2022年机械设计方案课程设计方案,一减速器设计方案999 .pdf

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1、1 / 13 目录机械设计课程设计计算说明书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 各部件选择、设计计算、校核二、电动机选择3 三、计算总传动比及分配各级的传动比4 四、运动参数及动力参数计算6 五、传动零件的设计计算7 六、轴的设计计算10 七、滚动轴承的选择及校核计算12 八、键联接的选择及校核计算13 九、箱体设计14 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 1 页，共 13 页2 / 13 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. 设计计算说明书一份2. 减速器装配图一

2、张A）3. 轴零件图一张 A）4. 齿轮零件图一张 A）机 械 工 程 系 06汽车2）班级设计者： 彭 亚 南指导老师： 苗晓鹏完成日期： 2009 年 3 月 1 日成绩：_ 安 阳 工 学 院精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 2 页，共 13 页3 / 13 计算过程及计算说明一、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=300mm。二、电动机选择1、电动机类型的选择： Y 系列三相

3、异步电动机2、电动机功率选择：电机所需的工作功率：P工作=FV/1000总）=25001.7/ 10000.8 3）=5.12KW 3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=601000V/D =6010001.7/ 300 =108.2r/min 总=0.83 P工作=5.12KW n滚筒=108.2r/min精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 3 页，共 13 页4 / 13 按手册 P7表 1 推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I a=36。取V 带传动比I 1=24，则总传动比理时范围为I a=624。故

4、电动机转速的可选范围为nd=Ian筒n筒=624）108.2=649.42597.4r/min 符合这一范围的同步转速有750、1000、和 1500r/min 。根据容量和转速，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，则选 n=1000r/min 。4、确定电动机型号根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、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比

5、： i总=n电动/n筒=960/108.2=8.87 2、分配各级伟动比（1） 据指导书 P7表 1，取齿轮 i带=2.3V 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计算1、计算各轴转速 nIII=nII/i齿轮=417.39/3.86=108.13(r/min 2、计算各轴的功率 KW ）PI=P工作带=5.120.96=4.92KW PII=PI轴承齿轮=4.920.9 80.97=4.67KW PIII=PII轴承联轴器=4.670.9 70.9 9=4.48KW 3、计算各轴扭矩 N mm ）T工作=95

6、505.12/960=50.93 TI= T工作带i带=50.932.3 0.96=112.6 N mTII= TIi齿轮轴承齿轮=112.63.86 0.98 0.97=412.45 N mTIII=TII轴承联轴器=412.450.970.99=395.67 N 电动机型号Y132M2-6 i总=8.87 据手册得i齿轮=3.86 i带=2.3 nI =960r/min nII=417.39r/min nIII=108.13r/min PI=4.92KW PII=4.67KW PIII=4.48KW TI=112.6N mTII=412.15N m TIII=395.67N m精选学习资料

7、 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 4 页，共 13 页5 / 13 五、传动零件的设计计算1. 确定计算功率 PC由课本表 8-7 得：kA=1.1 PC=KAP=1.15.5=6.05KW 2. 选择 V带的带型根据 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=dd1n1/601000）=1001000/601000）=5.24m/s 在 5-3

8、0m/s 范围内，带速合适。3）计算大齿轮的基准直径。根据课本式8-15a），计算大带轮的基准直径 dd2dd2=i带dd1=2.3100=230mm 由课本表 8-8，圆整为 dd2=250mm 4. 确定带长和中心矩1）根据课本式 8-20），初定中心距 a0=500mm 2）由课本式 /2+(dd2-dd1 2/4a0）=2500+3.14100+250 ）/2+250-100 ）2/4500）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- Ld0）/2=500+1400-1561）/2=425mm 5. 验算小带轮

9、上的包角 11=1800-dd2-dd1）/a 57.30=1800-900适用）1. 确定带的根数 z 1）计算单根 V带的额定功率 pr。由 dd1=100mm 和 n1=1000r/min 根据课本表 8-4a 得P0=0.988KW 根据 n1=960r/min ，i带=3.4 和 A型带，查课本表 5-6）得P0=0.118KW 根据课本表 8-5 得 Ka=0.91 根据课本表 8-2 得 KL=0.99 由课本 P83式5-12）得Pr=P0+P0）KaKL=计算 V带的根数 z。z=PCa/Pr=6.05/0.996=6.07 圆整为 7 根7. 计算单根 V带的初压力的最小值

