机械零件课程设计任务书

. . . 机械零件课程设计任务书设计题目带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器。运动简图工作条件 输送带连续工作,单向运转,载荷变化不大,空载启动,使用期限5年,两班工作,输送带速度允许误差+5%。原始数据已知条件题号 10输送带拉力F/kN1.5输送带速度v/1.7 滚筒直径D/mm350设计工作量设计说明书1份；减速器装配图1；减速器零件大齿轮图、大带轮图、输出轴图各1。一、选择电动机设计项目计算说明主要结果1、 选择电动机的类型按照工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。Y系列三相异步电动机2、选择电动机的容量1计算工作机所需功率2计算电动机输出功率3确定电动机转速滚筒转速确定总传动比的围工作机所需要的电动机输出功率为=所以有 =试中F=1.5kN, v=1.7m/s, 带试输送机效率取=0.95,带如上试得：=kW=2.68kW有电机至工作机之间的总效率包括工作机效率为试中分别为带传动 齿轮传动的轴承,齿轮传动 联轴器。由课程设计基础课程设计指导书表2-3查得：取=0.96,=0.98,=0.99 ,=0.99,则0.960.980.99=0.913所以：=kw=2.94kw电动机的额定功率：=1.01.3=2.943.82KW由机械设计基础课程设计指导书附表8.1取电动机额定功率为3KW。=601000/D =601.71000/ =92.81 r/min由课程设计基础课程设计指导书表2-2推荐的各种传动机构传动比围,取V带传动=24,单级圆柱齿轮传动比=35,则 =2435=2345=620n=92.81=556.861856.2 r/min由机械设计基础课程设计指导书附表8.1可知在该围电动机的转速有：750 r/min、1000 r/min、1500 r/min取电动机同步转速为1000 r/min,因此选择电动机型号为：Y132S6同步转速1000 r/min,满载转速为960 r/min,额定功率3KW。F=1.5kwv=1.7m/s=0.95=2.68kW0.913=2.94kw=3KW=92.81 r/minY132S6同步转速1000 r/min=960r/min二、总传动比计算与各级传动比分配设计项目计算及说明主要结果1传动装置的总传动比=10.34=10.342各级传动比分配因为：=为使V带传动的外廓尺寸不致过大,初选传动比为：=2.9=3.57=2.9=3.57三、各轴运动参数和动力参数的计算设计项目计算及说明主要结果10轴电机轴=2.94kW=960r/min=9550 =95502.94/960 =29.25Nm =2.94kW=960r/min=29.25Nm1轴高速轴= =2.940.96kW=2.82kW= =r/min=331.03r/min=9550=9550 Nm=81.36 Nm=2.82kW=331.03r/min=81.36Nm2轴低速轴= =2.820.990.98=2.74kW= =r/min=92.73 r/min=9550 =9550 Nm=282.18 Nm=2.74kW=92.73 r/min=282.18Nm3轴滚筒轴= =2.740.990.99=2.67 kW=92.73 r/min=2.67 kW=92.73 r/min=9550 =9550 Nm=279.10Nm=279.10Nm为了便于下一阶段计算传动零件和轴,将上述计算结果列表如下：参数轴 号0轴1轴2轴3轴功率P2.942.822.742.71转速n960331.0392.7392.73转矩T29.2581.36282.18279.10传动比2.93.571效率0.950.960.98四、V带传动设计设计带式运输机用V带传动,已知电动机输出功率P=2.94 KW,小带轮转速=960 r/min,大带轮转速=331.03 r/min,传动比=2.9,载荷变化不大,空载启动,两班工作。设计项目计算及说明主要结果1.确定工况系数和计算功率由机械设计基础表8.21取：=1.2=P=1.22.94KW =3.528KW=1.2 =3.528KW2.选择带的型号根据=3.528KW 、n=960r/min查机械设计基础图8.13可知选用A型普通V带A型普通V带3.确定带轮直径小带轮基准直径大带轮基准直径由机械设计基础表8.9取,=100mm=2.9100=290mm由机械设计基础表8.3取,=280mm,带传动的实际传动比是：=2.8=从动轮的转速误差为： =-3.45%在+5%以,为允许值=100mm=280mm=2.8=从动轮的转速误差为：-3.45%4.