机械设计专业课程设计任务计划书.doc

目 录设计任务书1传动方案确实定及说明4电动机选择4计算传动装置运动和动力参数5传动件设计计算5轴设计计算8滚动轴承选择及计算14键联接选择及校核计算16连轴器选择16减速器附件选择17润滑和密封18设计小结18参考资料目录18机械设计课程设计任务书题目：设计一用于带式运输机传动装置中同轴式二级圆柱齿轮减速器一 总体部署简图 1电动机；2联轴器；3齿轮减速器；4带式运输机；5鼓轮；6联轴器二 工作情况：载荷平稳、单向旋转三 原始数据鼓轮扭矩T（Nm）：850鼓轮直径D（mm）：350运输带速度V（m/s）：0.7带速许可偏差（）：5使用年限（年）：5工作制度（班/日）：2四 设计内容1. 电动机选择和运动参数计算；2. 斜齿轮传动设计计算3. 轴设计4. 滚动轴承选择5. 键和连轴器选择和校核；6. 装配图、零件图绘制7. 设计计算说明书编写五 设计任务1 减速器总装配图一张2 齿轮、轴零件图各一张3 设计说明书一份六 设计进度1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算2、 第二阶段：轴和轴系零件设计3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键校核及草图绘制4、 第四阶段：装配图、零件图绘制及计算说明书编写传动方案确实定及说明由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。本传动机构特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度能够大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。电动机选择1 电动机类型和结构选择因为本传动工作情况是：载荷平稳、单向旋转。所以选择常见封闭式Y（IP44）系列电动机。2 电动机容量选择1） 工作机所需功率Pw Pw3.4kW2） 电动机输出功率PdPw/0.904Pd3.76kW3 电动机转速选择nd（i1i2in）nw初选为同时转速为1000r/min电动机4电动机型号确实定由表201查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基础符合题目所需要求。 计算传动装置运动和动力参数传动装置总传动比及其分配1 计算总传动比由电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有总传动比为：inm/nwnw38.4i25.142 合理分配各级传动比因为减速箱是同轴式部署，所以i1i2。因为i25.14，取i25，i1=i2=5速度偏差为0.5%5%，所以可行。各轴转速、输入功率、输入转矩项 目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III鼓 轮转速（r/min）96096019238.438.4功率（kW）43.963.843.723.57转矩（Nm）39.839.4191925.2888.4传动比11551效率10.990.970.970.97传动件设计计算1 选精度等级、材料及齿数1） 材料及热处理；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240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2） 精度等级选择7级精度；3） 试选小齿轮齿数z120，大齿轮齿数z2100；4） 选择螺旋角。初选螺旋角142 按齿面接触强度设计因为低速级载荷大于高速级载荷，所以经过低速级数据进行计算按式（1021）试算，即 dt1） 确定公式内各计算数值（1） 试选Kt1.6（2） 由图1030选择区域系数ZH2.433（3） 由表107选择尺宽系数d1（4） 由图1026查得10.75，20.87，则121.62（5） 由表106查得材料弹性影响系数ZE189.8Mpa（6） 由图1021d按齿面硬度查得小齿轮接触疲惫强度极限Hlim1600MPa；大齿轮解除疲惫强度极限Hlim2550MPa；（7） 由式1013计算应力循环次数N160n1jLh601921（283005）3.3210e8 N2N1/56.64107（8） 由图1019查得接触疲惫寿命系数KHN10.95；KHN20.98（9） 计算接触疲惫许用应力 取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得 H10.95600MPa570MPa H20.98550MPa539MPa HH1H2/2554.5MPa2） 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径d1td1t=67.85（2） 计算圆周速度v=0.68m/s（3） 计算齿宽b及模数mntb=dd1t=167.85mm=67.85mmmnt=3.39h=2.25mnt=2.253.39mm=7.63mmb/h=67.85/7.63=8.89（4） 计算纵向重合度=0.3181tan14=1.59（5） 计算载荷系数K 已知载荷平稳，所以取KA=1依据v=0.68m/s,7级精度，由图108查得动载系数KV=1.11；由表104查KH计算公式和直齿轮相同，故 KH=1.12+0.18(1+0.61)11+0.231067.85=1.42由表1013查得KF=1.36由表103查得KH=KH=1.4。故载荷系数 K=KAKVKHKH=11.031.41.42=2.05（6） 按实际载荷系数校正所得分度圆直径，由式（1010a）得 d1=mm=73.6mm（7） 计算模数mn mn =mm=3.743 按齿根弯曲强度设计由式(1017) mn1） 确定计算参数（1） 计算载荷系数K=KAKVKFKF=11.031.41.36=1.96（2） 依据纵向重合度=0.318dz1tan=1.59，从图1028查得螺旋角影响系数 Y0。88（3） 计算当量齿数z1=z1/cos=20/cos14=21.89 z2=z2/cos=100/cos14=109.47（4） 查取齿型系数由表105查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172（5） 查取应力校正系数由表105查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798（6） 计算FF1=500MpaF2=380MPaKFN1=0.95KFN2=0.98F1=339.29MpaF2=266MPa（7） 计算大、小齿轮并加以比较=0.0126=0.01468 大齿轮数值大。2） 设计计算mn=2.4mn=2.54 几何尺寸计算1） 计算中心距z1=32.9，取z1=33z2=165a=255.07mma圆整后取255mm2） 按圆整后中心距修正螺旋角=arcos=135550”3） 计算大、小齿轮分度圆直径d1=85.00mmd2=425mm4） 计算齿轮宽度 b=dd1b=85mmB1=90mm，B2=85mm5） 结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选择腹板式为宜。其它相关尺寸参看大齿轮零件图。轴设计计算确定输入轴齿轮为右旋II轴：1 初步确定轴最小直径d=34.2mm2 求作用在齿轮上受力Ft1=899NFr1=Ft=337NFa1=Fttan=223N；Ft2=4494NFr2=1685NFa2=1115N3 轴结构设计1） 确定轴上零件装配方案 i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。2） 依据轴向定位要求确定轴各段直径和长度1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体间隙12mm，轴承和箱体间隙4mm，所以长度为16mm。3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮宽度，为83mm。