10、 (F0min 由课本表 8-3 得 A 型带的单位长度质量q=0.1kg/m，由式 min =5002.5- Ka）PCa /zvKa +qV2=5002.5-0.91 ）6.05/(F0min。8. 计算压轴力 Fp 压轴力的最小值为Fp）min=2zF0）min sin 1/2 ）=27147sin 146/2 ）=1968N 2、齿轮传动的设计计算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，故选用7 级精度 GB 10095-88）。2）材料选择。由表课本表10-1 选择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 z1=24，大齿轮

11、齿数 z2=243.86=92.64 ，取 93。2 按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式 ZE2/ du H21/3(1确定公式内的各计算数值1）试选载荷系数 Kt=1.3 2）计算小齿轮传递的转矩T1=9.55106P1/n1=95.51064.92/342.86=137041 N mm3由课本表 10-7 选取齿款系数 d=1 4由课本表 10-6 查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2 5由课本tu 10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 1=600MPa ；打齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 2=550MPa ；6）由课本式 10-13 计算应力循环次数N

12、LNL1=60n1jL h=60342.861(1630010 =9.874108NL2=NL1/i=9.874 108/3.86=2.558 108 7）由图课本 10-19 取接触疲劳寿命系数KHN1=0.96 KHN2=0.98 8）计算解除疲劳许用应力。取失效概率为 1% ，安全系数 S=1.0 H1= KHN1Hlim1/S=0.96 600/1.0Mpa =576Mpa H2= KHN2Hlim2/S=0.98 550/1.0Mpa =539Mpa (2计算1）试算小齿轮分度圆直径dd1，代入 H 较小的值dd12.32(KT1(u+1ZE2/ du H21/3 Z=7 F0=14

13、7N Fp）min =1968N i齿=3.86 Z1=24 Z2=77 T1=137041N mmHlimZ1=600MpaHlimZ2=550MpaNL1=9.874108 NL2=2.558108 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 6 页，共 13 页7 / 13 =2.321.3 1.37 105 1/3=71.266mm 2计算圆周速度 v。v=dd1n1/601000）=3.1471.266342.86/按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由课本式 1/3=71.266(1.408/1.3 1/3=73.187mm 7

14、计算模数 m ：m=dd1/z1=73.187/24=3.05mm 3. 按齿根弯曲强度设计由课本式 1/3 （1） 确定公式内的各计算数值1）由课本图10-20 查得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=380MPa 2）由课本图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85 KFN2=0.88 3计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由课本式 计算载荷系数 K K=KAKVKFaKF=11.07 11.28=1.37 5取齿形系数。由课本表 10-5 查得 YFa1=2.65 YFa2=2.226 6）查取应力校正系数由课本表 1

15、0-5 查得 YSa1=1.58 YSa2=1.764 7）计算大、小齿轮的YFa YSa/ F YFa1 YSa1/ F1=2.651.58/303.57=0.01379 YFa2 YSa2/ F2=2.2261.764/238.86=0.01644 大齿轮的数值大。8设计计算KHN1=0.96 KHN2=0.98 H1=576Mpa H2=539Mpad1=71.266mm m=2.5mm YFa1=2.65 YSa1=1.58 YFa2=2.226 YSa2=1.764 m 2.22mm 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 7 页

16、，共 13 页8 / 13 m 2 1.37 1.37 1050.01644 /(1242 1/3 =2.2mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数m的大小重腰取决于弯曲强度的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，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=3.8630=116 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4. 几何尺

17、寸计算1）计算分度圆直径 d1= z1m=30 2.5=75mm d2= z1m=116 2.5=290mm 2）计算中心距 a=d1+ d2）/2=75+290）/2=183mm 3）计算齿轮宽度 b=d d1=175=75mm 取 B2=75mm ，B1=80mm 六、轴的设计计算输出轴的设计计算1、两轴输出轴上的功率P、转数 n 和转矩 T PII 输=4.670.98=4.58kw n2=n1/i=417.39/3.86=108.13r/min T2=397656N mmPI 输=4.920.98=4.82 kw n1=417.39 r/min T1=100871 N mm2、求作用在

