機械課程設計

《機械設計》課程設計報告設計名稱 帶式運輸機減速器的設計 學院班級 學號姓名 指導教師 教學單位 2015年1月5日

設計說明書計算項目及內容主要結果一、傳動方案的確定（如下圖）：二、原始數據：帶拉力：F=2700N帶速度：v=1.1m/s滾筒直徑：D=400mm三、確定電動機的型號：1．選擇電動機類型：選用Y系列三相異步電動機。2．選擇電動機功率：運輸機主軸上所需要的功率：傳動裝置的總效率：其中，查《機械設計課程設計》P13表3-1，V帶傳動的效率QUOTE，閉式圓柱齒輪的效率（精度等級8）QUOTEQUOTE，滾子軸承的效率QUOTEQUOTE，彈性聯(lián)軸器的效率QUOTEQUOTE，工作機的效率QUOTE所以：電動機所需功率：QUOTE查《機械設計課程設計》P178的表17-7，取電動機的額定功率為QUOTE。3．選擇電動機的轉速：選擇電動機同步轉QUOTE，滿載轉速QUOTE。四、確定傳動裝置的總傳動比及各級分配：工作機的轉速：傳動裝置得總傳動比：iQUOTE根據《機械設計課程設計》P14表3-2V帶傳動比范圍QUOTE，圓柱齒輪傳動比QUOTE，取V帶傳動比：QUOTE；一級圓柱齒輪減速器傳動比：QUOTE二級圓柱齒輪減速器傳動比：QUOTE1．計算各軸的輸入功率：電動機軸QUOTE軸Ⅰ（高速軸）軸Ⅱ（中間軸）QUOTE軸Ⅲ（低速軸）QUOTE=0.97QUOTE0.98QUOTE3.65QUOTE2．計算各軸的轉速電動機軸QUOTE高速軸ⅠQUOTE中間軸ⅡQUOTE低速軸ⅢQUOTE3．計算各軸的轉矩電動機軸QUOTE高速軸ⅠQUOTE中間軸ⅡQUOTE低速軸ⅢQUOTE4．上述數據制表如下：參數軸名輸入功率P（）轉速n（QUOTE）輸入轉矩T（）傳動比效率電動機軸4144026.5320.96軸Ⅰ（高速軸）3.84720514.220.96軸Ⅱ（中間軸）3.65170.62204.3軸Ⅲ（低速軸）3.4752.5631.213.250.96五、傳動零件的設計計算:1．普通V帶傳動的設計計算:①確定計算功率QUOTEQUOTE根據《機械設計》P156表8-8，此處為帶式運輸機，載荷變動小，每天兩班制工作每天工作8小時，選擇工作情況系數QUOTE②選擇V帶型號根據《機械設計》P151圖8-11表8-78-9，此處功率QUOTE與小帶輪的轉速QUOTE，選擇A型V帶，QUOTE。③確定帶輪的基準直徑根據公式QUOTE（QUOTE=2）小帶輪直徑QUOTE大帶輪的直徑QUOTE④驗證帶速在QUOTE之間。故帶的速度合適。⑤確定V帶的基準長度和傳動中心距QUOTE初選傳動中心距范圍為：，即QUOTE，初定QUOTEV帶的基準長度：根據《機械設計》P145表8-2，選取帶的基準直徑長度QUOTE。實際中心距：⑥驗算主動輪的包角故包角合適。⑦計算V帶的根數z由QUOTE根據《機械設計》P151/153表8-48-5，根據《機械設計》表8-6，QUOTE根據《機械設計》表8-2，QUOTE取QUOTE根。⑧計算V帶的合適初拉力QUOTE根據《機械設計》P149表8-3，QUOTE⑨計算作用在軸上的載荷⑩V帶輪的結構設計（根據《機械設計》表8-11）（單位：mm）帶輪尺寸小帶輪大帶輪槽型AA基準寬度QUOTE1111基準線上槽深QUOTE2.752.75基準線下槽深QUOTE8.78.7槽間距150.3150.3槽邊距QUOTE99V帶輪采用鑄鐵HT200制造，其允許的最大圓周速度為QUOTE2．齒輪傳動設計計算高速齒輪系設計（1）選擇齒輪類型，材料，精度，及參數①選用直齒圓柱齒輪傳動（外嚙合）②選擇齒輪材料（考慮到齒輪使用壽命較長）：根據《機械設計》P191表10-1《機械課程設計》P87圖11-10取小齒輪材料取為40Cr，調質處理，QUOTE大齒輪材料取為45鋼，調質處理，QUOTE③初選取齒輪為7級的精度QUOTE⑤初選小齒輪的齒數QUOTE；大齒輪的齒數QUOTE取QUOTE考慮到閉式軟齒面齒輪傳動最主要的失效為點蝕，故按接觸疲勞強度設計，再按齒根彎曲疲勞強度校核。