《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》由会员分享，可在线阅读，更多相关《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（44页珍藏版）》请在三一办公上搜索。
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
13、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, = 1.1110）取安全系数S=Ll,由式（10-12）得w1=K处0】侬一=540MPaSaH2=K咽。皿=555MPaaH=E=547.5MPa计算1）试算小齿轮分度圆直径dlt,由计算公式得3I2KEulZhZe2d,t/（-）*=75A2mmV勿%U2）计算圆周速度。v=z d 601000=0.47 m/53）计算齿宽b及模数内”b
14、=ddu=75.42mmd,tcos/7cc.mnt=-=2.81zh=2.25mnl=6.3225bh=11.934)计算纵向重合度b-0.318zz1tan=2.065)计算载荷系数K。已知使用系数KA=L25,根据u=047加/s,7级精度。由图10-8查得动载系数Kv=1.02由图10-13查得KHp=L425,K)=1.42由表10-3查得Ka=K尸Q=1.1,故载荷系数K=KAKVKHaKH0=19986）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=3.24mnZI3、按齿根弯曲强度设计由式(10-17) mn 2KTYqo/ %确定公式内的
15、各计算数值。D计算载荷系数。K=KAKVKFaKF0=19922）根据纵向重合度与7=206,从图10-28查得螺旋角影响系数=0.883）计算当量齿数。Zyl=Z=28.46cosz,2=-=79.69cos4）查取齿形系数。由表10-5查得%=2.54,YFa2=2.225）查取应力校正系数由表10-5查得=1.615,ys2=1.776）由图10-2OC查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限m=3S0MPa；大齿轮的弯曲强度极限cfe2=3S0MPa7）由图IO-18取弯曲疲劳寿命系数KFNl=097,KFN2=。.978）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全强度S=1.4,由式（10-12）得pl
16、=KfnOfei=238.86PQS12=KFN22=238.86M&S9）计算大、小齿轮f%吊包=0.01717,-=0.01645f1tf2日呵三口52V电z0r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2.152并就近圆整为标准值m=2.5mm,按接触强度算得分度圆直径d=88.00mm,算出小齿轮齿数。dcos1.C)Zl=34.15取Z=34mnz2=iZ=95,296最终确定第一对斜齿轮参数：
17、=14,m=2.5mm,zl=34,z2=95B=92.6mm,B)=87.6mm六、减速器轴结构设计I轴设计1、轴最小直径(1)轴的材料选择为40Cr(调质)。根据表15-5,取4=100。根据表15-140Cr抗拉强度极限方=735MRz屈服强度极限5=540MP4,弯曲疲劳极限CrT=355MP%剪切疲劳极限卬=200MPa许用弯曲应力.J=70MRz(2)工况条件：nx=480rmin,7=3.81W(3)初步确定轴的最小直径dm=A)C=20Un最细轴段与带轮相连有键槽：Jmin=20(l+0.05)=2Imm取24mm2、轴承选择根据轴最小直径，选择7206AC角接触球轴承。林类理
18、国内醒号国内I睦号腋(mm)腿(mm)期(mm)Cr(kN)Cor刚髓胃耀(min)(fmin)重里(kg)解融嬲承7206AC4620630621621.313.713000160000.2083、轴结构设计4、键的选择根据表6-1键：bxhxl8x7x40II轴设计1、轴最小直径(1)轴的材料选择为40Cr(调质)。根据表15-5,取4=100。根据表15-140Cr抗拉强度极限巧=735MRz屈服强度极限q=540Rz,弯曲疲劳极限CrT=355MP。，剪切疲劳极限J=200MP4许用弯曲应力uj=70MP4(2)工况条件：n1=120rmin,=3.69KW(3)初步确定轴的最小直径l
19、in=A).=31.3mm取35mm2、轴承选择根据轴最小直径，选择7206AC角接触球轴承。轴承类型国内新型号国内旧型号内径(mm)外径(mm)I克度(mm)Cr(WM)Cor(W)脂狗有转速(rfmin)油田居特速(rmin)里里(kg)用接触寻他承7207AC4620735721728118.611OOO140000.2953、轴结构设计2、未注圆角C164、键的选择根据表6-1键Lbxhxl12x8x63键2：bxhxl12x8x50in轴设计1、轴最小直径(1)轴的材料选择为40Cr(调质)。根据表15-5,取4=100。根据表15-140Cr抗拉强度极限(=735MRz屈服强度极限