6. VI-VIII长度为44mm。4 求轴上载荷 66 207.5 63.5Fr1=1418.5NFr2=603.5N查得轴承30307Y值为1.6Fd1=443NFd2=189N因为两个齿轮旋向全部是左旋。故：Fa1=638N Fa2=189N5 正确校核轴疲惫强度1） 判定危险截面 因为截面IV处受载荷较大，直径较小，所以判定为危险截面2） 截面IV右侧 截面上转切应力为因为轴选择40cr，调质处理，所以，。（2P355表15-1）a) 综合系数计算由，经直线插入，知道因轴肩而形成理论应力集中为，（2P38附表3-2经直线插入）轴材料敏感系数为，（2P37附图3-1）故有效应力集中系数为查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为，（2P37附图3-2）（2P39附图3-3）轴采取磨削加工，表面质量系数为，（2P40附图3-4）轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为b) 碳钢系数确实定碳钢特征系数取为，c) 安全系数计算轴疲惫安全系数为故轴选择安全。I轴：1 作用在齿轮上力FH1=FH2=337/2=168.5Fv1=Fv2=889/2=444.52 初步确定轴最小直径3 轴结构设计1） 确定轴上零件装配方案2）依据轴向定位要求确定轴各段直径和长度d) 因为联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸限制，选为25mm。e) 考虑到联轴器轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm圆角，则轴承选择30207型，即该段直径定为35mm。g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm圆角，经标准化，定为40mm。h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。2） 各段长度确实定各段长度确实定从左到右分述以下：a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。b) 该段为轴环，宽度大于7mm，定为11mm。c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。d) 该段综合考虑齿轮和箱体内壁距离取13.5mm、轴承和箱体内壁距离取4mm（采取油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。f) 该段由联轴器孔长决定为42mm4 按弯扭合成应力校核轴强度W=62748N.mmT=39400N.mm45钢强度极限为，又因为轴受载荷为脉动，所以。III轴1 作用在齿轮上力FH1=FH2=4494/2=2247NFv1=Fv2=1685/2=842.5N2 初步确定轴最小直径3 轴结构设计1） 轴上零件装配方案2） 据轴向定位要求确定轴各段直径和长度I-IIII-IVIV-VV-VIVI-VIIVII-VIII直径607075877970长度105113.758399.533.255 求轴上载荷Mm=316767N.mmT=925200N.mm6. 弯扭校合滚动轴承选择及计算I轴：1 求两轴承受到径向载荷5、 轴承30206校核1） 径向力2） 派生力，3） 轴向力因为，所以轴向力为，4） 当量载荷因为，所以，。因为为通常载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为5） 轴承寿命校核II轴：6、 轴承30307校核1） 径向力2） 派生力，3） 轴向力因为，所以轴向力为，4） 当量载荷因为，所以，。因为为通常载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为5） 轴承寿命校核III轴：7、 轴承32214校核1） 径向力2） 派生力，3） 轴向力因为，所以轴向力为，4） 当量载荷因为，所以，。因为为通常载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为5） 轴承寿命校核键连接选择及校核计算代号直径（mm）工作长度（mm）工作高度（mm）转矩（Nm）极限应力（MPa）高速轴8760（单头）25353.539.826.012880（单头）4068439.87.32中间轴12870（单头）4058419141.2低速轴201280（单头）75606925.268.51811110（单头）601075.5925.252.4因为键采取静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全。连轴器选择因为弹性联轴器很多优点，所以考虑选择它。二、 高速轴用联轴器设计计算因为装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，计算转矩为所以考虑选择弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但因为联轴器一端和电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选择TL5（GB4323-84）其关键参数以下：材料HT200公称转矩轴孔直径，轴孔长，装配尺寸半联轴器厚（1P163表17-3）（GB4323-84）三、 第二个联轴器设计计算因为装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为，计算转矩为所以选择弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）其关键参数以下：材料HT200公称转矩轴孔直径 轴孔长， 装配尺寸半联轴器厚（1P163表17-3）（GB4323-84）减速器附件选择通气器因为在室内使用，选通气器（一次过滤），采取M181.5油面指示器选择游标尺M16起吊装置采取箱盖吊耳、箱座吊耳放油螺塞选择外六角油塞及垫片M161.5润滑和密封一、 齿轮润滑采取浸油润滑，因为低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。二、 滚动轴承润滑因为轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。三、 润滑油选择齿轮和轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选择L-AN15润滑油。四、 密封方法选择选择凸缘式端盖易于调整，采取闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。轴承盖结构尺寸按用其定位轴承外径决定。设计小结因为时间紧迫，所以这次设计存在很多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮计算不够正确等等缺点，我相信，经过这次实践，能使我在以后设计中避免很多无须要工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定正确设备。参考资料目录1机械设计课程设计，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信远主编，1995年12月第一版；2机械设计（第七版），高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，7月第七版；3简明机械设计手册，同济大学出版社，洪钟德主编，5月第一版；4减速器选择手册，化学工业出版社，周明衡主编，6月第一版；5工程机械结构图册，机械工业出版社，刘希平主编6机械制图（第四版），高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编，8月第四版；7交换性和技术测量（第四版），中国计量出版社，廖念钊，古莹庵，莫雨松，李硕根，杨兴骏编，1月第四版。