2022年机械设计方案课程设计方案,一减速器设计方案999.docx

精品学习资源目录机械设计课程设计运算说明书1.一、课 程 设 计 任 务 书 1二、摘要和关键词22.一、传动方案拟定3各部件挑选、设计运算、校核二、电动机挑选3三、运算总传动比及安排各级的传动比4四、运动参数及动力参数运算6五、传动零件的设计运算7六、轴的设计运算10七、滚动轴承的挑选及校核运算12八、键联接的挑选及校核运算13九、箱体设计14欢迎下载精品学习资源机械设计课程设计设计题目： 带式输送机传动装置的设计内装： 1.设计运算说明书一份2. 减速器装配图一张 <A）3. 轴零件图一张 <A）4. 齿轮零件图一张 <A）设计者： 彭 亚 南指导老师： 苗晓鹏完成日期： 2021 年 3 月 1 日机 械 工 程 系 06 汽车<2） 班级成果： 安 阳 工 学 院欢迎下载精品学习资源运算过程及运算说明一、 传动方案拟定（1） ） 工作条件：使用年限10 年，工作为二班工作制，单向运转，小批量生产，载荷平稳，环境清洁；（2） ） 原始数据：滚筒圆周力F=2.5kN；带速 V=1.7m/s； 滚筒直径 D=300m；m欢迎下载精品学习资源二、电动机挑选1、电动机类型的挑选： Y 系列三相异步电动机2、电动机功率挑选：<1）传动装置的总功率： = ××××3总带轴承齿轮联轴器滚筒=0.96 ×0.9 83×0.9 7×0.9 9×0.96=0.832> 电机所需的工作功率： P 工作=FV/<1000 总）=2500×1.7/< 1000×0.8 3）=5.12KW3、确定电动机转速： 运算滚筒工作转速：n 筒=60×1000V/ D=60×1000× 1.7/ ×300=108.2r/min 总=0.83P工作=5.12KWn 滚筒=108.2r/min欢迎下载精品学习资源按手册 P7 表 1 举荐的传动比合理范畴，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范畴 I a=36；取 V 带传动比 I 1=24，就总传动比理时范畴为I a=624；故电动机转速的可选范畴为 n d=I a×n筒n 筒=<624）× 108.2=649.42597.4r/min符合这一范畴的同步转速有 750、1000、和 1500r/min ；依据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此 有三种传支比方案：由 机械设计手册查得；综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第3 方案比较适合，就选 n=1000r/min；欢迎下载精品学习资源4、确定电动机型号依据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为 Y13M2-6；其主要性能：额定功率： 5.5KW，满载转速 960r/min ，三、运算总传动比及安排各级的传动比1、总传动比： i 总=n 电动/n 筒=960/108.2=8.872、安排各级伟动比（1） ） 据指导书 P7 表 1，取齿轮 i 带=2.3<V 带传动比 I 1=24 合理）（2） ） i总=i 齿轮×i 带i齿轮 =i 总/i带=8.87/2.3=3.86四、运动参数及动力参数运算1、运算各轴转速 <r/min ）nI =n 电机=960r/minnII =nI /i带=960/2.3=417.39r/min>nIII =nII /i齿轮=417.39/3.86=108.13r/min>2、 运算各轴的功率 <KW）PI =P 工作× 带=5.12 ×0.96=4.92KWPII =PI × 轴承× 齿轮=4.92 ×0.9 8×0.97=4.67KWPIII =PII × 轴承× 联轴器=4.67 ×0.9 7×0.9 9=4.48KW3、 运算各轴扭矩 <N·mm）T 工作=9550× 5.12/960=50.93TI = T 工作× 带×i 带=50.93 ×2.3 ×0.96=112.6 N·mTII = T I ×i 齿轮× 轴承× 齿轮=112.6 ×3.86 ×0.98 ×0.97=412.45 N·mTIII =TII × 轴承× 联轴器=412.45× 0.97 × 0.99=395.67 N·电动机型号Y132M2-6i 总=8.87据手册得 i 齿轮=3.86 i 带=2.3nI =960r/min nII =417.39r/mi nnIII =108.13r/mi nPI =4.92KW PII =4.67KW PIII =4.48KWTI =112.6 N·m TII =412.15N·m TIII =395.67 N·m欢迎下载精品学习资源五、传动零件的设计运算1. 