机械专业课程设计.docx

《机械设计》课程设计汇报

设计名称 带式运输机减速器设计
学 院
班 级
学 号
姓 名

指导老师
教学单位

1月 5 日

设　计　说　明　书
计算项目及内容
关键结果

一、传动方案确实定（以下图）：

二、原始数据：
a) 带拉力： F=2700N
b) 带速度： v=1.1m/s
c) 滚筒直径： D=400mm

三、确定电动机型号：
1．选择电动机类型：
选择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功率：
Pw=Fv1000η=2700×1.11000×0.96=2.85kW

传动装置总效率：
η总=η联轴η轴承4η齿轮ηV带ηwη齿轮
其中，查《机械设计课程设计》P13表3-1
ηV带，V带传动效率ηV带=0.96
η齿轮，闭式圆柱齿轮效率（精度等级8）η齿轮=0.97
η轴承，滚子轴承效率η轴承=0.98
η联轴，弹性联轴器效率η联轴=0.99
ηw，工作机效率ηw=0.96
所以：
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=0.792
电动机所需功率：Pd=Pwη=2.850.792=3.6kW
查《机械设计课程设计》P178表17-7，取电动机额定功率为4kW。
3．选择电动机转速：
选择电动机同时转1500r/min，满载转速nm=1440r/min。

四、确定传动装置总传动比及各级分配：
工作机转速：
nw=v×60×1000πD=1.1×60×10003.14×400=52.55r/min

传动装置得总传动比：i=nmnw=144052.55=27.4
依据《机械设计课程设计》P14表3-2
V带传动比范围i1=2~4，
圆柱齿轮传动比i2=3~5，
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=3.25
1．计算各轴输入功率：
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= 3.47kW

2．计算各轴转速
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/min

3．计算各轴转矩
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∙m
4．上述数据制表以下：
参数
轴名
输入功率
P（kW）
转速
n（r/min）
输入转矩
T（N∙m）
传动比
i
效率
η
电动机轴
4
1440
26.53
2
0.96
轴Ⅰ（高速轴）
3.84
720
51
4.22
0.96
轴Ⅱ（中间轴）
3.65
170.62
204.3
轴Ⅲ（低速轴）
3.47
52.5
631.21
3.25
0.96

五、传动零件设计计算:
1．一般V带传动设计计算:
① 确定计算功率Pc
Pc=KAPm=1.2×4=4.8kW
KA依据《机械设计》P156表8-8，此处为带式运输机，载荷变动小，天天两班制工作天天工作8小时，选择工作情况系数KA=1.2
② 选择V带型号
依据《机械设计》P151图8-11表8-7 8-9，此处功率Pc=4.8kW和小带轮转速nm=1440r/min，选择A型V带，d=90mm。
③ 确定带轮基准直径dd1，dd2
依据公式Dd2=iDd1（i=2）
小带轮直径Dd1=90mm
大带轮直径Dd2=180mm
④ 验证带速
v=πDd1nm60×1000=6.7824m/s
在5m/s~25m/s之间。故带速度适宜。
⑤ 确定V带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=400mm
V带基准长度：
L0=2a0+π2Dd1+ Dd2+ (Dd2-Dd1)24a0=2×400+3.142×270+9024×400=1228.9625mm
依据《机械设计》P145表8-2，选择带基准直径长度Ld=1250mm。
实际中心距：
a=a0+Ld-L02=400+1250-1228.96252=410.52mm

⑥ 验算主动轮包角
α1=180°-Dd2-Dd1410.52×60°=166.8°
故包角适宜。

⑦ 计算V带根数z
z=Pc(P0+∆P0)KaKL
由nm=1440r/minDd1=90mm
依据《机械设计》P151/153表8-4 8-5，
P0=1.07W ∆P0=0.17kW
依据《机械设计》表8-6，Ka=0.96
依据《机械设计》表8-2，KL=0.93
z=4.81.07+0.17×0.96×0.93=4.336
取z=5根。

⑧ 计算V带适宜初拉力F0
F0=500Pczv2.5Ka-1+qv2
依据《机械设计》P149表8-3，q=0.105
F0=500×4.85×6.78242.50.96-1+0.105×6.78242=118.36N
⑨ 计算作用在轴上载荷
Q=2zF0sinα12=620.2064N
⑩ V带轮结构设计
（依据《机械设计》表8-11）（单位：mm）
带轮
尺寸
小带轮
大带轮
槽型
A
A
基准宽度bp
11
11
基准线上槽深hamin
2.75
2.75
基准线下槽深hfmin
8.7
8.7
槽间距e
150.3
150.3
槽边距fmin
9
9
V带轮采取铸铁HT200制造，其许可最大圆周速度为25m/s

