安徽科技学院学号为10 的带式运输机的展开式二级直齿圆柱齿轮减速器机械设计课程设计

1机械设计课程设计题目：带式运输机的展开式二级直齿圆柱齿轮减速器专业班级：车辆工程113班姓名：李正指导老师：陈丰老师21.设计任务书一、课程设计的目的机械设计课程设计是《机械设计基础》课程最后一个重要的实践性教学环节，也是工科院校机械类专业学生第一次全面的机械设计训练。课程设计的目的为：1、综合运用机械设计课程及其它先修课程的理论和生产实际知识进行机械设计训练，从而使这些知识得到进一步的巩固、加深和扩展。2、在课程设计实践中学习和掌握通用机械零部件、机械传动及一般机械设计的基本方法与步骤，培养学生工程设计能力，分析问题、解决问题的能力以及创新能力。3、提高学生在计算、制图、运用设计资料、进行经验估算、考虑技术决策等机械设计方面的基本技能。二、课程设计的内容与题目课程设计的内容包括：电动机的选择；计算传动装置的运动和动力参数；传动零件、轴的设计计算；轴承、联轴器、润滑、密封和连接件的选择及校核计算；箱体结构及附件的设计；绘制装配工作图及零件工作图；编写设计计算说明书。在规定的学时数内，要求每个学生在设计中完成以下工作：①减速器装配图一张（A1号图纸）；②零件工作图2张（A3号图纸，轴一张、齿轮一张）；③只对中间轴进行校核计算；3④设计说明书1份，5000～6000字。题目2：设计用于带式运输机的展开式二级直齿圆柱齿轮减速器由于班级序号为10，故题号：E10，运输带工作拉力F/N：1750，运输带工作速度v(m/s)：1.35，卷筒直径D(mm)：240，工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限10年，小批量生产，两班制工作，运输带工作速度允许误差为±5%。2.设计方案·根据任务书有以下设计方案：43.传动装置的总体设计3.1电机选择设计内容计算及说明结果1、选择电动机的类型按工作要求和工作条件选，选用用三相笼型异步电动机，其机构为封闭式结构，电压为380V,Y型。2、选择电动机的容量工作机的有效功率为：PW=KWKWFV36.2100035.117501000从电动机到工作机输送带间的总效率为：5423421a式中：1，2，3，4，5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和转筒的传动效率。取1=0.96,2=0.98,（滚子轴承），3=0.96，4=0.99，5=0.96，所以：96.099.096.098.096.024a=0.78所以电动机所需的功率：kw03.378.036.2pawdpPW=2.36kWa0.78Pd=3.03kw53、确定电动机的转速卷筒轴工作转速为24014.31.35100060v100060nDmin48.107r根据传动比的合理范围，取V带传动的传动比42'1i,二级圆柱齿轮减速器传动比408'1i,则总传动比合理范围为16016'ai,故电动机转速的可选范围为48.107)16016(in'a'dnminr17197-1719根据电动机的类型、容量和转速，由机械设计课程设计手册选定电动机的型号为Y100L-2，其主要性能如下表所示:电动机型号额定功率/kw满载转速r/min转速额定转速堵转转矩额定转矩最大Y112M-2428902.22.3n=107.48r/min63.2传动装置的总传动比及分配设计内容计算及说明结果1、总传动比89.2648.1072890innma89.26ia2、分配传动比321aiiii考虑润滑的条件，为使两级大齿轮相近，取32ii，2i1,故：2i2ai=3.67;67.3ii322i12i3.673i=3.67设计内容计算及说明结果1、各轴的转数Ⅰ轴minr144522890n11inmⅡ轴minr73.39367.31445n212inⅢ轴minr28.10767.373.393n322in卷筒轴min28.107nn3r卷minr1445n1minr73.393n2minr28.107n2min28.107nr卷72、各轴的输出功率Ⅰ轴：kwd91.296.003.3pp11Ⅱ轴：kw74.298.096.091.2pp3212Ⅲ轴：kw58.298.096.074.2pp3223卷筒轴：kw50.299.098.058.2pp423卷kw91.2p1kw74.2p2kw58.2p3kw50.2p卷3、各轴的输出转矩mNnpmdd01.10289003.395509550T故Ⅰ轴：mNnp23.19144591.295509550T111Ⅱ轴：mNnp46.6673.39374.295509550T222Ⅲ轴：mNnp67.22928.10758.295509550T332卷筒轴：mNnp55.22228.10750.295509550T2卷卷将上述计算结果汇总与下表:带式传动装置的运动和动力参数mNd01.10TmN23.19T1mN46.66T2mN67.229T2mN55.222T2轴名功率P/kw转矩T/N.m转速r/min传动比i电动机轴3.0310.0128902Ⅰ轴2.9119.2314458Ⅱ轴2.7466.46363.733.673.671Ⅲ轴2.58229.67107.28卷筒轴2.50222.55107.284.传动件的设计4.1V带的设计设计内容计算及说明结果1、带的型号的确定额定功率P=3.03kW根据工作情况由机械设计教材表8—7查的KA=1.2Pca=dPAK=3.636kw根据功率Pca和小带轮转速nm=2870r/min按机械设计图8-11选择：普通V带Z型普通V带V带Z型2、确定带轮的基准直径并验算带速查机械设计表8-6和表8-8图8-11取小轮基准直径dd1=75mm带速smndmd34.11100060v1因为svsm30m5,故带速合适大轮基准直径mmidd150752dd121dd1=75mmsm34.11v9根据表8-8可得mmd150d2，不用圆整mmd150d23、确定V带的中心距a和基准长度Ld根据机械设计(8-20））（）（2121dd2dd7.00dddda初定中心距a0=400mm由式（8-22）计算所需的基准长度20)d(d)d(d22L21210dddddamm8.1156由表8—2选带的基准长度Ld=1330mm.