机械设计课程设计任务书.docx

资源描述

机械设计课程设计任务书.docx

《机械设计课程设计任务书.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《机械设计课程设计任务书.docx（21页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。

机械设计课程设计任务书.docx

机械设计课程设计任务书

机械电子工程系机械制造及其自动化专业2010年级

学生姓名:

张墉

题目：

设计“单级斜齿圆柱齿轮减速器（用于皮带运输机）”

设计任务：

（1）选出电机型号；

（2）确定带传动的主要参数及尺寸；

（3）设计该减速器；

（4）选出连接减速器输出轴与运输机的联轴器；

（5）画出减速器装配图一张（3号图）；

（6）画出零件工作图二张（4号图）（大齿轮、输出轴）；

（7）编写说明书一份。

指导教师：

何萍

班级：

10机械三班

学生：

张墉

课程设计成绩评定表

评分指标

满分值

评分

合计

总评成绩

平时表现（权重30%）

遵守纪律情况

学习态度和努力程度

独立工作能力

工作作风严谨性

文献检索和利用能力

与指导教师探讨能力

设计的数量和质量（权重50%）

方案选择合理性

方案比较和论证能力

设计思想和设计步骤

设计计算及分析讨论

设计说明书页数

设计说明书内容完备性

设计说明书结构合理性

设计说明书书写工整程度

设计说明书文字内容条理性

图样数量

图样表达正确程度

图样标准化程度

图面质量

设计是否有应用价值

设计是否有创新

答辩（权重20%）

表达能力

报告内容

回答问题情况

报告时间

机械制造技术

课程设计说明书

设计题目:

设计“单级斜齿圆柱齿轮减速器（用于皮带运输机）”

设计者张墉

学号10352114

指导教师何萍

机械电子工程系

2012年6月6日

摘要

初步学会综合运用所学过的全部课程，并且独立完成了一项工程基本训练。

运用机械制造设计学的基本理论和夹具设计原理的知识，正确地解决减速器的设计，及数据计算等问题的方法。

对减速器的设计，学会了机械设计的一般方法，提高了机械设计的能力，是自己的综合技能得到了提升。

前言

《机械设计课程设计》是我们学习完大学阶段的机械类基础和技术基础课以及专业课程之后的一个综合课程，它是将设计和制造知识有机的结合，并融合现阶段机械制造业的实际生产情况和较先进成熟的制造技术的应用，而进行的一次理论联系实际的训练，通过本课程的训练，将有助于我们对所学知识的理解，并为后续的课程学习以及今后的工作打下一定的基础。

对于我本人来说，希望能通过本次课程设计的学习，学会将所学理论知识和工艺课程实习所得的实践知识结合起来，并应用于解决实际问题之中，从而锻炼自己分析问题和解决问题的能力；同时，又希望能超越目前工厂的实际生产工艺，而将有利于加工质量和劳动生产率提高的新技术和新工艺应用到机器零件的制造中，为改善我国的机器制造业相对落后的局面探索可能的途径。