2．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 选择直齿圆柱齿轮传动（外啮合）
② 选择齿轮材料（考虑到齿轮使用寿命较长）：
依据《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=240
③ 初选择齿轮为7级精度(GB10095.1-)
⑤ 初选小齿轮齿数z1=24；大齿轮齿数z2=4.22×24=101.28
取z2=102

考虑到闭式软齿面齿轮传动最关键失效为点蚀，故按接触疲惫强度设计，再按齿根弯曲疲惫强度校核。
（2）按齿面接触疲惫强度计算
由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即

①确定计算参数
传输扭矩T1=9550P1n1=5.09×104（N·mm）
试选 kHt =1.3
齿宽系数ψd=1
由图10-20查得区域系数ZH=2.5
由表10－6查得材料弹性影响系数
由式10-9计算接触疲惫强度用重合度系数Z
a1==29.841°
a2==22.849°
=1.73
=0.872
计算许用接触应力[σ]H:由图10-26（c）查得
[σ]Hlim1=670MPa [σ]Hlim2= 610MPa
计算应力循环次数：N1=，N2=
由图10-23查取接触疲惫寿命系数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,所以应取较小值[σ]H2代入
σH2=656.6MPa
②确定齿轮参数及关键尺寸，试算出小齿轮分度圆直径
=46.820mm
圆周速度=1.77 m/s
齿宽b==46.82mm
计算实际载荷系数kH
由表查得KA=1 ，V=1.66 m/s ,7级精度 ，Kv=1.05
齿轮圆周力=2.174N

查表得齿间载荷分配系数=1.2
用插值法查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称部署时，得齿向载荷分布系数=1.419，由此得到实际载荷系数
=1.79
按实际载荷系数算得分度圆直径=52.088mm ，其对应齿轮模数=2.17mm
③按齿根弯曲疲惫强度设计
由式10-7试算模数，即

确定计算参数
试选=1.3，计算弯曲疲惫强度用重合度系数=0.684
查得齿形系数=2.65，=2.23
查得应力修正系数=1.58 ，=1.76
查得小、大齿轮齿根弯曲疲惫极限分别为：
[σ]Flim1=520MPa [σ]Flim2= 480MPa
查得弯曲疲惫寿命系数=0.86 ，=0.90
弯曲疲惫安全系数S=1.4
=319.43MPa
=308.57MPa
=0.0131 =0.0127
因为大齿轮大于小齿轮，所以取=0.0131
试算模数=1.272 mm
调整齿轮模数
1、 圆周速度v
=30.531mm , =1.15m/s
2、 齿宽b
b==30.531mm
3、 宽高比b/h=10.67
计算实际载荷系数
1、由表查得KA=1 ，V=1.66 m/s ,7级精度 ，Kv=1.04
2、齿轮圆周力
=3.334N ，
3、查表得齿间载荷分配系数=1.0
4、用插值法查得=1.417，=1.34由此得到实际载荷系数
=1.39
按实际载荷系数算得齿轮模数m==1.3，取标准值m=2,按接触疲惫强度算得分度圆直径=52.088mm,算出小齿轮模数=26.044
取=26，则=u=109.9，取=110
这么设计齿轮传动，既满足齿面接触疲惫强度，又满足齿根弯曲疲惫强度，并做到了结构紧凑，避免了浪费。
几何尺寸计算
1、 计算分度圆直径
=52mm ，=220mm
2、 计算中心距a==136mm
3、 计算齿轮宽度b==52mm
考虑不可避免安装误差，为了确保设计齿宽b和节省材料，取
56mm，52mm
圆整中心距后强度校核
取中心距就近圆整至a’=138mm，其它参数不变。
计算变位系数和
1、计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数
22.17°
26+110=136
1.054
1
0.054
分配变位系数、，=0.51，=0.53
齿面接触疲惫强度校核
取=1.79,=5.09N.mm,

将她们带入式中得到
469.5MPa<=656.6MPa
齿面接触疲惫强度满足要求，而且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。
齿根弯曲疲惫强度校核
取
，将她们带入式中，得到
=131.3MPa<319.43MPa
=132.34MPa<308.57MPa
齿根弯曲疲惫强度满足要求，而且小齿轮抵御弯曲疲惫破坏能力大于大齿轮。
关键设计结论
齿数，压力角，=0.51，=0.53，a=138mm，
56mm，52mm，小齿轮选择40Cr（调质），大齿轮选择45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。

