郑州大学现代远程教育《机械设计基础》课程考核要求Word格式.docx

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鼓轮的直径D:

mm,350

运输带速度Vm/s,0.7

带速允许偏差,5

使用年限年,5

工作制度班/日,2

四:

设计内容

1.电动机的选择与运动参数计算

2.斜齿轮传动设计计算

3.轴的设计

4.滚动轴承的选择

5.键和连轴器的选择与校核

6.装配图、零件图的绘制

7.设计计算说明书的编写

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:

轴与轴系零件的设计

3、第三阶段:

轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制

4、第四阶段:

装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写

传动方案的拟定及说明

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。

本传动机构的特点是:

减速器横向尺寸较小􀈿

两大吃论浸油深度

可以大致相同。

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。

电动机的选择

电动机类型和结构的选择

因为本传动的工作状况是:

载荷平稳、单向旋转。

所以选用常用

的封闭式Y:

IP44,系列的电动机。

电动机容量的选择

1,工作机所需功率Pw

Pw:

3.4kW

2,电动机的输出功率

Pd:

Pw/η

η:

0.904

3.76kW

电动机转速的选择

Nd:

i1’&

i2’„in’,nw

初选为同步转速为1000r/min的电动机

4:

电动机型号的确定

由表20:

1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW:

满

载转速960r/min。

基本符合题目所需的要求

计算传动装置的运动和动力参数

传动装置的总传动比及其分配:

3,计算齿宽b及模数mnt

b=φdd1t=1×

67.85mm=67.85mm

mnt===3.39

h=2.25mnt=2.25×

3.39mm=7.63mm

b/h=67.85/7.63=8.89

4,计算纵向重合度εβ

εβ==0.318×

1×

tan14=1.59

5,计算载荷系数K

已知载荷平稳:

所以取KA=1

根据v=0.68m/s,7级精度:

由图10—8查得动载系数KV=1.11

由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同

故KHβ=1.12+0.18（1+0.6×

1）1×

1+0.23×

1067.85=1.42

由表10—13查得KFβ=1.36

由表10—3查得KHα=KHα=1.4。

故载荷系数

K=KAKVKHαKHβ=1×

1.03×

1.4×

1.42=2.05

6,按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径􀈿

由式􀈽

10—10a,

得

d1==mm=73.6mm

7,计算模数mn

mn=mm=3.74

按齿根弯曲强度设计

由式（10—17mn≥

1,确定计算参数

1,计算载荷系数

K=KAKVKFαKFβ=1×

1.36=1.96

2,根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59:

从图10-28

查得螺旋角影响系数Yβ0。

88

3,计算当量齿数

z1=z1/cosβ=20/cos14=21.89

z2=z2/cosβ=100/cos14=109.47

4,查取齿型系数

由表10-5查得YFa1=2.724􀉃

Yfa2=2.172

5,查取应力校正系数

由表10-5查得Ysa1=1.569􀉃

Ysa2=1.798

6,计算[σF]

σF1=500Mpa

σF2=380MPa

KFN1=0.95

KFN2=0.98

[σF1]=339.29Mpa

[σF2]=266MPa

7,计算大、小齿轮的并加以比较

==0.0126

==0.01468

大齿轮的数值大。

2,设计计算

mn≥=2.4

mn=2.5

几何尺寸计算

1,计算中心距

z1=32.9;

取z1=33

z2=165

a=255.07mm

a圆整后取255mm

2,按圆整后的中心距修正螺旋角

β=arcos=1355’50”

3,计算大、小齿轮的分度圆直径

d1=85.00mm

d2=425mm

4,计算齿轮宽度

b=φdd1

b=85mm

B1=90mm,B2=85mm

5,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,故以选用腹板式为宜。

其他有关尺寸参看大齿轮零件图。

轴的设计计算

拟定输入轴齿轮为右旋

II轴

初步确定轴的最小直径

d≥,=34.2mm

求作用在齿轮上的受力

Ft1==899N

Fr1=Ft=337N

Fa1=Fttanβ=223N

Ft2=4494N

Fr2=1685N

Fa2=1115N

轴的结构设计

1,拟定轴上零件的装配方案

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,根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

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的间隙12mm,轴承和箱体的间

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,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。

6.VI-VIII长度为44mm。

求轴上的载荷

66207.563.5

Fr1=1418.5N

Fr2=603.5N

查得轴承30307的Y值为1.6

Fd1=443N

Fd2=189N

因为两个齿轮旋向都是左旋。

故:

Fa1=638N

Fa2=189N

5:

精确校核轴的疲劳强度

1,判断危险截面

由于截面IV处受的载荷较大,直径较小,所以判断为危险截面

2,截面IV右侧的截面上的转切应力为

由于轴选用40cr,调质处理,所以,[2]P355表15-1,

a）综合系数的计算

由经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为

[2]P38附表3-2经直线插入,

轴的材料敏感系数为:

[2]P37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:

[2]P37附图3-2,[2]P39附图3-3,

轴采用磨削加工,表面质量系数为:

[2]P40附图3-4,

轴表面未经强化处理,即:

则综合系数值为

b）碳钢系数的确定

碳钢的特性系数取为

c）安全系数的计算

轴的疲劳安全系数为

故轴的选用安全。

I轴

作用在齿轮上的力

FH1=FH2=337/2=168.5

Fv1=Fv2=889/2=444.5

1,确定轴上零件的装配方案

2,根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

d）由于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的限制:

选为25mm。

e）考虑到联轴器的轴向定位可靠􀈿

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的圆角,则轴承选

用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的圆角,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,各段长度的确定

各段长度的确定从左到右分述如下:

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,宽度不小于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）该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体

内壁距离取4mm,采用油润滑,,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42mm

按弯扭合成应力校核轴的强度

W=62748N.mm

T=39400N.mm

45钢的强度极限为:

又由于轴受的载荷为脉动的;

所以。

III轴

FH1=FH2=4494/2=2247N

Fv1=Fv2=1685/2=842.5N

1,轴上零件的装配方案

2,据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

I-IIII-IVIV-VV-VIVI-VIIVII-VIII

直径607075877970

长度105113.758399.533.25

Mm=316767N.mm

T=925200N.mm

6.弯扭校合

滚动轴承的选择及计算

求两轴承受到的径向载荷

5、轴承30206的校核

1,径向力

2,派生力

3,轴向力

由于:

所以轴向力为:

4,当量载荷

由于

所以。

由于为一般载荷:

所以载荷系数为􀈿

故当量载荷为

5,轴承寿命的校核

II轴

6、轴承30307的校核

由于

所以轴向力为

所以

由于为一般载荷,所以载荷系数为,故当量载荷为

III轴,

7、轴承32214的校核

由于,

所以轴向力为,

所以。

由于为一般载荷,所以载荷系数为,故当量载荷为

键连接的选择及校核计算

代号直径

mm,工作长度

mm,工作高度

mm,转矩

m,极限应力

MPa,

高速轴8×

7×

60单头,25353.539.826.0

12×

8×

80单头,4068439.87.32

中间轴12×

70单头,4058419141.2

低速轴20×

80单头,75606925.268.5

18×

11×

110单头,601075.5925.252.4

由于键采用静联接,冲击轻微,所以许用挤压应力为,所以上

述键皆安全。

连轴器的选择

由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。

二、高速轴用联轴器的设计计算

由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为,

计算转矩为

所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4,GB4323-84,,但由于联轴器

一端与电动机相连,其孔径受电动机外伸轴径限制,所以选用TL5

GB4323-84,

其主要参数如下:

材料HT200

公称转矩

轴孔直径

轴孔长

装配尺寸

半联轴器厚

[1]P163表17-3,GB4323-84三、第二个联轴器的设计计算

由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为,

所以选用弹性柱销联轴器TL10,GB4323-84,

其主要参数如下,

轴孔直径

轴孔长

[1]P163表17-3,GB4323-84

减速器附件的选择

通气器

由于在室内使用,选通气器,一次过滤,采用M18×

1.5

油面指示器

选用游标尺M16

起吊装置

采用箱盖吊耳、箱座吊耳

放油螺塞

选用外六角油塞及垫片M16×

润滑与密封

一、齿轮的润滑

采用浸油润滑,由于低速级周向速度为,所以浸油高度约为六分

之一大齿轮半径,取为35mm。

二、滚动轴承的润滑

由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。

三、润滑油的选择

齿轮与轴承用同种润滑油较为便利,考虑到该装置用于小型设

备,选用L-AN15润滑油。

四、密封方法的选取

选用凸缘式端盖易于调整,采用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的直径确定为F,B25-42-7-ACMF,

B70-90-10-ACM。

轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

设计小结

由于时间紧迫,所以这次的设计存在许多缺点,比如说箱体结构

庞大,重量也很大。

齿轮的计算不够精确等等缺陷,我相信通过这

次的实践,能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作,有能力设

计出结构更紧凑,传动更稳定精确的设备__