由于所学知识和实践的时间以及深度有限，本设计中会有许多不足，希望各位老师能给予指正。

第1章传动方案的1

1.1数据..........................................................1

1.2电动机的选择…………………………………………………………………1

1.3总传动比及分配到各级的传动比……………………………………………2

1.4参数机动力参数计算………………………………………………………….3

第2章零件设计计算3

2.1传动的设计计算3

2.2齿轮传动的设计与计算...........................................5

第3章轴的计算6

3.1输入轴的设计计算……………………………………………………………6

3.2轴结构的设计…………………………………………………………………7

3.3轴的设计计算…………………………………………………………………8

3.4轴结构的设计………………………………………………………………9

第4章滚动轴承的选择及校核与计算……………………………………………10

4.1据条件，轴承预计寿命………………………………………………………10

4.2轴承………………………………………………………………………10

4.3计算输出轴承……………………………………………………………11

第5章键联接的选择及校核计算………………………………………………11

5.1轴直径的确定………………………………………………………………12

5.2输入轴与齿轮联接采用平键联接…………………………………………13

5.3输出轴与齿轮联接用平键联接…………………………………………14

设计小结15

参考文献...........................................................16

第1章传动方案的拟定

1.1数据

运输带工作拉力F=____2612_____N

运输带工作速度V=___0.96______m/s

卷筒直径D=______230_____mm

（1）作条件：

锅炉房运煤，二班制，每班工作4小时；空载启动，连续，单向运转，载荷平稳。

（2）用期限：

工作期限为十年，每天工作三百天

1.2电机的选择

（1）电机型的选择：

Y系列三相异步电动机

（2）电机功率选择：

传动装置的总功率：

η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒

=0.96×0.992×0.97×0.99×0.96

=0.83

2所的工作功率：

P工作=FV/1000η总

=2612×0.96/1000×0.83

=3.02KW

图1带式运输机传动方案

（3）定电动机转速：

计算滚筒工作转速：

n筒=60×1000V/πD

=60×1000×2.0/π×23

=79.8r/min

按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~6。

取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~24。

故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×

n筒=（6~24）×76.43=479~1588r/min

符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。

根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：

综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，则选n=1000r/min 。

（4）动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132M1--6。

其主要性能：

额定功率：

4KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。

1.3总传动比及分配各级的传动比

（1）比：

i总=n电动/n筒=960/79.8=12.03

（2）配各级伟动比

1.导书P7表1，取齿轮i齿轮=6（单级减速器i=3~6合理）

2.总=i齿轮×I带

∴i带=i总/i齿轮=12.03/6=2.005

1.4参数及动力参数计算

（1）转速（r/min）

nI=n电机=960r/min

=nI/i带=960/2.005=478.8（r/min）

/i齿轮=478.8/6=79.8（r/min）

（2）轴的功率（KW）

=P工作=3.04KW

×η带=3.02×0.96=2.899KW

×η轴承×η齿轮=2.899×0.98×0.96

=2.728KW

（3）轴扭矩（N·mm）

=9.55×106P

=9.55×106×3.02/960

=30042.7N·mm

=9.55×106P

=9.55×106×2.899/478.8

=57822.6N·mm

=9.55×106P

=9.55×106×2.728/79.8

=326421.2N·mm

第二章零件的设计计算

2.1传动的设计计算

（1）选择普通V带截型

由课本P83表5-9得：

kA=1.2

PC=KAP=1.2×3=3.6KW

由课本P82图5-10得：

选用A型V带

（2）确定带轮基准直径，并验算带速

由课本图5-10得，推荐的小带轮基准直径为75~100mm

则取dd1=100mm>dmin=75

dd2=n1/n2·dd1=960/478.8×100=200.5mm

由课本P74表5-4，取dd2=200mm

实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×100/200=480r/min

转速误差为：

n2-n2’/n2=478.8-480/458.2=-0.044<0.05（允许）

带速V：

V=πdd1n1/60×1000=π×100×960/60×1000=5.03m/s

在5~25m/s范围内，带速合适。

（3）确定带长和中心矩

根据课本P84式（5-14）得

0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）

0.7（100+200）≤a0≤2×（100+200）

所以有：

210mm≤a0≤600mm

由课本P84式（5-15）得：

L0=2a0+1.57（dd1+dd2）+（dd2-dd1）/4a0

=2×500+1.57（100+200）+（200-100）2/4×500

=1476mm

根据课本P71表（5-2）取Ld=1400mm

根据课本P84式（5-16）得：

a≈a0+Ld-L0/2=500+1400-1476/2

=500-38

=462mm

（4）验算小带轮包角

α1=1800-dd2-dd1/a×57.30

=1800-200-100/462×57.30

=1800-12.40

=167.60>1200（适用）

（5）确定带的根数

根据课本P78表（5-5）P1=0.95KW

根据课本P79表（5-6）△P1=0.11KW

根据课本P81表（5-7）Kα=0.96

根据课本P81表（5-8）KL=0.96

由课本P83式（5-12）得

Z=PC/P’=PC/（P1+△P1）KαKL

=3.9/（0.95+0.11）×0.96×0.96

=3.99

（6）计算轴上压力

由课本P70表5-1查得q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力：

F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2

=[500×3.9/5×5.03×（2.5/0.96-1）+0.1×5.032]N

=126.6N

则作用在轴承的压力FQ，由课本P87式（5-19）

FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×126.60sin167.6/2

=1006.9N

（7）确定带轮直径:

dd1=112mm.dd2=ixdd1=335mm

（8）校核带轮转速：

v=πdd1nm\6000=5.63m\s

所以v符合要求

2.2齿轮传动的设计与计算

（1）选择齿轮材料及精度等级

考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。

小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。

大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本P139表6-12选7级精度。

齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm

（2）按齿面接触疲劳强度设计

由d1≥76.43（kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3

由式（6-15）确定有关参数如下：

传动比i齿=6

取小齿轮齿数Z1=20。

则大齿轮齿数：

Z2=iZ1=6×20=120

实际传动比I0=120/2=60

传动比误差：

i-i0/I=6-6/6=0%<2.5%可用

齿数比：

u=i0=6

由课本P138表6-10取φd=0.9

（3）转矩T1

T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.4/478.8

=478697N·mm

（4）载荷系数k

由课本P128表6-7取k=1

（5）许用接触应力[σH]