（2）按齒面接觸疲勞強度計算由式（10-11）試算小齒輪分度圓直徑，即①確定計算參數傳遞扭矩QUOTE試選QUOTE=1.3齒寬系數QUOTE由圖10-20查得區(qū)域系數QUOTE=2.5由表10－6查得材料的彈性影響系數由式10-9計算接觸疲勞強度用重合度系數ZQUOTE29.841°QUOTE22.849°=1.73=0.872計算許用接觸應力QUOTE:由圖10-26（c）查得計算應力循環(huán)次數：N1=，N2=由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數QUOTE=0.98，QUOTE=1.1安全系數由表10-5取QUOTE，失效概率為1％則QUOTEQUOTE,因此應取較小值QUOTE代入②確定齒輪參數及主要尺寸，試算出小齒輪分度圓直徑=46.820mm圓周速度=1.77m/s齒寬b==46.82mm計算實際載荷系數QUOTE由表查得QUOTE=1，V=1.66m/s,7級精度，QUOTE=1.05齒輪的圓周力=2.174N查表得齒間載荷分配系數=1.2用插值法查得7級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置時，得齒向載荷分布系數=1.419，由此得到實際載荷系數=1.79按實際載荷系數算得分度圓直徑=52.088mm，其相應的齒輪模數=2.17mm③按齒根彎曲疲勞強度設計由式10-7試算模數，即確定計算參數試選=1.3，計算彎曲疲勞強度用重合度系數=0.684查得齒形系數=2.65，=2.23查得應力修正系數=1.58，=1.76查得小、大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為：

查得彎曲疲勞壽命系數=0.86，=0.90彎曲疲勞安全系數S=1.4=319.43MPa=308.57MPa=0.0131=0.0127因為大齒輪大于小齒輪，所以取=0.0131試算模數=1.272mm調整齒輪模數圓周速度v=30.531mm,=1.15m/s齒寬bb==30.531mm寬高比b/h=10.67計算實際載荷系數1、由表查得QUOTE=1，V=1.66m/s,7級精度，QUOTE=1.042、齒輪的圓周力=3.334N，3、查表得齒間載荷分配系數=1.04、用插值法查得=1.417，=1.34由此得到實際載荷系數=1.39按實際載荷系數算得齒輪模數m==1.3，取標準值m=2,按接觸疲勞強度算得分度圓直徑=52.088mm,算出小齒輪模數=26.044取=26，則=u=109.9，取=110這樣設計的齒輪傳動，既滿足齒面接觸疲勞強度，又滿足齒根彎曲疲勞強度，并做到了結構緊湊，避免了浪費。幾何尺寸計算計算分度圓直徑=52mm，=220mm計算中心距a==136mm計算齒輪寬度b==52mm考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬b和節(jié)省材料，取56mm，52mm圓整中心距后的強度校核取中心距就近圓整至a’=138mm，其他參數不變。計算變位系數和1、計算嚙合角、齒數和、變位系數和、中心距變動系數和齒頂高降低系數22.17°26+110=1361.05410.054分配變位系數、，=0.51，=0.53齒面接觸疲勞強度校核取=1.79,=5.09N.mm,將他們帶入式中得到469.5MPa<=656.6MPa齒面接觸疲勞強度滿足要求，并且齒面接觸應力比標準齒輪有所下降。齒根彎曲疲勞強度校核取，將他們帶入式中，得到=131.3MPa<319.43MPa=132.34MPa<308.57MPa齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。主要設計結論齒數，壓力角，=0.51，=0.53，a=138mm，56mm，52mm，小齒輪選用40Cr（調質），大齒輪選用45鋼（調質）。齒輪按7級精度設計。低速齒輪系設計（1）選擇齒輪類型，材料，精度，及參數①選用直齒圓柱齒輪傳動（外嚙合）②選擇齒輪材料（考慮到齒輪使用壽命較長）：根據《機械設計》P191表10-1《機械課程設計》P87圖11-10取小齒輪材料取為40Cr，調質處理，QUOTE大齒輪材料取為45鋼，調質處理，QUOTE③初選取齒輪為7級的精度QUOTE④初選螺旋角QUOTE⑤初選小齒輪的齒數QUOTE；大齒輪的齒數QUOTE取QUOTE考慮到閉式軟齒面齒輪傳動最主要的失效為點蝕，故按接觸疲勞強度設計，再按齒根彎曲疲勞強度校核。