确定运算功率 PC由课本表 8-7 得： kA=1.1 PC=KAP=1.1× 5.5=6.05KW2. 挑选 V带的带型依据 PC、n1 由课本图 8-10 得：选用 A型3. 确定带轮的基准直径dd 并验算带速 v；1）初选小带轮的基准直径 dd1 由课本表 8-6 和表 8-8 ，取小带轮的基准直径 dd1=100mm；2） 验算带速 v；按课本式 <8-13 ）验算带的速度v=dd1n1/< 60×1000）= ×100×1000/<60 ×1000） =5.24m/s在 5-30m/s 范畴内，带速合适；3） 运算大齿轮的基准直径；依据课本式<8-15a），运算大带轮的基准直径 dd2dd2=i 带·dd1=2.3 × 100=230mm由课本表 8-8 ，圆整为 dd2=250mm4. 确定带长和中心矩1） 依据课本式 <8-20 ），初定中心距 a0=500mm22） 由课本式 <8-22）运算带所需的基准长度V=5.24m/s欢迎下载精品学习资源Ld02a0+d d1+dd2>/2+d d2-d d1> /<4a 0 ）欢迎下载精品学习资源=2× 500+3.14×<100+250） /2+<250-100 ）2 /<4 ×500） 1561mm由课本表 8-2 选带的基准长度 Ld=1400mm按课本式 <8-23）实际中心距 a；aa0+<Ld- L d0）/2=500+<1400-1561）/2=425mm5. 验算小带轮上的包角 1dd2=340mm 取标准值dd2=355mm欢迎下载精品学习资源001=180 -<d d2-d d1）/a ×57.300欢迎下载精品学习资源=180 -<250-100 ）/427 ×57.3=1520>900<适用）1.确定带的根数 z1）运算单根 V带的额定功率 pr ；由 dd1=100mm和 n1=1000r/min 依据课本表 8-4a 得P0=0.988KW依据 n1=960r/min ，i 带=3.4 和 A 型带，查课本表 <5-6）得P0=0.118KW依据课本表 8-5 得 Ka=0.91 依据课本表 8-2 得 KL=0.99 由课本 P83 式<5-12 ）得Pr =<P0+P0）×Ka×KL=<0.988+0.118 ）× 0.91 ×0.99=0.996kw2>运算 V 带的根数 z；z=PCa/Pr=6.05/0.996=6.07圆整为 7 根7. 运算单根 V 带的初压力的最小值 F 0>min由课本表 8-3 得 A 型带的单位长度质量 q=0.1kg/m ，由式<5-18）单根Ld=1600mm取 a0=500欢迎下载精品学习资源2V带的初拉力：F 0>min =500<2.5- K a）PCa /zvK a +qV=5 00× <2.5-0.91 ）× 6.05/<0.91 ×7×5.24 ）+0.1 ×5.24 2N=147N应使带的实际初拉力 F0 >F0>min；8. 运算压轴力 Fp压轴力的最小值为<Fp）min=2z<F0）min sin< 1/2 ）=2× 7× 147×sin <146°/2 ）=1968N2、齿轮传动的设计运算1 选定齿轮材料及精度等级及齿数1）机器为一般工作机器，速度不高，应选用7 级精度 <GB 10095-88）；2）材料挑选；由表课本表 10-1 挑选小齿轮和大齿轮材料为 45 钢<调质）硬度为 280HBS；3）选小齿轮齿数 z 1=24，大齿轮齿数 z2=24×3.86=92.64 ，取 93；2 按齿面接触疲惫强度设计由设计运算公式 <10-9a）Z=7F0=147N<Fp）min =1968N欢迎下载精品学习资源22 1/3d12.32KT 1u+1>ZE / du H >1> 确定公式内的各运算数值1）试选载荷系数 Kt =1.362）运算小齿轮传递的转矩T1=9.55 ×10 ×P1/n 1=95.5 ×106×4.92/342.86=137041 N·mm欢迎下载精品学习资源3>由课本表 10-7 选取齿款系数 d=11/2欢迎下载精品学习资源4>由课本表 10-6 查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa5>由课本 tu 10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲惫强度极限 