速轴n3=n2i3=170.623.25=52.5r/min3计算各轴的转矩电动机轴Td=9550Pmnm=955041440=26.53Nm高速轴T1=9550P1n1= 95503.84720=51Nm中间轴T2=9550P2n2=95503.65170.62=204.3Nm低速轴T3=9550P3n3=95503.4752.5=631.21Nm4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（Nm）传动比i效率电动机轴4144026.5320.96轴（高速轴）3.84720514.220.96轴（中间轴）

5、3.65170.62204.3轴（低速轴）3.4752.5631.213.250.96五、传动零件的设计计算:1普通V带传动的设计计算: 确定计算功率PcPc=KAPm=1.24=4.8kWKA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 选择V带型号根据机械设计P151图8-11表8-7 8-9，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。 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 验证带速

6、v=Dd1nm601000=6.7824m/s在5m/s25m/s之间。故带的速度合适。 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)a02(Dd1+ Dd2)，即189a0540，初定a0=400mmV带的基准长度：L0=2a0+2Dd1+ Dd2+ (Dd2-Dd1)24a0=2400+3.142270+9024400=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 验算主动轮的包角1=180-Dd2-Dd1410.

7、5260=166.8故包角合适。 计算V带的根数zz=Pc(P0+P0)KaKL由nm=1440r/minDd1=90mm根据机械设计P151/153表8-4 8-5，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=0.93z=4.81.07+0.170.960.93=4.336取z=5根。 计算V带的合适初拉力F0F0=500Pczv2.5Ka-1+qv2根据机械设计P149表8-3，q=0.105F0=5004.856.78242.50.96-1+0.1056.78242=118.36N 计算作用在轴上的载荷Q=2zF0sin12=620

8、.2064N V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AA基准宽度bp1111基准线上槽深hamin2.752.75基准线下槽深hfmin8.78.7槽间距e150.3150.3槽边距fmin99V带轮采用铸铁HT200制造，其允许的最大圆周速度为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 选用直齿圆柱齿轮传动（外啮合） 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=24

9、0 初选取齿轮为7级的精度(GB10095.1-2001) 初选小齿轮的齿数z1=24；大齿轮的齿数z2=4.2224=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，即确定计算参数传递扭矩T1=9550P1n1=5.09104（Nmm）试选 kHt =1.3齿宽系数d=1由图10-20查得区域系数ZH=2.5由表106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Za1=29.841a2=22.849=1.73=0.872计算许用接触应力H

10、:由图10-26（c）查得Hlim1=670MPa 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H1=Hlim1SH=656.6MPa H2=Hlim2SH=671MPaH1H2,因此应取较小值H2代入 H2=656.6MPa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=1.77 m/s齿宽b=46.82mm计算实际载荷系数kH由表查得KA=1 ，V=1.66 m/s ,7级精度 ，Kv=1.05齿轮的圆周力=2.174N查表得齿间载荷分

11、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 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：Flim1=520MPa 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=

12、0.0131 =0.0127因为大齿轮大于小齿轮，所以取=0.0131 试算模数=1.272 mm调整齿轮模数1、 圆周速度v=30.531mm , =1.15m/s2、 齿宽bb=30.531mm3、 宽高比b/h=10.67计算实际载荷系数1、由表查得KA=1 ，V=1.66 m/s ,7级精度 ，Kv=1.042、齿轮的圆周力=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,按接触疲劳强度算得分度圆直径=52.088mm,算出小齿轮模数=26.044 取=26，则

13、=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 ，=220mm2、 计算中心距a=136mm3、 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22.1726+110=1361.05410.054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