低速齿轮系设计
（1）选择齿轮类型，材料，精度，及参数
① 选择直齿圆柱齿轮传动（外啮合）
② 选择齿轮材料（考虑到齿轮使用寿命较长）：
依据《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=240
③ 初选择齿轮为7级精度(GB10095.1-)
④ 初选螺旋角β=14°
⑤ 初选小齿轮齿数z1=25；大齿轮齿数z2=3.25×25=82
取z2=82
考虑到闭式软齿面齿轮传动最关键失效为点蚀，故按接触疲惫强度设计，再按齿根弯曲疲惫强度校核。
（2）按齿面接触疲惫强度计算
由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即

①确定计算参数
传输扭矩T1=9550P1n1=2.04×105（N·mm）
试选 kHt =1.3
齿宽系数ψd=1
由图10-20查得区域系数ZH=2.433
由表10－6查得材料弹性影响系数
由式10-9计算接触疲惫强度用重合度系数Z
a1==29.675°
a2==23.844°
=1.647
=0.658
计算许用接触应力[σ]H:由图10-26（c）查得
[σ]Hlim1=660MPa [σ]Hlim2= 600MPa
计算应力循环次数：N1=，N2=
由图10-23查取接触疲惫寿命系数KHN1=0.95，KHN2=0.92
安全系数由表10-5取sH=1，失效概率为1％
则σH1=[σ]Hlim1SH=627MPa σH2=[σ]Hlim2SH=552MPa
σH1>σH2,所以应取较小值[σ]H2代入
σH2=552MPa
②确定齿轮参数及关键尺寸，试算出小齿轮分度圆直径
=58.818mm
圆周速度=0.525 m/s
齿宽b==58.818mm
计算实际载荷系数kH
由表查得KA=1 ，V=0.525 m/s ,7级精度 ，Kv=1.02
齿轮圆周力=6.937N

查表得齿间载荷分配系数=1.2
用插值法查得7级精度，小齿轮相对支撑非对称部署时，得齿向载荷分布系数=1.420，由此得到实际载荷系数
=1.73808
按实际载荷系数算得分度圆直径=64.797mm ，其对应齿轮模数=2.515mm
③按齿根弯曲疲惫强度设计
由式10-7试算模数，即

确定计算参数
试选=1.3，计算弯曲疲惫强度用重合度系数=0.682
查得齿形系数=2.60，=2.22
查得应力修正系数=1.61 ，=1.79
查得小、大齿轮齿根弯曲疲惫极限分别为：
[σ]Flim1=520MPa [σ]Flim2= 480MPa
查得弯曲疲惫寿命系数=0.9 ，=0.88
弯曲疲惫安全系数S=1.4
=334.3MPa
=301.7MPa
=0.0125 =0.0095
因为大齿轮大于小齿轮，所以取=0.0125
试算模数=1.737mm
调整齿轮模数
4、 圆周速度v
=44.754mm , =0.4m/s
5、 齿宽b
b==44.754mm
6、 宽高比b/h=11.45
计算实际载荷系数
1、由表查得KA=1 ，V=0.4 m/s ,7级精度 ，Kv=1.01
2、齿轮圆周力
=9.117N ，
3、查表得齿间载荷分配系数=1.2
4、用插值法查得=1.418，=1.39由此得到实际载荷系数
=1.658
按实际载荷系数算得齿轮模数m==1.737，取标准值m=2,按接触疲惫强度算得分度圆直径=64.797mm,算出小齿轮模数=31.43
取=32，则=u=102.16，取=103
这么设计齿轮传动，既满足齿面接触疲惫强度，又满足齿根弯曲疲惫强度，并做到了结构紧凑，避免了浪费。
几何尺寸计算
4几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径
=63.837mm ，=212.104mm
（2） 计算中心距a==139mm
（3）计算齿轮宽度b==64mm
考虑不可避免安装误差，为了确保设计齿宽b和节省材料，取
69mm，64mm
（3） 螺旋角