Hlim 1 =600MPa；打齿轮的接触疲惫强度极限 Hlim 2 =550MP；a6）由课本式 10-13 运算应力循环次数 NLNL1=60n1jL h=60× 342.86 ×1×16×300×10>=9.874 ×108i 齿=3.86 Z1=24 Z2=77T1=137041N·mm欢迎下载精品学习资源88欢迎下载精品学习资源NL2=NL1/i=9.874×10 /3.86=2.558 ×107）由图课本 10-19 取接触疲惫寿命系数 KHN1=0.96 K HN2=0.98 8）运算解除疲惫许用应力；取失效概率为 1%，安全系数 S=1.0 H 1= KHN1 Hlim1 /S=0.96 ×600/1.0Mpa=576Mpa H 2= KHN2 Hlim2 /S=0.98 ×550/1.0Mpa=539Mpa2> 运算1）试算小齿轮分度圆直径 dd1，代入 H 较小的值HlimZ1=600MpaHlimZ2=550Mpa8NL1=9.874 ×10欢迎下载精品学习资源22 1/38dd1 2.32KT 1 u+1>ZE / du H >NL2=2.558 ×10欢迎下载精品学习资源=2.32 ×1.3 ×1.37 ×105×<3+1）× 189.8 2/3.86 ×5392 > 1/3=71.266mm2>运算圆周速度 v；v=dd1n1/<60 ×1000）=3.14 ×71.266 ×342.86/<60 ×1000）=1.28m/s3） 运算齿宽 b；b= dd1=1× 71.266mm=71.266mm 4）运算齿宽与齿高之比 b/h ；模数： m=d1/Z 1=71.266/24=2.969mm齿高： h=2.25m=2.25× 2.969=6.68mmb/h=10.67 5）运算载荷系数；根 据 v=1.28m/s ， 7级 精度 ， 由 课本 图 10-8查 得动 载荷系数Kv=1.07 ；直齿轮， KHa=KFa=1：由课本表 10-2 查得 KA=1由课本表 10-4 用插值法查得 8 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， KH=1.316由 b/h=10.67 ，KH =1.316 查课本表 10-13 得 KF=1.28 ：故载荷系数K=KA× KV×KHa× KF=1×1.07 ×1×1.316=1.4086>按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由课本式<10-10a）KHN1=0.96 KHN2=0.98 H 1 =576Mpa H 2 =539Mpad1=71.266mm欢迎下载精品学习资源d1= d 1t K/K t >1/3=71.266× 1.408/1.3>1/3=73.187mmm=2.5mm欢迎下载精品学习资源7>运算模数 m： m=dd1/z1=73.187/24=3.05mm3. 按齿根弯曲强度设计d1F由课本式 <10-5）得弯曲强度的设计公式欢迎下载精品学习资源1FaSam 2KT Y Y/ z 2> 1/3欢迎下载精品学习资源（1） 确定公式内的各运算数值1） 由课本图 10-20 查得小齿轮的弯曲疲惫强度极限FE1=500MP；a大齿轮的弯曲疲惫强度极限 FE2=380MPa2） 由课本图 10-18 取弯曲疲惫寿命系数 KFN1=0.85 K FN2=0.883>运算弯曲疲惫许用应力；取弯曲疲惫安全系数 S=1.4，由课本式 <10-12）得 F 1= KFN1FE1/S=0.85 ×500/1.4=303.57MPa F 2= KFN2FE2/S=0.88 ×380/1.4=238.86MPa4>运算载荷系数 KK=K A× KV×KFa× KF=1×1.07 ×1×1.28=1.375>取齿形系数；由课本表 10-5 查得 Y Fa1=2.65 Y Fa2=2.2266） 查取应力校正系数由课本表 10-5 查得 Y Sa1=1.58 Y Sa2=1.7647） 运算大、小齿轮的 YFa Y Sa/ FYFa1 YSa1/ F 1=2.65 × 1.58/303.57=0.01379 YFa2 YSa2/ F 2=2.226 ×1.764/238.86=0.01644大齿轮的数值大；8>设计运算YFa1=2.65 YSa1=1.58 YFa2=2.226 YSa2=1.764m2.22mm欢迎下载精品学习资源m 2 ×1.37 ×1.37 ×105×0.01644 /1× 242> 1/3=2.2mm对比运算结果，由齿面接触疲惫强度运算的模数m大于齿根弯曲疲惫强度运算的模数 m的大小重腰取决于弯曲强度的承载才能，而齿面接触疲惫强度所打算的承载才能，仅与齿轮直径<即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.2并就近圆整为标准值m=2.5mm，按接触强度的的分度圆直径d1=73.187 ，算出小齿轮的齿数 z1=d1 /m=73.187/2.5=30大齿轮的齿数 z2=3.86 ×30=116这样设计出的齿轮传动，既满意了齿面接触疲惫强度，并做到结构紧凑，防止铺张；4. 