20、q=540MP,弯曲疲劳极限.=355MRz,剪切疲劳极限&=200MPa许用弯曲应力EJ=70MPa(2)工况条件：=42.86rmin,=3.54KW(3)初步确定轴的最小直径in=A).=43.55Vn最细轴段与带轮相连有键槽：dmin=43.55(1+0.05)=45.7mm取50mm2、轴承选择根据轴最小直径，选择7209AC角接触球轴承。轴承类理国内看空号国内旧空号内径(mm)外径(mm)|宽度(mm)Cr(KN)Cor(kN)脂利昌转谑(rmi)油闰沿转速(fmln)重里(kg)角搐触球轴承7011AC4611155901831.126.38300100000.4203、轴结构设
21、计4、键的选择根据表6-1键Lbxhxl12x8x63键2：bxhxl12x8x50七、轴校核1、 一轴校核(1) 强度校核一轴受力如图所示:2721 7N=1020三Fa=FtUn=6786NV面受力图:八FVNlFVN21/Xn2yV面39Fvni=-K=55L4NN192.51535Fvn2=2170.3Nw2192.5H面受力图FHNlM=匕5=189x103Mmma2%=O153.5=M+192.562=7159NMD=OFhni192.5-F39-M=OFHNI=3（）5NV面弯矩图84639.9N.mmMVH面弯矩图75800N.mm从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是
22、轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH、MV、M的值列于下表载荷水平面垂直面支反力FNHl=305N,FNH2=715.9NFVNl=551.4NzFVN2=2170.3N弯矩MHl=46817.5N.mmMH2=27917.5N.mmMV=84639.9N.mm总弯矩Ml=96725.4N.mm,M2=89125.2N.mm扭矩T=75800N.mm按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6,轴计算应力JM+()b=NI=IAMPacaWca=lQMPa故满足条件。(2) 疲劳校核判断危险截面：直径30的地方为轴承位。
23、存在过度配合,且径向尺寸较小。因此直径30与直径36的轴肩位置易发生疲劳断裂。对此进行校核。抗弯截面系数：W=OAd3=2700W抗扭截面系数叫=02=5400mw3弯矩MM=504l.Q6Nmm扭矩T=75800N.m/%M弯曲应力=/=l87MPWT扭转切应力=祈=14.04MPQ截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数，按附表3-21D查取。因二=0.04,上=1.2Dda=2.09,a1.66又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为q0.85,%=0.88故有效应力集中系数按式（附表3-4）为（=1+%（/-1）=193k=l+%（%1）=1.58由附图32的尺寸系数%=0.84；由附图3
24、-3的扭转尺寸系数J=0.89轴按磨削加工，由附图3-4得到表面质量系数乩=4=0.92轴未经过表面强化，即4=1,按式（3-12）及式（3-12a）得综合系数为k1K*1=2.38%Kt=-+-1=1.86qA合金钢的特性系数%=0.1-0.2,%=0.2=0.050.1,9r=0.1于是，计算安全系数,按式(15-6)-(15-8)得SeT=79.71.5KQa+(PQmSr=14.51.5KJ(I+%SS.r=14.21.5故，满足条件。(3)扭转刚度校核由式(15-16)O二57314Trd4I=,L=2SS.5mm,G=S04MPaP32Ip=32555.52N./?zm,/7I=5
25、QmmIp2=60313.127V.mm,Lp2=69mmJ=7948125NJnm,Lp3=16mm/4=164812.32/V.mm,Lp4=122mmIp5=786006.6yV.m7i,Lp5=31.5mm夕=0.68=0.51故，满足条件（4）键校核键8X7X40p2TIdd=50.13MPaFaeFd2Frl=63O1N,E八二0,68耳”=428.5NFr2=2285.3N,Fd2=O.6872=1554NFae=678.6NFae+Ffi2P(i%=+%=2232.6M82=a=1554NFaJFrx=3.54,X=0.4Ly=0.87工2,工2=068,X=Ly=OP=fp(
26、XkYFQjP=L24=2640.8N,g=2742.36NS。=2COSog故，轴承满足条件寿命计算：4=JP1(Z(=16269.52、二轴校核(1)强度校核二轴受力如图所示:5=与tana”=25119Ncoszl=1tan=1669.6?/2T巳=l=2721.7N4与箸=FVNT=51925NFvn2=4225.5NH面受力图,FITMBFr2Mb=7312848Nz%2,Mc=78310.44N.？mFhnx=-2146.O37V,Fhn.=655.03ny17nNZV面弯矩图H面弯矩图合成弯矩图扭矩图293600N.mm从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面B是轴的危险截面。
