机械课程设计--设计用于带式运输机上的V带传动和两级圆柱齿轮减速器.docx

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1、机械设计课程设计设计说明书目录一、设计题目3二、电机选择3三、传动比确定以及各轴转速、功率的计算4四、带传动设计5五、齿轮设计7六、减速器轴结构设计17七、轴校核20八、有限元分析38九、减速器整体结构设计41十、参考文献42设计用于带式运输机上的V带传动和两级圆柱齿轮减速器。一、设计题目1电动机2V带传3两级圆柱齿轮减速器4联轴器5一卷筒6运输带工况参数：运输机工作轴转矩T=8OO1O37V.w运输带工作速度V=0.80/71/5卷筒直径D=360%工作条件：连续单向转动，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为5%减速器类型：展开式二级减速器二、电机

2、选择（1） 效率计算通用减速器齿轮精度6-8级。所设计减速器选择齿轮精度为7级。很好跑和的6级精度和7级精度齿轮传动（稀油润滑）7=0.98-0.99（取7=0.98）滚动轴承.球轴承（稀油润滑）2=0.99V带传动小=096刚性凸缘联轴器小=0.99减速器效率计算：=i;=0.980.98X0.990.990.99=0.932总效率：=%,%=088（2） 功率计算TVP.=FV=/1000=3.56ATW0D/2P=4/0.88=4.045KW查表，选择电机:Y132M2-6型号额定功率满载转速满载电流A满载效率KWr/minY132M2-65.596012.60.853三、传动比确定以及

3、各轴转速、功率的计算（1） 传动比确定n-2w输出转速：v=wr=2vvrn,=0.707r5=42.48r/min传动比确定,960rmin总传动比：I=八g,=22642.48rmmi=i-ii3=22.6（1,2,3分别为带传动传动比，啮合齿轮1传动比，啮合齿轮2传动比）因此，取彳=24=4%=2.8（2） 各轴功率转速计算960rmin.nzx.=480r/min4=8%=381KW480rmin1.Ihn1=120r/min4=%=3.69KWr120rmin仆”，2.86 = 6t7.%=3.58KWHI:n3=42.86r/min名参电机轴I轴11轴In轴工作轴转速n(r/min

4、)96048012042.8642.86功率P(KW)4.0453.813.693.543.58转扭T(N.mm)402400758000293600788800797700传动比i242.81效率0.940.970.970.99四、带传动设计带传动工况条件:n - 960r / minP = 4.045KW1 .确定计算功率2由表8-7查得工作情况系数KA=LlRa=KAP=LIX4.045=4A5KW2 .选择V带的带型根据以，九由图8-11选用A型带。3 .确定带轮的基准直径由并验算带速V(1)初选小带轮的基准直径或o由表8-6和表8-8,取小带轮的基准直径4=25mm(2)验算带速V。

5、按式(8-13)验算带的速度。兀 Iddl601000=6.28m / s因为5m/su120a6 .计算带的根数Z(1)计算单根V带的额定功率Pr由ddl=125mm和n=960rmin,查表8-4a得PO=I.37KWo根据n=960rmin,i=2和A型带。查表84b得=0.1IKW查表8-5得Ka=O.96,表8-2得K,=0.96,于是Pr=(P0+PQ)KaKL=.25KW(2)计算V带的根数ZPz=*=3.6Pr取4根7 .计算单根V带的初拉力的最小值(与口而(玲濡=500(Z51Qq=I44.5NKaZU应使带的实际初拉力E)()min8 .计算压轴力压轴力最小值为(今)mi2

6、z型)millsin,=171Z65N9 .带轮结构设计五、齿轮设计A第一对啮合齿轮设计。（I轴小齿轮、11轴大齿轮）1、选定齿轮类型，精度等级、材料及齿数(1)(2)(3)(4)(5)斜齿轮螺旋角。4= 14选用斜齿圆柱齿轮传动。运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。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240HBSo选小齿轮齿数Z1=20,则大齿轮齿数Z2=iZ=802、按齿面接触强度设计按式（10-21）试算，即3Idt =da （D确定公式内的各计算值1）试选&=1.32)7；=7.58XIO”NJ初Ti3