（2）按齒面接觸疲勞強度計算由式（10-11）試算小齒輪分度圓直徑，即①確定計算參數傳遞扭矩QUOTE試選QUOTE=1.3齒寬系數QUOTE由圖10-20查得區(qū)域系數QUOTE=2.433由表10－6查得材料的彈性影響系數由式10-9計算接觸疲勞強度用重合度系數ZQUOTE29.675°QUOTE23.844°=1.647=0.658計算許用接觸應力QUOTE:由圖10-26（c）查得計算應力循環(huán)次數：N1=，N2=由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數QUOTE=0.95，QUOTE=0.92安全系數由表10-5取QUOTE，失效概率為1％則QUOTEQUOTE,因此應取較小值QUOTE代入②確定齒輪參數及主要尺寸，試算出小齒輪分度圓直徑=58.818mm圓周速度=0.525m/s齒寬b==58.818mm計算實際載荷系數QUOTE由表查得QUOTE=1，V=0.525m/s,7級精度，QUOTE=1.02齒輪的圓周力=6.937N查表得齒間載荷分配系數=1.2用插值法查得7級精度，小齒輪相對支撐非對稱布置時，得齒向載荷分布系數=1.420，由此得到實際載荷系數=1.73808按實際載荷系數算得分度圓直徑=64.797mm，其相應的齒輪模數=2.515mm③按齒根彎曲疲勞強度設計由式10-7試算模數，即確定計算參數試選=1.3，計算彎曲疲勞強度用重合度系數=0.682查得齒形系數=2.60，=2.22查得應力修正系數=1.61，=1.79查得小、大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為：

查得彎曲疲勞壽命系數=0.9，=0.88彎曲疲勞安全系數S=1.4=334.3MPa=301.7MPa=0.0125=0.0095因為大齒輪大于小齒輪，所以取=0.0125試算模數=1.737mm調整齒輪模數圓周速度v=44.754mm,=0.4m/s齒寬bb==44.754mm寬高比b/h=11.45計算實際載荷系數1、由表查得QUOTE=1，V=0.4m/s,7級精度，QUOTE=1.012、齒輪的圓周力=9.117N，3、查表得齒間載荷分配系數=1.24、用插值法查得=1.418，=1.39由此得到實際載荷系數=1.658按實際載荷系數算得齒輪模數m==1.737，取標準值m=2,按接觸疲勞強度算得分度圓直徑=64.797mm,算出小齒輪模數=31.43取=32，則=u=102.16，取=103這樣設計的齒輪傳動，既滿足齒面接觸疲勞強度，又滿足齒根彎曲疲勞強度，并做到了結構緊湊，避免了浪費。幾何尺寸計算4幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑=63.837mm，=212.104mm計算中心距a==139mm（3）計算齒輪寬度b==64mm考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬b和節(jié)省材料，取69mm，64mm螺旋角圓整中心距后的強度校核取中心距就近圓整至a’=139mm，其他參數不變。齒面接觸疲勞強度校核取=1.723,=2.04N.mm,將他們帶入式中得到525.77MPa<=525MPa齒面接觸疲勞強度滿足要求，并且齒面接觸應力比標準齒輪有所下降。齒根彎曲疲勞強度校核取，將他們帶入式中，得到=192.98MPa<334.3MPa=106.11MPa<301.7MPa齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。主要設計結論齒數，壓力角，螺旋角，=0，=0，a=139mm，69mm，64mm，小齒輪選用40Cr（調質），大齒輪選用45鋼（調質）。齒輪按7級精度設計。六、軸的設計：中速軸的設計：由前面已算得：p2=3.65kwn2=170.62r/minT2=204300N.mm（1）選擇軸的材料：選取45號鋼，調質處理。（2）初步估算軸的最小直徑根據《機械設計》P366表15-3，取QUOTE，QUOTE輸入軸的最小直徑顯然是安裝軸承處軸的直徑，為了使所選的軸直徑與軸承的內孔徑相適應,故需同時選取軸承型號。選擇圓柱滾子軸承，型號為NJ207，dQUOTEDQUOTEB=35x72x17。故d1-2=35mm=d56取箱體內壁與齒輪的距離為Ld=18mm考慮箱體鑄造等誤差，在確定軸承位置時，應距離箱體內壁一段距離取s=5mm，已知軸承寬度B=17mm軸2-3段裝的是第一組齒輪對的從動齒輪，該寬度B為52mm，該段直徑應大于d1-2，故取d2-3=41mm,為了使套筒端面壓緊齒輪，此軸段應短于輪轂寬度，取L2,-3=50mm.L1-2=18+17+5+(52-50)=42mm=L5-6，查表《機械設計》P360,15-2該兩處倒角為c1.2采用平鍵連接：選處鍵的尺寸為：bQUOTEhQUOTEL=12QUOTE8QUOTE45mm取第二組主動齒輪與第一組齒輪對的從動齒輪的距離為L3-4=12mm,取d3-4=49mm第二組主動齒輪該寬度B為69mm，為了使套筒端面壓緊齒輪，此軸段應短于輪轂寬度，取L4-5=67mm.d4-5=41mm采用平鍵連接，選處鍵的尺寸為：bQUOTEhQUOTEL=12QUOTE8QUOTE56mm故中速軸總長度為：42+50+12+67+42=213mm可取壁厚為17+5+c,c取4，為26mm高速軸的設計：由前面已算得：p1=3.84kwn1=720r/minT1=51000N.mm（1）選擇軸的材料：選取45號鋼，調質處理。