[σH]=σHlimZNT/SH由课本P134图6-33查得：

σHlimZ1=570MpaσHlimZ2=350Mpa

由课本P133式6-52计算应力循环次数NL

NL1=60n1rth=60×478.8×1×（8×300×10）

=6.89×108

NL2=NL1/i=6.89×108/6=1.14×107

由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数：

ZNT1=0.92ZNT2=0.98

通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0

[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=570×0.92/1.0Mpa

=524.4Mpa

[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa

=343Mpa

故得：

d1≥79.8（kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3

=79.8[1×478697×（6+1）/0.9×6×3432]1/3mm

=49.12mm

模数：

m=d1/Z1=49.12/20=2.46mm

根据课本P107表6-1取标准模数：

m=2.5mm

（6）校核齿根弯曲疲劳强度

根据课本P132（6-48）式

σF=（2kT1/bm2Z1）YFaYSa≤[σH]

确定有关参数和系数

分度圆直径：

d1=mZ1=2.5×20mm=50mm

d2=mZ2=2.5×120mm=300mm

齿宽：

b=φdd1=0.9×50mm=45mm

取b=45mmb1=50mm

（7）齿形系数YFa和应力修正系数YSa

根据齿数Z1=20,Z2=120由表6-9相得

YFa1=2.80YSa1=1.55

YFa2=2.14YSa2=1.83

（8）许用弯曲应力[σF]

根据课本P136（6-53）式：

[σF]=σFlimYSTYNT/SF

由课本图6-35C查得：

σFlim1=290MpaσFlim2=210Mpa

由图6-36查得：

YNT1=0.88YNT2=0.9

试验齿轮的应力修正系数YST=2

按一般可靠度选取安全系数SF=1.25

计算两轮的许用弯曲应力

[σF]1=σFlim1YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa

=408.32Mpa

[σF]2=σFlim2YSTYNT2/SF=210×2×0.9/1.25Mpa

=302.4Mpa

将求得的各参数代入式（6-49）

σF1=（2kT1/bm2Z1）YFa1YSa1

=（2×1×478697/45×2.52×20）×2.80×1.55Mpa

=65.3Mpa<[σF]1

σF2=（2kT1/bm2Z2）YFa1YSa1

=（2×1×478697/45×2.52×120）×2.14×1.83Mpa

=10.5Mpa<[σF]2

故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够

（9）计算齿轮传动的中心矩a

a=m/2（Z1+Z2）=2.5/2（20+120）=175mm

（10）计算齿轮的圆周速度V

V=πd1n1/60×1000=3.14×50×478.8/60×1000

=1.25m/s

表一齿轮结构参数

小齿轮

大齿轮

齿数Z

120

模数m

2.5

分度圆直径d

300

第三章轴的计算

3.1输入轴的设计计算

（1）扭矩初算轴径

选用45#调质，硬度217~255HBS

根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=115

d≥115（2.304/478.8）1/3mm=20.13mm

考虑有键槽，将直径增大5%，则

d=20.13×（1+5%）mm=21.76

∴选d=22mm

3.2轴结构的设计

（1）轴上零件的定位，固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定

（2）确定轴各段直径和长度

工段：

d1=22mm长度取L1=50mm

∵h=2cc=1.5mm

段:

d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm

∴d2=28mm

初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。

取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故

段长：

L2=（2+20+16+55）=93mm

段直径d3=35mm；L3=L1-L=50-2=48mm

Ⅳ段直径d4=45mm

由手册得：

c=1.5h=2c=2×1.5=3mm

d4=d3+2h=35+2×3=41mm

长度与右面的套筒相同，即L4=20mm

但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：

（30+3×2）=36mm

因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mm

Ⅴ段直径d5=30mm.长度L5=19mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm

（3）按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径：

已知d1=50mm

②求转矩：

已知T2=47869.7N·mm

③求圆周力：

根据课本P127（6-34）式得

Ft=2T2/d2=47869.7/50=957.394N

④求径向力Fr

根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft·tanα=1000.436×tan200=263N