验算带速V= =m/s=5.024 m/s带速在525m/s围,合格的V=5.024 m/s合格设计项目计算及说明主要结果5.确定V带基准长度和中心距、初定中心距、初定V带基准长度、V带基准长度传动中心距由机械设计基础表8.14可得：+得100+280 =513查书由机械设计基础表8.4可得：查书由机械设计基础得实际中心距为： =中心距a的变动围： =594-0.0151800=567 =594+0.031800=648a=6.验算小带上的包角= =7.计算V带根数、单根V带的基本额定功率、额定功率增量、包角修正系数、带长由机械设计基础试8.18,得根据、n=960r/min设计项目计算及说明主要结果修正系数、V带根数由书机械设计基础表8.9,用插法得：=1.12kw由书机械设计基础表8.18得：由,i=2.8,查机械设计基础表8.19得1.1373 =0.119kw由书机械设计基础表8.4得,得带长度修正系数得=1.01由书机械设计基础表8.11得包角系数：=0.95得普通V带的根数：Z=根 =2.8根取整后得z=3根,小于10根,所以合格。1.1373=0.119kw=1.01=0.95z=3根8.计算初拉力V带单位长度质量初拉力由书机械设计基础表8.6查得A型普通V带的每米质量 q=0.1kg/m根据机械设计基础式8.19得单根V带的初拉力：=119.32N=119.32N9.作用在轴上的压力 =708.76N708.76N10.设计结果11.带轮的基本尺寸选用3根AGB1154489V带,中心距a=594mm,带轮直径=100mm,=280mm,轴上压力708.76N查机械设计基础表8.5可得：基准宽度：=11.0mm基准线上槽深：=2.75mm基准线下槽深：=8.7mm槽间距：e=mm槽边距：=9mm最小轮缘厚：=6mm圆角半径：=0.2 0.5带轮宽：B=z-1e+2f =15+210 =50mm外径：= =mm =285.5mm轮槽角：=轴孔：=32mm孔腹板厚度：S=18=11.0mm=2.75mm=8.7mme=15mm=9mm=6mm=0.2 0.5B=50mm=285.5mm=32mmS=18五、齿轮传动设计传递功率P1=2.82 KW,电动机驱动,小齿轮转速n1=331.03r/min,大齿轮转速n2=92.73r/min,传动比i齿= 3.57,单向运转,载荷变化不大,使用期限十年,两班工作。设计项目计算及说明主要结果1.选择齿轮材料、热处理方法、齿面硬度及精度等级按书机械设计基础表10.9选得：小齿轮 45钢 调质 齿面硬度 225HBS大齿轮 45钢 正火 齿面硬度 200HBS因为是普通减速器,由表10.21及表10.22选8级精度,要求齿面粗糙度小齿轮 45钢 调质 齿面硬度：225HBS大齿轮45钢 正火 齿面硬度：200HBS2.齿面接触疲劳计算1载荷系数2小齿轮传递转矩3齿数和齿宽系数4许用接触应力3.确定齿轮传动的主要参数及几何尺寸按书机械设计基础的设计公式为:查机械设计基础表10.11取K=1.1转矩有前面可得：=81.36 Nm小齿轮的齿数取为25,则大齿轮齿数为=89由于是单级齿轮传动为对称布置,而齿轮又为软齿面,由机械设计基础表10.20,取=1由机械设计基础图10.24,=560Mpa=530Mpa查机械设计基础表10.10得：=1.0=60nj=60331.032=8.26=2.31查机械设计基础图10.27得=1.01=1.07由式10.13可得：=Mpa=565.6Mpa= Mpa=567.1Mpa故 =76.43mm =54.18mm由机械设计基础表10.3取标准模数=2.5=2.525=62.5=2.589=222.5b=162.5=62.5取=65+5=7=70=142.5=81.36 Nm=1=8.26=2.31=1.01=1.07=565.6Mpa=567.1Mpa=2.5=62.5=222.5=6570142.5设计项目计算及说明主要结果4.校核齿根弯曲强度1齿形系数2应力修正系数3许用弯曲应力由机械设计基础式10.24查机械设计基础由表10.13得2.652.18查机械设计基础由表10.14得=1.59 =1.80查机械设计基础由图10.25得=210MPa =190MPa 查机械设计基础由表10.10得1.3查机械设计基础由图10.26得查机械设计基础由式10.14得=162Mpa=146Mpa故 =2.651.59 Mpa =74.26 Mpa =74.26=69.16 Mpa所以齿根弯曲强度校核合格。2.652.18=1.59=1.80=210MPa=190MPa1.3=162Mpa=146Mpa=74.26 Mpa=69.16 Mpa设计项目计算及说明主要结果5.