7、）由图10-30选取区域系数ZH=2.433%=076,42=8254）由图1。-26查得分=%+%2=L5855）由表10-7选取齿宽系数4/=16）由表10-6查得材料的弹性影响系数Ze=1898P7）由图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限bmim=600MP：大齿轮的接触疲劳强度极限-50Ma8）由式10-13计算应力循环次数N=6Oh17L=604801x（1830010）=6.912108M=M=1.728x109U9）由图10T9取接触疲劳寿命系数K 八HNI=1.02,KHN21.087FltXZ10)取安全系数S=LL由式(10-12)得w1=KHN,Hmi=55

8、64MPaaH2=K驷皿_=540MPaSlj=/+=548.2M&(2)计算1)试算小齿轮分度圆直径dlt,由计算公式得3I2KTlu17hZex2ZlrCNd,f=/(-)*=47.96mmVd%uE2）计算圆周速度。601000=1.22m/53）计算齿宽b及模数b=ddxt=47.96m72dilcosmnj=-=2.35Zlh=2.25mnt=5.2875hh=964）计算纵向重合度b-0.31z1tan/7=1.5865）计算载荷系数K。已知使用系数Ka=1.25,根据U=L22ms,7级精度。由图10-8查得动载系数Kv=1.05由图10T3查得K夕=1.421,KFp=1.38

9、由表10-3查得K.=Kfq=1.1,故载荷系数K=KAKVKHaKH0=2.。56）按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径，由式（IoTOa）得7）计算模数mn-cos=UmmZl3、按齿根弯曲强度设计由式（10-17） mn 2K7cos2 夕 %dta确定公式内的各计算数值。1) 计算载荷系数。K=KAKVKFaKF=L992) 根据纵向重合度与？=1.586,从图10-28查得螺旋角影响系数%=0.873) 计算当量齿数。zvi=J=21.89cos=87,57cos4) 查取齿形系数。由表10-5查得%=2.7956,匕叱=2.21515) 查取应力校正系数由表o-5查得=1.5589

10、,Ysa2=1.777576) 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限m=500MPa；大齿轮的弯曲强度极限*=380MPq7) 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFNl=092,KFN2=。.978) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全强度S=I4由式(10-12)得pl=KFNOfei=328.57MPQS9）KFN 2c2= 263.29MPa计算大、小齿轮%良=0.01326,%2y=0.01496bpbp?（2）设计计算= 1.7992KTiY3YFaYSa4Z40对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强

11、度所决定的承载能力，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1.799并就近圆整为标准值m=2.0mm,按接触强度算得分度圆直径d=55.83mm,算出小齿轮齿数。= 27.1 mn取 Z1 = 28z2=1=112最终确定第一对斜齿轮参数：=140,mn=2mm,Zi=28,z2=112B1=62.7mm,B9=57.7mmB第二对啮合齿轮设计。（11轴小齿轮、III轴大齿轮）齿轮类型，精度等级、材料及齿数（1）斜齿圆柱齿轮传动（2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（3）材料选择。由表IO-I选择小齿轮材料为45钢（

12、调质），硬度为240HBS,大齿轮材料为45钢（调质）硬度为240HBSo（4）选小齿轮齿数Z1=26,则大齿轮齿数Z2=72.8(5)斜齿轮螺旋角 =142、按齿面接触强度设计按式（10-21）试算，即3 I4 =2z.i（jgz）2Vd%分（1）确定公式内的各计算值D试选K,=1.3、7：=2.9361057V.mm2）,7?4223）由图10-30选取区域系数乙一/HDD%=0.763,42=8414）由图1。-26查得分=%+%=L6045）由表10-7选取齿宽系数4/=16）由表10-6查得材料的弹性影响系数Zje=189.8MP7）由图10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限bm=550MPq：大齿轮的接触疲劳强度极限%m2=550MPa8）由式10-13计算应力循环次数N1=60hi7L=60120l（l830010）=1.7281082V2=l=0.617108U9）由图10T9取接触疲劳寿命系数KAHNl=1.08, = 1.11