⑤因为该轴两轴承对称，所以：

LA=LB=50mm

（4）绘制轴受力简图（如图a）

（5）绘制垂直面弯矩图（如图b）

轴承支反力：

FAY=FBY=Fr/2=131.5N

FAZ=FBZ=Ft/2=478.6N

由两边对称，知截面C的弯矩也对称。

截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAyL/2=131.5×50=6.6N·m

图2

（6）绘制水平面弯矩图（如图c）

截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZL/2=478.6×50=23.9N·m

（4）绘制合弯矩图（如图d）

MC=（MC12+MC22）1/2=（9.12+252）1/2=26.6N·m

（5）绘制扭矩图（如图e）

转矩：

T=9.55×（P2/n2）×106=58N·m

（6）绘制当量弯矩图（如图f）

转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩：

Mec=[MC2+（αT）2]1/2

=[26.62+（1×58）2]1/2=50.45N·m

（7）校核危险截面C的强度

由式（6-3）

σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413

=14.5MPa<[σ-1]b=60MPa

∴该轴强度足够。

3.3轴的设计计算

（1）初算轴径

选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）

根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=115

d≥c（P3/n3）1/3=115（2.168/76.4）1/3=35.08mm

取d=35mm

3.4轴结构的设计

（1）轴的零件定位，固定和装配

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。

（2）确定轴的各段直径和长度

初选7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。

（3）按弯扭复合强度计算

①求分度圆直径：

已知d2=300mm

②求转矩：

已知T3=326N·m

③求圆周力Ft：

根据课本P127（6-34）式得

Ft=2T3/d2=2×326×103/300=2173.3N

④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft·tanα=2173.3×0.36379=790.2N

⑤∵两轴承对称

∴LA=LB=49mm

（1）求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAX=FBY=Fr/2=790.2/2=395.1N

FAZ=FBZ=Ft/2=2173.3/2=1086.65N

（2）由两边对称，书籍截C的弯矩也对称

截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAYL/2=395.1×49=19.4N·m

（3）截面C在水平面弯矩为

MC2=FAZL/2=1086.65×49=53.24N·m

（4）计算合成弯矩

MC=（MC12+MC22）1/2

=（19.42+53.242）1/2

=56.7N·m

（5）计算当量弯矩：

根据课本P235得α=1

Mec=[MC2+（αT）2]1/2=[56.72+（1×326）2]1/2

=348.32N·m

（6）校核危险截面C的强度

由式（10-3）

σe=Mec/（0.1d）=348.32/（0.1×453）

=1.75Mpa<[σ-1]b=60Mpa

∴此轴强度足够

第四章滚动轴承的选择及校核与计算

4.1据条件，轴承预计寿命

8x360x10=28800小时

4.2轴承

（1）已知nⅡ=478.8r/min

两轴承径向反力：

FR1=FR2=478.6N

初先两轴承为角接触球轴承7206AC型

根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力

FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N

（2）∵FS1+Fa=FS2Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=315.1NFA2=FS2=301.5N

（3）求系数x、y

FA1/FR1=301.5N/478.6N=0.63

FA2/FR2=301.5N/478.6N=0.63

根据课本P263表（11-8）得e=0.68

FA1/FR1

FA2/FR2

（4）计算当量载荷P1、P2

根据课本P263表（11-9）取fP=1.5

根据课本P262（11-6）式得

P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×478.6+0）=719.4N

P2=fp（x2FR1+y2FA2）=1.5×（1×478.6+0）=719.4N

（5）轴承寿命计算

∵P1=P2故取P=719.4N

∵角接触球轴承ε=3

根据手册得7206AC型的Cr=23000N

由课本P264（11-10c）式得

LH=16670/n（ftCr/P）ε

=16670/478.×（1×23000/750.3）3

=9547500h>48720h

∴预期寿命足够

4.3计算输出轴承

（1）已知nⅢ=78.8r/min

Fa=0FR=FAZ=875.5N

试选7207AC型角接触球轴承

根据课本P265表（11-12）得FS=0.063FR,则

FS1=FS2=0.63FR=0.63×875.5=524.2N2）

计算轴向载荷FA1、FA2

∵FS

展开阅读全文