验算齿轮的圆周速度v由v=得 v=m/s=1.08m/s由机械设计基础表10.22可知选8级精度是合适的。v=1.08m/s6.验算带的带速误差=r/min=92.99 r/min转速误差为：=100%=0.28%总误差：+=-3.45+0.28%=-3.17%输送带允许带速误差为5%,所以合格。=-3.17%7.齿轮的基本参数标准齿轮有：=1=0.25齿顶高为： =m=2.5mm齿全高为：h=2.25m=2.252.5=5.625mm齿根高为： =1.25m=1.252.5=3.125mm齿顶圆直径：=m =2.5mm =227.5mm齿根圆直径：=m =2.5mm =216.875mm孔腹厚为：c=0.3b=0.362.5=18.75mm倒角值为：n=0.5m=0.52.5=1.25mm外槽边沿直径为：m =222.5-102.5=197.5mm槽边沿直径为: =1.6=55mm=88mm腹板孔孔径为：=0.25- =0.25197.5-88mm =27.375mm=1=0.25=2.5mm=3.125mm=227.5mm=216.875mmc=18.75mmn=1.25mm=197.5mm=88mm=27.375mm六、轴的计算单级直齿圆柱齿轮减速器中的输出轴,已知传递功率P2=2.74 KW,从动齿轮转速n2=92.73r/min,齿数为89,模数为2.5mm,齿轮轮毂宽度为70mm,中心距为142.5mm。设计项目计算及说明主要结果1.选择轴的材料,确定许用应力由于要设计的轴是单级减速器的从动轴,属一般轴的设计问题,选用45钢并经正火处理。由机械设计基础表14.4得强度极限600Mpa,由机械设计基础表14.2许用弯曲应力45钢、正火600Mpa=60Mpa2.按扭转强度估计轴径根据机械设计基础表14.1,查得C=107118由d得 d=31.0734.26mm考虑到轴的最小直径处要安装联轴器,会有键槽存在,故将估计轴径加大5%,取值为：d=31.0734.26mm =32.6235.97mm由设计手册取标准直径为：=35mm=35mm3.设计轴的结构并绘制结构草图1确定轴上零件的位置和固定方式2确定各轴段的直径3确定各轴段长度 因为是一级减速器,故将齿轮置为中间,两轴承对称布置,轴的外伸端与联轴器或带轮相连。齿轮轴环和套筒实现轴向定位,靠平键和过盈配实现周向固定。轴通过两端轴承实现轴向固定。轴联器,大带轮靠轴肩,平键和过盈配合分别实现轴向和周向固定。根据轴外伸端直径=35mm,根据工艺和强度要求把轴求同制成阶梯形。为了使器能轴向定位,在轴的外伸端设计一轴肩,通过轴承透盖、右端轴承和套筒的轴段直径取=40mm,为了便于齿轮的装配,齿轮处的轴头直径为=45mm,轴环直径为=55mm其左端呈锥形,=47mm,轴肩的圆角半径均取1.6mm。选用6208轴承。 根据齿轮的宽度,取轴头长度为48mm,所选轴承宽度为65mm,取轴头长度为63mm,所选轴承宽度为20mm,设计挡油环厚3.5mm,套筒宽22mm,轴环长度取22。与联轴器相连的外伸端取长度为60mm,两支点间的距离为110。=40mm=45mm=55mm=47mm轴段3为48mm轴段5为20mm轴段4为22mm轴段1为60mm设计项目计算及说明主要结果4绘制结构草图轴段2的长度为：mmX=+mm=0.02+18 =mm=3.85mm8mm所以=8mm=mm=17.13mm取整偶数得=0.75=0.7518mm=13.5mm 取整偶数得=14mm写为M14查课程设计指导书表4.2得e=1.2=1.2 =1.2mm=8.6410.8mm所以=50+10+20+17=97mm 轴的结构草图下见图1。且轴的两端倒角为3mm。=8mm设计项目计算及说明主要结果4.按弯扭合成进行强度计算1给出轴的受力图作水平平面的弯矩图支反力作垂直面的弯矩图支反力作合成弯矩图作转矩图求当量弯矩轴的受力图如下所示因为282.18 Nm=2536.45N因为标准齿轮的=2564.22tan=933.30N=1282.11N水平处的弯矩为： =70516.05Nmm= Nmm=466.65Nmm铅锤面的完矩为：= Nmm=25665.75 Nmm由M=得=75041.62 NmmT=9.55=9.55 Nmm =83086.13 Nmm因减速器单向运转,故可认为转矩为脉动循环变化,修正系数为0.6。 = Nmm=186889.473 Nmm282.18Nm=2536.45N=933.30N=1282.11N=70516.05Nmm=466.65Nmm=25665.75 NmmM=75041.62 NmmT=83086.13 Nmm=186889.473Nmm设计项目计算及说明主要结果按弯扭合成进行强度计算由设计1图可以看出,截面11、22所受转矩相同,但弯矩,且轴上还有键槽,故截面11可能为危险面。