几何尺寸运算<1）运算分度圆直径 d 1= z 1 m=30× 2.5=75mmd2= z 1m=116×2.5=290mm<2）运算中心距 a=<d 1+ d 2）/2=<75+290）/2=183mm<3）运算齿轮宽度 b= d d 1=1× 75=75mm取 B2=75mm，B1=80mm六、轴的设计运算输出轴的设计运算1、两轴输出轴上的功率 P、转数 n 和转矩 T PII 输=4.67 ×0.98=4.58kwn2=n1/i=417.39/3.86=108.13r/min T2=397656N·mmPI 输=4.92 ×0.98=4.82 kwn1=417.39 r/min T1=100871 N·mm2、求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径为d2=355mm Ft2 =2T2/d 2 =2×397656/355=2021NFr2 = F t2 tan20 °=2021× 0.3642=825N因已知低速大齿轮的分度圆直径为d1=84mm Ft1 =2T1/d 1 =2×100871/84=2401NFr1 =Ft1 tan20 °=2401×0.3642=729N4、初步确定轴的最小直径先按课本式 <15-2）初步估算轴的最小直径；选取的材料为45 钢，调制处理；依据课本表 15-3 ，取 A0=112，于是得d1=75mm d2=290mm a=183mm B2=75mm B1=80mmFt2 =2021N Fr2 =826NFt1 =2401N Fr1 =729Ndmin2=39.04mm欢迎下载精品学习资源dmin2= A0<PII 输/ n 2）1/3=112× <4.58/108.13 ）1/3=39.04mmdmin1=25.32mm欢迎下载精品学习资源dmin1= A0<P1 输/ n 1）5、联轴器的挑选1/3=112×<4.82/417.39 ）1/3=25.32mm欢迎下载精品学习资源为了使所选输出轴的最小直径与联轴器的孔相适应，应选联轴器的型号；联轴器的运算转矩 Tca=KAT2, 查课本表 14-1 ，考虑到转矩变化很小，故取 KA=1.3 ，就Tca= KAT2 =1.3 × 397656=516952.8 N·mm欢迎下载精品学习资源依据运算转矩 Tca 应小于联轴器工程转矩条件，查机械设计手册，选用 HL3 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630000 N·mm；联轴器的孔径 d1=38mm， 半 联轴 器长 度 L=82mm， 半联 轴器 与 轴配 合的 毂 孔 长度 L1=58mm；6、轴承的挑选初步挑选滚动轴承；因轴承只受径向力的作用，应选用深沟球轴承；参照工作要求，由轴承产品目录中初步取0 基本轴隙组、标准京都记得深沟球轴承 213，其尺寸 d×D×T=65mm×120mm×23mm；7、轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采纳平键连接；由课本表6-1查得平键截面 b× h=20mm×12mm，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为了保证齿轮与轴协作有良好的对中性，故挑选齿轮毂与轴协作为H7/n6； 同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为12mm×8mm×50mm，半联轴器与轴的协作为 H7/k6.8、确定轴上圆角尺寸参考课本表 15-2 ，取轴端倒角为 2×45°；9、求轴上的载荷1 轴深 沟 球 轴 承213 ， 其 尺 寸d×D×T=65mm×120mm×23mm欢迎下载精品学习资源2 