27、现将计算出的截面B处的MH、MV、M的值列于下表载荷水平面垂直面支反力FNHl=-2146NzFNH2=655NFVNl=5192.5NzFVN2=4225.5N弯矩MHl=151295.1N.mmMH2=78166.6N.mmMV=366071.2N.mm总弯矩Ml=346103.9N.mm,M2=374323.6N.mm扭矩T=293600N.mm按弯扭合成应力校核轴的强度根据式（155）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6,轴计算应力=JM+（=026MPaOCa1.5Koit+Qm(C+外/=5.91.5tr=3.721.5故，满足条件。扭转刚度校核由
28、式(15-16)1ZTl=5.73104一/龙4I=,L=169mn,G=8.1104MPa1 32IPl=305335.17N.mm,Lpx-92mmIp2=43935().37N.ttw7,Lp2=20mmp3=251200A.mm,Lp3=51mm9 =0.7=0.5-l故，满足条件键校核键12x8x632Tf=6S.5MPan=00-UOMPaPkidp键12x8x502Tf=966MPaFaeFrl=5618.5N,n=0.68&=3820.58NFr2=4275.9N,Fd2=O.6872=2907.6/V工”99INFae+%FdI3=以+%=3898.6MFa2=Fd2=29O
29、7.67VFai/Frl=0.69,X=0.41,y=0.87工2/工2=O68,X=l,y=OP=fp(XFr+YFa)Jp=12二6834.4Mg=513LINS0=2COSog故，轴承满足条件寿命计算：小田(区”=3h60PLh=9653.5z3、三轴校核4、强度校核三轴受力如图所示：E=笠=6696.37V4Fr=Ga”%=25u.9NcosFa=Fttan=1669.6NV面受力图：八FVNlI八FN299-V面Tl=-=4628.87V乙JL/%n2=G=20675NH面受力图、产M=F=204359.04N.mm2Mb=Q=794.67VFhnz=17173N扭矩图788800N
30、.m从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的MH、MV、M的值列于下表载荷水平面垂直而支反力FNH1=794.6N,FNH2=1717.3NFVNl=4628.8NzFVN2=2067.5N弯矩MHl=257596.6N.mmMH2=53237.5N.mmMV=310129.6N.mm总弯矩Ml=403157.9N.mmzM2=314665.9N.mm扭矩T=788800N.mm按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6,轴计算应力Jw2+(aT)2Cr=!-=57.14MPaca
31、1.5KQa+%Sr=9.71.5KJUm故，满足条件。6、扭转刚度校核由式(1516)1ZTl=5.73104一LG=IpiTZV/4In=，L=343mm,G=8.1104MPaP321fA=965009.9N.mm,Lpi=8Immp2=1449927.97V.mm,Lp2=17mmIp3=Hl0431.17NJTIrn,Lp3=78mmIp4=897905.Lp4=18mmIp5=834362.4N.加%Lp5=66mmp6=6132813N.nun,Lp=83mm=O.65o=O.5-lo故，满足条件7、 键校核2T Cr P IddT键 16x10x802T n =P kld2键1
32、6x10x8088.03MPap=I(X)-12OMPQ=87.6MPaV%=4696.5N,%=0.68%=3193.6NFr2=2687.7N,Fd2=0.68%=1827.6N工e=1669.6N工e+工1Fff2Fa2=Fae+%=4863.22V,Fai=耳=3193.6NFai/Fr=0.68,X=l,r=0工2/工2=1&X=0.4l,y=0.87P=XFC=L2=3832.3N,E=6399.5NS。=2COSOg故，轴承满足条件寿命计算：h60P=2.64105八、有限元分析1、 由于齿轮减速器具有减速增扭的特点，导致二轴、三轴的的扭矩过大,而且齿轮选择的是软齿面。为判断二轴
33、、三轴上的啮合齿轮是否满足条件。现对该对齿轮进行齿根弯曲应力分析。(1)齿轮模型建立和添加材质。在solidworks软件中建立一对啮合的斜齿轮。并导入ansysworkbench软件中进行分析。斜齿轮模数网t齿数Z齿宽B螺旋角S小齿轮2.53492.6,=14大齿轮9587.6500015000小齿轮和大齿轮的材料都为45钢，其弹性模量:2.0910泊松比：0.269密度：7890Zg31PropertyValueUnit2囱Density7890kgm-33S闫IsotropicElastiaty4YoungsModulus2.09E+llPa5PoissonsRabo0269（2）网格划
34、分采用六面体网格，并且接触面局部细化网格。小齿轮形成了102170节点，34214个单元。大齿轮形成了106523节点，30888个单元。n(3)边界条件两个齿轮啮合，在转矩的作用下。接触齿面产生了7344N的压力。并对齿轮的内孔表面施加全约束。(4)结果由von-mess应力云图可知，一对斜齿轮啮合时，啮合齿轮齿根处应力最大,小齿轮b=66.8MPa=23SMPa大齿轮=66.8MPaSt 械 stntvrTint： L Z1W4 7MF(3)边界条件两个轴承位，其中左侧轴承位约束全自由度，右侧轴承位约束X、Y方向自由度保留轴向自由度。在两个有键槽的圆柱面上施加扭矩T=788800Njmz方向相反。在左边键槽处施加