按式（8-23）计算实际中心距a；28.115613304002LL00ddaamm487根据式（8-24）mm466015.0mindLaa；mm527015.0mindLaa；中心距的变换范围466-527mmLd=1330mma=487mm4、验算小带轮上的包角和计算带的最小包角aadd3.57dd18021o1o9061.191oo61.191a110根数z计算带的根数z由dd1=80mm和nm=2890r/min,由表8-4a得P0=0.56kW。根据nm=2890r/min，i=2和Z型带，查表8-5b得△P0=0.04kW。查表8-6的Kα=1，表8-2得KL=1.13，于是Pr=（P0+△P0）KαKL=0.678kWZ==3.363/0.678=4.96.取5根Z=55、计算单根v带的初拉力的最小值压轴力Fp由机械设计表8-3得Z型带的单位长度质量q=0.06kg/m所以2min0KK-5.2500)(FqVZVPca）（=55.81N应使带的实际初压力压轴力的最小值为2sin)(F2)(F1min0minzP=558.05Nmin0)(F=55.81NN05.558)(FminP114.2齿轮的设计高速级齿轮设计设计内容计算及说明结果1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动2）选用8级精度3）材料选择，由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS4）试选小齿轮齿数z1=20，大齿轮齿数z2=20×3.67=74。直齿圆柱齿轮45钢小齿轮调质处理大齿轮调质处理8级精度z1=20z2=742、按齿面接触强度设计根据设计公式进行试算，即3211)(132.2dHEtzuudkT确定公式内的各计算数值试选载荷系数：Kt=1.3计小齿轮传递的转矩：mN23.19T1由机械设计教材表10—7选取齿宽系数=1由机械设计教材表10—7查的材料的弹性影响系数21M189aEPz由机械设计教材图10—21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限mN23.19T112Hlim1=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa。计算齿轮应力循环次数；1030082114456060N11hjLn91019.499121013.167.31016.4iNN由教材图10—19取接触疲劳强度寿命系数KHN1=0.90;KHN2=0.95;计算接触疲劳需用力。取失效概率为1%，安全系数S=1,按教材许用力公式1][H=0.90×600=540MPa2][H=0.95×550=522.5MPa试算小齿轮分度圆直径d1,代入][H中较小的值。3231)5.5228.189(67.367.411025.319.132.2dt=37.42mm计算圆周速度10060144542.3714.310060V11ndtsm83.2计算齿宽bb=d.d1t=1×37.42=37.42mm计算齿宽与齿高之比hb。N191019.42N91013.11][H=540MPa2][H=522.5MPat1d=37.42mmVsm83.2133、按齿根弯曲强度设模数mmZtt87.12042.37dm11齿高h=2.25mt=2.25×1.87=4.21mm其比为hb=37.42/4.21=8.89计算载荷系数。根据v=2.83m/s,8级精度，由教材图10-8查的动载系数KV=1.15;直齿轮，1KKFH;由教材表10-2查的使用系数KA=1;又由表10-4用插值法查的8级精度，小齿轮相对支撑非对称布置时，HK=1.173。由hb=8.89，HK=1.173查图10-13的FK=1.19；故载荷系数K=KAKVKHKH=1×1.15×1×1.19=1.37按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（10-10a）得mm08.383.137.142.31dd3311ttKK计算模数m.mmZt90.12008.38dm11由教材式（10-5）的弯曲强度的设计公式mt=1.87mmh=4.21mmK=1.37d1=38.08mmm=1.90mm14计3211)(2mFYYZKTsaFad.确定公式内的各计算数值1)由教材图10-20c查的小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=300MPa.2）由教材图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88;3)计算弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-14）得PaSKFFEFNM57.3034.150085.0][111PaSKFFEFNM86.2384.150085.0][222计算载荷系数4）K=KAKVKFKF=1×1.15×1×1.19=1.3695)查取齿形系数由教材表10-5查得YFa1=2.80;YFa2=2.226。6)查取应力校正系数由教材表10-18查的YSa1=1.55;YSa2=1.756。7）计算大小齿轮的][FYYsaFa并加以比较。111][FYYsaFa=0.01439