但由于轴径,故也应对截面22进行校核。由=31.46mm因为轴上有键槽,所以要加大5%。d=31.46mm=33.033mm因为轴径在轴上是最小的,且 d,合格。所以设计的轴有足够的强度,并有一定的裕量。5.修改轴的结构因所设计轴的强度裕度不大,此轴不必再做修改。6.绘制轴的受力图见20页设计图7.齿轮轴的尺寸为七、联轴器的选择设计项目计算及说明主要结果1.选择类型选用弹性联轴器2.计算转矩查机械设计基础表16.1得：=1.4mm已知：=282.18 Nm =279.10Nm主动端2轴输出端：由=1.4282.18=395.052Nm从动轴3端：由=1.4279.10=390.74Nm=395.052Nm=390.74Nm3.选择型号及尺寸已知=35mm、=45mm。根据转矩、轴径、转速查课程设计基础课程设计指导书附表9.4得：选取型号HL3又因为齿轮轮毂宽度为70mm,所以有：GB501485标记为GB501485八、键的设计与校核设计项目计算及说明主要结果按设计要求只对输出轴做键的计算。有2处需进行键的设计,依次为：1.联轴器的键设计 为1键。2.大齿轮的键设计 为2键。类型、尺寸的选择以及强度的校核已知=35mm、=45mm由=得：由机械设计基础表14.6得=100120Mpa1键选择C型键由机械设计基础表14.5得 mm mm mm=-=50-10/2mm=45mm=80.06Mpa合格。2键选择A型键由由机械设计基础表14.5得 mm mm mm=116.29Mpa合格。键的标记为：1键C1050 GB/T10961979 2键A1040 GB/T10961979九、轴承的选择与校核设计项目计算及说明主要结果1.试选轴承型号根据轴颈=40mm,查课程设计指导书附表10.1,该型号轴承初定为深沟球轴承6208型。深沟球轴承6208型2.轴承的当量动载荷由机械设计基础表15.12,取载荷系数1.2有933.30N因为深沟球轴承没有部轴向力,所以P= P=1.2933.30N=1119.96NP=1119.96N3.计算所需要的径向额定动载载荷值查机械设计基础表15.15得40008000h查机械设计基础表15.14得=1,取得=3。由C得 =3150.263969.08N经过查得合格。十、减速箱体设计设计项目计算及说明主要结果轴中心距箱体壁厚箱盖壁厚箱盖凸缘厚度箱座凸缘厚度箱座底凸缘厚度地脚螺钉直径地脚螺钉数目轴承旁连接螺栓直径盖与座连接螺栓直径连接螺栓的间距轴承端盖的螺钉直径检查孔盖螺钉直径定位销直径、至外箱壁距离、至凸缘边缘距离轴承旁凸台半径142.5mm 取=8mm 取=8mm=1.58mm=12mm=1.58mm=12mm=2.58mm=20mm=0.036+12=17.13mm 取整偶数为=18mm因为142.5mm250mm 所以n=4=0.75=0.7518mm=13.5mm 取整偶数=14mm=0.50.6=910.8mm 取为10=150200mm0.40.5=7.29mm 取为8mm=0.30.4=5.47.2mm 取为6mmd= =78mm 取为8mm查课程设计指导书表4.2得=20mm=18mm=18mm142.5mm=8mm=8mm=12mmb=12mm=20mm=18mmn=4=14mm=10=150200mm8mm=6mmd=8mm=20mm=18mm18mm设计项目计算及说明主要结果凸台高度外箱壁至轴承座端面的距离齿轮顶圆与箱壁间的距离齿轮端面与箱壁间的距离箱盖、箱座肋厚轴承端盖外径轴承旁连接螺栓距离h=30mm=+510mm =4348mm 取=45mm=1.28mm =9.6mm 取=20mm=8mm 取=17.5mm=6.8mm=6.8mm=D+55.5=120mmS=120mmh=30mm=45mm=20mm=17.5mm=6.8mm=6.8mm=120mmS=120mm十一、减速器的润滑、密封、和润滑油牌号的选择设计项目计算及说明主要结果1. 齿轮的润滑(1) 选择润滑方式确定油深v=1.08m/s因为齿轮的速度v12m/s都采用油浴润滑。由齿轮润滑要求可知,齿轮浸油深度h=10mm,油总深度=40mmv=1.08m/s油浴润滑=40mm2.轴承润滑=mm 所以采用润滑脂润滑。采用润滑脂润滑3.密封轴承与齿轮之间设挡油环轴承端盖采用垫圈密封箱体上开油沟十二、参考资料书名日期作者1.机械设计基础2.机械设计课程指导书3.机械设计课程设计图册4.机械零件设计手册5.机械制图高等教育高等教育国防工业机械工业20XX4月20XX9月1993年8月20XX5月德立德立 安黎明金大鹰- 28 - / 27