机械课程设计

《机械设计课程设计说明书》-1-《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《机械设计课程设计说明书》-2-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：F=2700NV=1.1m/sD=400mmvvFFDDvvFFDD《机械设计课程设计说明书》-3-P𝑤=𝐹𝑣1000η=2700×1.11000×0.96=2.85𝑘𝑊η总=η联轴𝜂轴承4η齿轮η𝑉带η𝑤η齿轮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=0.792n𝑤=𝑣×60×1000𝜋𝐷=1.1×60×10003.14×400=52.55𝑟/𝑚𝑖𝑛传动装置的总效率：其中，查《机械设计课程设计》P13表3-1η𝑉带，V带传动的效率η𝑉带=0.96η齿轮，闭式圆柱齿轮的效率（精度等级8）η齿轮=0.97η轴承，滚子轴承的效率η轴承=0.98η联轴，弹性联轴器的效率η联轴=0.99η𝑤，工作机的效率η𝑤=0.96所以：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：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=2~4，圆柱齿轮传动比i2=3~5，电动机型号为Y112M-4Pm=4KW《机械设计课程设计说明书》-4-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=3.47𝑘𝑊2．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/𝑚𝑖𝑛3．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∙𝑚4．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）i传动比η效率电动机轴4144026.5320.96轴Ⅰ（高速轴）3.84720514.220.96𝒊𝟏=𝟐𝒊𝟐=𝟒.𝟐𝟐𝒊𝟑=𝟑.𝟐𝟓《机械设计课程设计说明书》-5-𝑃𝑐=𝐾𝐴𝑃𝑚=1.2×4=4.8𝑘𝑊𝑣=𝜋𝐷𝑑1𝑛𝑚60×1000=6.7824𝑚/𝑠𝐿0=2𝑎0+𝜋2(𝐷𝑑1+𝐷𝑑2)+(𝐷𝑑2−𝐷𝑑1)24𝑎0=2×400+3.142×270+(90)24×400=1228.9625𝑚𝑚轴Ⅱ（中间轴）3.65170.62204.3轴Ⅲ（低速轴）3.4752.5631.213.250.96五、传动零件的设计计算:1．普通V带传动的设计计算:①确定计算功率𝑷𝒄𝐾𝐴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=1.2②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=180𝑚𝑚④验证带速在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=400𝑚𝑚V带的基准长度：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：𝑫𝒅𝟏=𝟗𝟎𝒎𝒎𝑫𝒅𝟐=𝟏𝟖𝟎𝒎𝒎𝑳𝟎=𝟏𝟐𝟐𝟖.𝟗𝟔𝟐𝟓𝒎𝒎《机械设计课程设计说明书》-6-𝑎=𝑎0+𝐿𝑑−𝐿02=400+1250−1228.96252=410.52𝑚𝑚𝛼1=180°−𝐷𝑑2−𝐷𝑑1410.52×60°=166.8°𝑧=𝑃𝑐(𝑃0+∆𝑃0)𝐾𝑎𝐾𝐿𝑃0=1.07𝑊∆𝑃0=0.17𝑘𝑊𝑧=4.8(1.07+0.17)×0.96×0.93=4.336𝐹0=500𝑃𝑐𝑧𝑣(2.5𝐾𝑎−1)+𝑞𝑣2𝐹0=500×4.85×6.7824(2.50.96−1)+0.105×6.78242=118.36𝑁𝑄=2𝑧𝐹0sin𝛼12=620.2064𝑁⑥验算主动轮的包角故包角合适。⑦计算V带的根数z由𝑛𝑚=1440𝑟/min𝐷𝑑1=90𝑚𝑚根据《机械设计》P151/153表8-48-5，根据《机械设计》表8-6，𝐾𝑎=0.96根据《机械设计》表8-2，𝐾𝐿=0.93取𝑧=5根。⑧计算V带的合适初拉力𝑭𝟎根据《机械设计》P149表8-3，𝑞=0.105⑨计算作用在轴上的载荷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AA𝒂=𝟒𝟏𝟎.𝟓𝟐𝐦𝐦𝑧=5𝑄=620.2064𝑁《机械设计课程设计说明书》-7-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e150.3150.3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=240③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321)][(12HEHdtttZZuuTkd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=1𝒛𝟏=𝟐𝟒𝒛𝟐=𝟏𝟎𝟐《机械设计课程设计说明书》-8-[σ]𝐻lim1=670𝑀𝑃𝑎[σ]𝐻lim2=610𝑀𝑃𝑎[𝜎𝐻2]=656.6𝑀𝑃𝑎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2/18.189MPaZE由式10-9计算接触疲劳强度用重合度系数Z𝑎1=*)]2/(cosarccos[11ahzz=29.841°𝑎2=*)]2/(cosarccos[22ahzz=22.849°2/)]'tan(tan)'tan(tan[a22a11zz=1.7334Z=0.872计算许用接触应力[σ]𝐻:由图10-26（c）查得计算应力循环次数：N1=91066.1，N2=91039.0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=656.6𝑀𝑃𝑎[𝜎𝐻2]=[σ]𝐻lim2𝑆𝐻=671𝑀𝑃𝑎[𝜎𝐻1][𝜎𝐻2],因此应取较小值[σ]𝐻2代入②确定齿轮参数及主要尺寸，试算出小齿轮分度圆直径321)][(12HEHdtttZZuuTkd=46.820mm圆周速度10006011ndVt=1.77m/s齿宽b=tdd1=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ttdTF111/2=2.174310NmmNmmNbFKtA/100/43.46/1查表得齿间载荷分配系数HK=1.2《机械设计课程设计说明书》-9-[σ]𝐹lim1=520𝑀𝑃𝑎[σ]𝐹lim2=480𝑀𝑃𝑎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HK=1.419，由此得到实际载荷系数HHVAHKKKKK=1.79按实际载荷系数算得分度圆直径311HtHtKKdd=52.088mm，其相应的齿轮模数11/zdm=2.17mm③按齿根弯曲疲劳强度设计由式10-7试算模数，即3211)][(2FsaFadFttYYzYTKm确定计算参数试选FtK=1.3，计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y=0.684查得齿形系数1FaY=2.65，2FaY=2.23查得应力修正系数1saY=1.58，2saY=1.76查得小、大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为：查得弯曲疲劳寿命系数1FNK=0.86，2FNK=0.90弯曲疲劳安全系数S=1.4S][Flim111FNFK=319.43MPaS][Flim222FNFK=308.57MPa111][FsaFaYY=0.0131222][FsaFaYY=0.0127因为大齿轮大于小齿轮，所以取111][FsaFaYY=0.0131试算模数3211)][(2FsaFadFttYYzYTKm=1.272mm𝑑1=78.125𝑚𝑚𝑑2=312.5𝑚𝑚《机械设计课程设计说明书》-10-调整齿轮模数1、圆周速度v11zmdt=30.531mm,10006011ndVt=1.15m/s2、齿宽bb=tdd1=30.531mm3、宽高比b/h=10.67计算实际载荷系数FK1、由表查得𝐾𝐴=1，V=1.66m/s,7级精度，𝐾𝑣=1.042、齿轮的圆周力ttdTF111/2=3.334310N，mmNmmNbFKtA/100/109/13、查表得齿间载荷分配系数FK=1.04、用插值法查得HK=1.417，FK=1.34由此得到实际载荷系数FFVAFKKKKK=1.39按实际载荷系数算得齿轮模数m=3FtFtKKm=1.3，取标准值m=2,按接触疲劳强度算得分度圆直径1d