圆整中心距后强度校核
取中心距就近圆整至a’=139mm，其它参数不变。

齿面接触疲惫强度校核
取=1.723,=2.04N.mm,

将她们带入式中得到
525.77MPa<=525MPa
齿面接触疲惫强度满足要求，而且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。
齿根弯曲疲惫强度校核
取
，将她们带入式中，得到
=192.98MPa<334.3MPa
=106.11MPa<301.7MPa
齿根弯曲疲惫强度满足要求，而且小齿轮抵御弯曲疲惫破坏能力大于大齿轮。
关键设计结论
齿数，压力角，螺旋角，=0，=0，a=139mm，69mm，64mm，小齿轮选择40Cr（调质），大齿轮选择45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。

六、轴设计：
中速轴设计：
由前面已算得：p2=3.65kw n2=170.62r/min T2=204300N.mm
（1）选择轴材料：选择45号钢，调质处理。
（2）初步估算轴最小直径
依据《机械设计》P366表15-3，取A=112，
d≥A3P2n2=112×33.65170.62=31.1mm
输入轴最小直径显然是安装轴承处轴直径，为了使所选轴直径 和轴承内孔径相适应,故需同时选择轴承型号。选择圆柱滚子轴承，型号为NJ207，d×D×B=35x72x17。故d1-2=35mm =d56
取箱体内壁和齿轮距离为Ld =18mm 考虑箱体铸造等误差，在确定轴承
位置时，应距离箱体内壁一段距离取s=5mm，已知轴承宽度B=17mm
轴2-3段装是第一组齿轮正确从动齿轮，该宽度B为52mm，该段直径
应大于 d1-2 ，故取d2-3=41mm,为了使套筒端面压紧齿轮，此轴段应短于轮毂宽度，取L2,-3 =50mm. L1-2=18+17+5+(52-50)=42mm= L5-6，查表《机械设计》P360,15-2该两处倒角为c1.2
采取平键连接： 选处键尺寸为：b×h×L=12mm×8mm×45mm
取第二组主动齿轮和第一组齿轮正确从动齿轮距离为L3-4=12mm, 取d3-4=49mm
第二组主动齿轮该宽度B为69mm，为了使套筒端面压紧齿轮，此轴段应短
于轮毂宽度，取L4-5 =67mm. d4-5=41mm采取平键连接，选处键尺寸为：b×h×L=12mm×8mm×56mm
故中速轴总长度为：42+50+12+67+42=213mm
可取壁厚为17+5+c,c取4，为26mm
高速轴设计：
由前面已算得：p1=3.84kw n1=720r/min T1=51000N.mm
（1）选择轴材料：选择45号钢，调质处理。
（2）初步估算轴最小直径
依据《机械设计》P366表15-3，取A=112，
d≥A3P1n1=112×33.84720=19.57mm
取连接v带大带轮内孔d大 =22mm,和大带轮相连部分长度取
L1-2=40mm,第二段端面距离箱体外壁30mm,该轴承端盖取20mm,故L2,-3=50mm,d2,-3=26mm
安装轴承处轴直径d3-4，为了使所选轴d3-4直径和轴承内孔径相适应,故需同时选择轴承型号。选择圆柱滚子轴承，型号为N406，d×D×B=30mmx72mmx19mm。故d3-4=30mm =d6-7,下一段距离箱体内壁2mm,
安装轴承位置时，应距离箱体内壁一段距离取s=3mm 故L3-4=19+2+3=24mm
依据中速轴齿轮摆放及尺寸关系和 5-6段高速轴主动轮B是56mm，L4-5 =69+18-2+12- 0.5（56-52）=95mm，d4-5=35 mm
5-6段高速轴主动轮B是56mm，为了使套筒端面压紧齿轮，此轴段应
短于轮毂宽度故L5-6可取54mm取d5-6= 40mm 采取平键连接： 选处键尺寸为：b×h×L=12mm×8mm×45mm
最终段直径为d3-4=30mm =d6-7，依据数据得L6-7=18-0.5（56-52）+19+3+(56-54)=40mm
故高速轴总长度为：40+50+24+95+54+40=303mm
低速轴设计：
由前面已算得：p3=3.47kw n3=52.5r/min T3=631210N.mm
β=13.779° 分度圆直径d4=212.104mm
（1）选择轴材料：选择45号钢，调质处理。
（2）初步估算轴最小直径
依据《机械设计》P366表15-3，取A=112，
d≥A3P3n3=112×33.4752.5=45.287mm
输入轴最小直径显然是安装联轴器处轴直径，为了使
所选轴直径 和联轴器孔径相适应,故需同时选择联轴器型号。
联轴器计算转矩Tca=KAT3,查表，考虑到转矩改变很小,故取KA=1.3,则：
Tca=KAT3=1.3×631210=820573N.mm
根据计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩条件，查《机
械设计手册》，选择LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000N·ｍｍ。半联轴器孔径d=45mm，故轴d1-2=45mm 半联轴器长度L＝112ｍｍ半联轴器。和轴配合毂孔长度L1=84mm 半联轴器和轴配合毂孔长度=84mm.，为了确保轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，故长度应该比略短一点，现取L1-2=82mm。
　 依据轴向定位要求确定轴各段直径和长度:
　 (1)为满足半联轴器轴向定位要求，1轴段右端需制一轴肩，故取２-3段直径d2-3=53mm。
　 (2) 2轴段右端需制一轴肩，3段直径初选d3-4=58mm。
故取初步选择滚动轴承。参考工作要求并根d3-4=58mm，选型号NU1012，其尺寸为d×D×B=60x95x18，,轴段3-4和6-7直径取相同, d3-4=60mm =d6-7
（3）取安装齿轮段d5-6=64mm. 前面已算得齿轮轮毂宽度为64mm, 齿轮左端为了使套筒端面紧压齿轮，故取L5-6=62mm.
（4）安装轴承位置时，应距离箱体内壁一段距离取s=3mm，则 L6-7=18+3+0.5(69-64)+(64-62)+19=44.5mm