轴欢迎下载精品学习资源弯矩合成应力校核轴的强度221/2221/23进行校核时，通常只校核轴上承担最大弯矩和扭矩的截面的强度；依据课本式<15-5）及上图的数据，以及轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取 =0.6 ，轴的运算应力ca111 =M +< T ） /W=81263.38 +<0.6 ×100871） /<1 ×84 ）按ca1=0.27MPaca2=5.96MPa欢迎下载精品学习资源=0.29MPa221/2221/2欢迎下载精品学习资源ca2=M1 +< T2 ） /W=76462.38+<0.6 ×397656） /33656.9欢迎下载精品学习资源=6.28 MPa前已选定轴的材料为45 钢，调制处理，由课本表 15-1 查得 -1 =60MPa；因此 ca1ca2 -1 ，故安全；七、滚动轴承的挑选及校核运算依据依据条件，轴承估计寿命16×360×10=576000小时1、运算输入轴承<1）已知 nI =417.39r/minn II =108.13r/min 2> 运算当量载荷 P1、P2依据课本 P263 表<11-9）取 fP=1.5依据课本 P262<11-6）式得轴承估计寿命576000hfP=1.5PI =1558.5NPII =1466.25 N欢迎下载精品学习资源PI =f PxFr1 =1.5 ×1 × 1039>=1558.5NPII =f PxFr2 =1.5 ×1× 977.5>=1466.25 N3> 轴承寿命运算14深沟球轴承 =3Lh1=3.67 ×10 h6 3315Lh=10 C/60nP >Lh2=1.99 ×10 hL6 336633h1=10 C/60nP 1 >=10 ×44.8 ×10 /60 ×320×1.5 ×1558.5> =3.67 × 1014h>57600h6 336633Lh2=10 C/60nP 2 >=10 ×44.8 ×10 /60 ×70.8 ×1.5 ×1466.25> 欢迎下载精品学习资源预期寿命足够=1.99 × 1015h>57600h欢迎下载精品学习资源八、键联接的挑选及校核运算3由课本式 <6-1 ） p=2T× 10 /<kld ）欢迎下载精品学习资源确定上式中各系数TI =100.871N·m TII =397.656N·mk1=0.5h 1 =0.5 × 12mm=6mmk2=0.5h 2 =0.5 × 8mm=4mml 1=L1 -b 1=63mm-12mm=51mm l 2=L2 -b 2=50mm-12mm=38mmd1=70mm d2=38mm33k1=6mm k2=4mml 1= 51mm l 2=38mmd1=70mm d2=38mmp1=6.93MPap2=109.24MPa欢迎下载精品学习资源 p1=2TI × 10 /<k 1l 1 d1）=2× 74.22 ×10 /<6 ×51× 70）=6.93MPa33欢迎下载精品学习资源 p2=2TII ×10 /<k 2l 2d2）=2×315.51 ×10 /<4 ×38× 38）=109.24 MPa由课本表 6-2 p=100-120所以 p1 pp2 p满意要求 p=100-120欢迎下载精品学习资源九、箱体设计名称符号尺寸<mm）机座壁厚9机盖壁厚 19机座凸缘厚度b13机盖凸缘厚度b113机座底凸缘厚度b222地脚螺钉直径df22地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d116机盖与机座联接螺栓直径d212联轴器螺栓 d2 的间距l150轴承端盖螺钉直径d38窥视孔盖螺钉直径d46定位销直径d8df ，d1, d2至外机壁距离C 126, 22, 16df ， d2 至凸缘边缘距离C225, 15轴承旁凸台半径R124凸台高度h依据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面距离l 160大齿轮顶圆与内机壁距离 110齿轮端面与内机壁距离 210机盖、机座肋厚m1 ,m7， 7轴承端盖外径D2160， 160轴承端盖凸缘厚度t8轴承旁联接螺栓距离s尽量靠近，以 Md1和 Md2互不干涉为准，一般 s=D2欢迎下载精品学习资源指导老师评语：欢迎下载精品学习资源课程设计报告成果：，占总成果比例： 课程设计其它环节成果：环节名称：，成果：，占总成果比例： 环节名称：，成果：，占总成果比例： 环节名称：，成果：，占总成果比例： 总 成 绩：本次课程设计负责人看法：指导老师签字：年月日欢迎下载精品学习资源负责人签字：年月日欢迎下载