机械设计课程设计任务书

机械设计课程设计任务书PAGEPAGE1目录设计任务书……………………1传动方案的拟定及说明………4电动机的选择…………………4计算传动装置的运动和动力参数……………5传动件的设计计算……………5轴的设计计算…………………8滚动轴承的选择及计算………14键联接的选择及校核计算……16连轴器的选择…………………16减速器附件的选择……………17润滑与密封……………………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的同轴式二级圆柱齿轮减速器总体布置简图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计算总传动比由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：i＝nm/nwnw＝38.4i＝25.14合理分配各级传动比由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。因为i＝25.14，取i＝25，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（N·m）39.839.4191925.2888.4传动比11551效率10.990.970.970.97传动件设计计算选精度等级、材料及齿数材料及热处理；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。精度等级选用7级精度；试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的；选取螺旋角。初选螺旋角β＝14°按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（10—21）试算，即dt≥确定公式内的各计算数值试选Kt＝1.6由图10－30选取区域系数ZH＝2.433由表10－7选取尺宽系数φd＝1由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa；由式10－13计算应力循环次数N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8N2＝N1/5＝6.64×107由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98计算接触疲劳许用应力取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa计算试算小齿轮分度圆直径d1td1t≥==67.85计算圆周速度v===0.68m/s计算齿宽b及模数mntb=φdd1t=1×67.85mm=67.85mmmnt===3.39h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mmb/h=67.85/7.63=8.89计算纵向重合度εβεβ==0.318×1×tan14=1.59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计算模数mnmn=mm=3.74按齿根弯曲强度设计由式(10—17)mn≥确定计算参数计算载荷系数K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96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Yβ＝0。88计算当量齿数z1=z1/cosβ=20/cos14=21.89z2=z2/cosβ=100/cos14=109.47查取齿型系数由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172查取应力校正系数由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798计算[σF]σF1=500MpaσF2=380MPaKFN1=0.95KFN2=0.98[σF1]=339.29Mpa[σF2]=266MPa计算大、小齿轮的并加以比较==0.0126==0.01468大齿轮的数值大。设计计算mn≥=2.4mn=2.5几何尺寸计算计算中心距z1=32.9，取z1=33z2=165a=255.07mma圆整后取255mm按圆整后的中心距修正螺旋角β=arcos=1355’50”计算大、小齿轮的分度圆直径d1=85.00mmd2=425mm计算齿轮宽度b=φdd1b=85mmB1=90mm，B2=85mm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==899NFr1=Ft=337NFa1=Fttanβ=223N；Ft2=4494NFr2=1685NFa2=1115N轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。III-IV段为小齿轮，外径90mm。IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。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。III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。VI-VIII长度为44mm。求轴上的载荷66207.563.5Fr1=1418.5NFr2=603.5N查得轴承30307的Y值为1.6Fd1=443NFd2=189N因为两个齿轮旋向都是左旋。故：Fa1=638NFa2=189N精确校核轴的疲劳强度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）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，则综合系数值为碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为，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=168.5Fv1=Fv2=889/2=444.5初步确定轴的最小直径轴的结构设计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。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。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。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。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。轴肩固定轴承，直径为42mm。该段轴要安装轴承，直径定为35mm。各段长度的确定各段长度的确定从左到右分述如下：该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。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。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。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.mmT=39400N.mm45钢的强度极限为，又由于轴受的载荷为脉动的，所以。III轴作用在齿轮上的力FH1=FH2=4494/2=2247NFv1=Fv2=1685/2=842.5N初步确定轴的最小直径轴的结构设计轴上零件的装配方案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求轴上的载荷Mm=316767N.mmT=925200N.mm6.弯扭校合滚动轴承的选择及计算I轴：求两轴承受到的径向载荷轴承30206的校核径向力派生力，轴向力由于，所以轴向力为，当量载荷由于，，所以，，，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为轴承寿命的校核II轴：轴承30307的校核径向力派生力，轴向力由于，所以轴向力为，当量载荷由于，，所以，，，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为轴承寿命的校核III轴：轴承32214的校核径向力派生力，轴向力由于，所以轴向力为，当量载荷由于，，所以，，，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为轴承寿命的校核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（N·m）极限应力（MPa）高速轴8×7×60（单头）25353.539.826.012×8×80（单头）4068439.87.32中间轴12×8×70（单头）4058419141.2低速轴20×12×80（单头）75606925.268.518×11×110（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。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）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，计算转矩为所以选用弹性柱销联轴器TL10（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）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M16×1.5润滑与密封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。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。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。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-ACM，（F）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。参考资料目录[1]《