(5) 3-4段长于箱体内壁2mm并依据中速轴等数据计算得 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为35mm
（8）齿轮，半联轴器和轴周向定位全部采取平键连接。按齿轮段d5-6=64mm和联轴器段d1-2=48mm查表得：选择平键b×h×L=18×11×56(齿轮段) ,该段轴上键槽深7mm

b×h×L=14×9×70 (联轴器段), 该段轴上键槽深5.5mm
（9）确定轴上倒角和圆角尺寸：参考《表机械设计》15-2可知：左轴端(和联轴器相连端) 倒角为c1.6，右轴端倒角为c2。
(10)求轴上载荷：依据轴结构图，确定支点，做出计算简图，
1计算作用在轴上力
低速轴上大齿轮受力分析：
圆周力：Ft=2T3d4=2×.104=595.189N
径向力：Fr=Fttanαncosβ=595.189×tan20°cos13.779°= 223.12N
轴向力：Fa=Fttanβ=595.189×tan13.779°=145.96N
2计算支反力
　　水平面：Ft64=RAH×184 RAH=207N
Ft120=RBH×184 RBH=388.2N

　　垂直面：
∵∑MB=0
RAV184=Fr64-Fa×d42
得：RAV=-6.52N
RBV184=120Fr+Fa×d4/2 得:
RBV=229.64N

3作弯矩图
水平面弯矩：
MH=64RBH=24844.8N∙mm
垂直面弯矩 : MVc左=120RAV=-782.4N∙mm
Mvc右=64RBV=14696.96N∙mm
合成弯矩：
MC右=MH2+MVc右2=28866.35N∙mm
MC左=MH2+MVc左2=24857.11N∙mm

4 作转矩图　　　T3=631210N∙mm
(11)按弯扭合成应力校核轴强度
进行校核只需校核承受最大弯矩和扭矩截面就可。依据《机械设计》p369 15-5等数据，轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6
σc =αT3(αT3)+Mc左2 /W
W=0.1d截面3
算得：σc =4.57MPa
选择45号钢，调质处理 查表得 σ-1=60 MPa, 所以σc<σ-1 故安全。

七、课程设计总结
课程设计这两周，为了赶进度，常常要熬夜，差不多能够称作是废寝忘餐。课程设计过程因为用计算量大轻易犯错，很轻易心情烦躁。而我们整天坐着计算、画图，天天全部是腰酸背痛。
课程设计这两周是痛苦，不过也有着很大收获。
在计算、画图、标注等过程中要不停地查资料、翻书，几乎调动并巩固了所学知识。在这过程中，我们对机械设计这门学科知识比以前更了解了。
在课程设计过程中，十分轻易犯错，为了避免错误，一名设计人员应该要含有小心谨慎素质。

F=2700N

V=1.1m/s

D=400mm

电动机型号为Y112M-4

Pm=4KW

i1=2

i2=4.22

i3=3.25

Dd1=90mm

Dd2=180mm

L0=1228.9625mm

a=410.52mm

z=5

Q=620.2064N

z1=24

z2=102

d1=78.125mm

d2=312.5mm

a=136mm

=52mm
=220mm

A12100（GB/T 1096-1979）

A2280（GB/T 1096-1979）

A18110
GB/T1096-1979