QUOTE（2）初步估算軸的最小直徑根據《機械設計》P366表15-3，取QUOTE，QUOTE取連接v帶的大帶輪內孔d大=22mm,與大帶輪相連部分長度取L1-2=40mm,第二段端面距離箱體外壁30mm,該軸承端蓋取20mm,故L2,-3=50mm,d2,-3=26mm安裝軸承處軸的直徑d3-4，為了使所選的軸d3-4直徑與軸承的內孔徑相適應,故需同時選取軸承型號。選擇圓柱滾子軸承，型號為N406，dQUOTEDQUOTEB=30mmx72mmx19mm。故d3-4=30mm=d6-7,下一段距離箱體內壁2mm,安裝軸承位置時，應距離箱體內壁一段距離取s=3mm故L3-4=19+2+3=24mm根據中速軸齒輪的擺放及尺寸關系和5-6段的高速軸主動輪B是56mm，L4-5=69+18-2+12-0.5（56-52）=95mm，d4-5=35mm5-6段的高速軸主動輪B是56mm，為了使套筒端面壓緊齒輪，此軸段應短于輪轂寬度故L5-6可取54mm取d5-6=40mm采用平鍵連接：選處鍵的尺寸為：bQUOTEhQUOTEL=12QUOTE8QUOTE45mm最后段直徑為d3-4=30mm=d6-7，根據數據得L6-7=18-0.5（56-52）+19+3+(56-54)=40mm故高速軸總長度為：40+50+24+95+54+40=303mm低速軸的設計：由前面已算得：p3=3.47kwn3=52.5r/minT3=631210N.mmQUOTE分度圓直徑d4=212.104mm（1）選擇軸的材料：選取45號鋼，調質處理。QUOTE（2）初步估算軸的最小直徑根據《機械設計》P366表15-3，取QUOTE，QUOTE輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應,故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩Tca=KAT3,查表，考慮到轉矩的變化很小,故取KA=1.3,則：Tca=KAT3=1.3QUOTE按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查《機械設計手冊》，選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為1250000N·ｍｍ。半聯(lián)軸器的孔徑d=45mm，故軸d1-2=45mm半聯(lián)軸器長度L＝112ｍｍ的半聯(lián)軸器。與軸配合的轂孔長度L1=84mm半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=84mm.，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故的長度應該比略短一點，現(xiàn)取L1-2=82mm。根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度:(1)為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1軸段右端需制一軸肩，故?。?3段的直徑d2-3=53mm。(2)2軸段右端需制一軸肩，3段的直徑初選d3-4=58mm。故取初步選擇滾動軸承。參照工作要求并根d3-4=58mm，選型號NU1012，其尺寸為dQUOTEDQUOTEB=60x95x18，,軸段3-4和6-7的直徑取相同,d3-4=60mm=d6-7（3）取安裝齒輪段d5-6=64mm.前面已算得齒輪輪轂寬度為64mm,齒輪左端為了使套筒端面緊壓齒輪，故取L5-6=62mm.（4）安裝軸承位置時，應距離箱體內壁一段距離取s=3mm，則L6-7=18+3+0.5(69-64)+(64-62)+19=44.5mm(5)3-4段長于箱體內壁2mm并根據中速軸等數據計算得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為35mm（8）齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用平鍵連接。按齒輪段d5-6=64mm和聯(lián)軸器段d1-2=48mm查表得：選用平鍵bQUOTEhQUOTEL=18QUOTE11QUOTE56(齒輪段),該段軸上鍵槽深7mm