18、齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径为d2=355mm Ft2=2T2/d2=2397656/355=2018N Fr2= Ft2tan20 =20180.3642=825N 因已知低速大齿轮的分度圆直径为d1=84mm Ft1=2T1/d1=2100871/84=2401N Fr1=Ft1tan20=24010.3642=729N 4、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。根据课本表15-3，取 A0=112，于是得dmin2= A0PII输/ n2）1/3=1124.58/108.13 ）1/3=39.04mm dmin1= A0

19、P1 输/ n1）1/3=1124.82/417.39 ）1/3=25.32mm 5、联轴器的选择为了使所选输出轴的最小直径与联轴器的孔相适应，故选联轴器的型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT2, 查课本表14-1，考虑到转矩变化很小，故取KA=1.3，则Tca= KAT2=1.3397656=516952.8 N mmd1=75mm d2=290mm a=183mm B2=75mm B1=80mmFt2=2018N Fr2=826N Ft1=2401N Fr1=729N dmin2=39.04mm dmin1=25.32mm 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 -

20、 - - - - - -第 8 页，共 13 页9 / 13 按照计算转矩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、轴承的选择初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。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 dDT=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用平

21、键连接。由课本表6-1 查得平键截面 bh=20mm 12mm ，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm ，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴配合为H7/n6；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为12mm 8mm 50mm ，半联轴器与轴的配合为 H7/k6. 8、确定轴上圆角尺寸参考课本表 15-2，取轴端倒角为 245。9、求轴上的载荷1 轴深 沟 球 轴 承213 ， 其 尺 寸dDT=65mm120mm 23mm 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 9 页，共 13 页10 / 13 2 轴按弯矩合成应力校核轴的

22、强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据课本式 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，轴的计算应力ca1=M12+T1）2 1/2/W=81263.382+0.6100871）2 1/2/1843） =0.29MPa ca2=M12+T2）2 1/2/W=76462.382+0.6397656）2 1/2/33656.9 =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、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命1636010=

23、576000小时1、计算输入轴承 计算当量载荷 P1、P2 根据课本 P263表11-9）取 f P=1.5 根据课本 P262=1558.5N PII=fPxFr2=1.5(1977.5=1466.25 N (3 轴承寿命计算深沟球轴承 =3 Lh=106C3/(60nP3 Lh1=106C3/(60nP13=10644.8 106 3/60 320(1.5 1558.5 3 =3.671014h57600h Lh2=106C3/(60nP23=10644.8 106 3/60 70.8 (1.5 1466.25 3 =1.991015h57600h 预期寿命足够八、键联接的选择及校核计算由

24、课本式 6-1）p=2T103/kld ）确定上式中各系数TI=100.871N mTII=397.656N m k1=0.5h1=0.512mm=6mm k2=0.5h2=0.58mm=4mm l1=L1-b1=63mm-12mm=51mm l2=L2-b2=50mm-12mm=38mm d1=70mm d2=38mm p1=2TI103/k1l1d1）=274.22103/65170）=6.93MPa p2=2TII103/k2l2d2）=2315.51103/43838）=109.24 MPa 由课本表 6-2 p=100-120 所以 p1 p p2 p 满足要求Lh1=3.67101

25、4h Lh2=1.991015h k1=6mm k2=4mm l1= 51mm l2=38mm d1=70mm d2=38mm p1=6.93MPa p2=109.24 MPa p=100-120 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 11 页，共 13 页12 / 13 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b 13 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n 4 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 l 150 轴承端

26、盖螺钉直径d38 窥视孔盖螺钉直径d46 定位销直径d 8 df ，d1, d2 至外机壁距离 C126, 22, 16 df ， d2 至凸缘边缘距离C225, 15 轴承旁凸台半径R124 凸台高度h 根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l160 大齿轮顶圆与内机壁距离1 10 齿轮端面与内机壁距离210 机盖、机座肋厚m1 ,m 7， 7 轴承端盖外径D2 160， 160 轴承端盖凸缘厚度t 8 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 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 12 页，共 13 页13 / 13 指导教师评语：课程设计报告成绩：，占总成绩比例：课程设计其它环节成绩：环节名称：，成绩：，占总成绩比例：环节名称：，成绩：，占总成绩比例：环节名称：，成绩：，占总成绩比例：总 成 绩：指导教师签字：年月日本次课程设计负责人意见：负责人签字：年月日精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 13 页，共 13 页