机械课程设计任务书.doc

武汉纺织大学机械课程设计任务书一、设计目的 机械设计课程设计是机械类专业和部分非机械类专业学生第一次较全面的机械设计训练，是机械设计和机械设计基础课程重要的综性与实践性教学环节。其基本目的是：(1).通过机械设计课程的设计，综合运用机械设计课程和其他有关先修课程的理论，结合生产实际知识，培养分析和解决一般工程实际问题的能力，并使所学知识得到进一步巩固、深化和扩展。(2).学习机械设计的一般方法，掌握通用机械零件、机械传动装置或简单机械的设计原理和过程。(3).进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）。二、设计课题1电动机 2V带传动 3展开式双级齿轮减速器4连轴器 5底座 6传送带鼓轮 7传送带设计一个带式传动装置，已知减速器的输出功率为5KW，输出转速为55r/min，减速器的工作的寿命为10年，双班制工作，工作时有轻微振动，减速器传动系统图如上图所示。3、 设计要求1. 、减速器装配图纸一张（0号图纸一张）2. 、低速轴及大齿轮的零件图二张（号或号图纸）3. 、设计说明书一份4、 传动方案的分析与拟定本次设计拟定了三个方案（1）展开式（2）分流式（3）同轴式 通过 比较分析 最后选定方案一展开式4.1 将带传动布置于高速级将传动能力较小的带传动布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑，匀称。同时，将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪声的特点。4.2 选用闭式斜齿圆柱齿轮闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好。而在相同的工况下，斜齿轮传动可获得较小的几何尺寸和较大的承载能力。采用传动较平稳，动载荷较小的斜齿轮传动，使结构简单、紧凑。而且加工只比直齿轮多转过一个角度，工艺不复杂。4.3将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较远的地方 由于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿齿宽方向载荷分布不均。固齿轮布置在距扭矩输入端较远的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现象，使轴能获得较大刚度。5、 电动机的选择与计算5.2.1电动机类型和结构型式根据直流电动机需直流电源，结构复杂，成本高且一般车间都接有三相交流电，所以选用三相交流电动机。又由于Y系列笼型三相异步交流电动机其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、起动性能较好、价格低等优点均能满足工作条件和使用条件。为防止型砂等杂物掉入电动机，故选用封闭式电动机。根据本装置的安装需要和防护要求，采用卧式封闭型电动机。Y(IP44)笼型封闭自扇冷式电动机,具有防止灰尘或其他杂物侵入之特点。故优先选用卧式封闭型Y系列三相交流异步电动机。5.2.2 选择电动机容量（1) 电动机功率的选择已知数据工作机的Pw=5KW,Nw=55r/min由机械设计课程设计P6 表2-2得 带传动V带的效率=0.940.97 取= 0.95一对滚动轴承的效率=0.980.995 取= 0.99一对齿轮传动的效率=0.960.98 取= 0.98总功率总h=*3*2=0.95*0.982*0.993=0.89 电动机所需的输出功率=Pw/h=5.648KW确定电动机的额定功率PedPedPe 所以Ped=7.5KW5.2.3 电动机额定转速的选择式中: -电动机转速; 传动比由P7 表格2-3得出iv -V带的传动比; -高速齿轮的传动比 -低速齿轮的传动比; -工作机的转速展开式双级圆柱齿轮减速器传动比 =936推荐V带传动比 =24=2*16*554*49*55=176010780r/min5.2.4 确定电动机的型号取n=3000r/min 型号为132S2电动机有关参数如下：额定功率满载转速堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量7.5KW2900r/min2.02.32.2.5 电动机的主要参数电动机的主要技术数据 额定功率满载转速堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量7.5KW2900r/min2.02.3（2） 电动机的外形示意图Y型三相异步电动机3) 电动机的安装尺寸表 （单位：mm） 电机型号Y132S 型号尺 寸HABCDEFGDGADACHDL132216140893880108332101353154756、 传动装置运动及动力参数的选择和计算总传动比52.73初取 iv=3 Ihil=17.58 由于齿轮传动中，高低速级理论传动比的分配取，可使两极大齿轮直径相近，浸油深度接近，有利于浸油润滑。同时还可以使传动装置外廓尺寸紧凑，减小减速器的轮廓尺寸。但过大，有可能会使高速极大齿轮与低速级轴发生干涉碰撞。所以必须合理分配传动比一般取ih=（1.31.4）il，要求d2l-d2h=20-30mmm取ih=1.38il,il=3.57,ih=4.93各轴转速，转矩与输入功率各轴理论转速 设定：高速轴为轴，图（1）左侧,中间轴为轴，图（1）中间,低速轴为轴，图（1）右侧由前面知道 发动机转速nd=2900r/min转速 n=nd/iv=2900/3=966.67r/min转速 n=n/ih=966.7/4.93=196.08r/min转速 n=n/il=196.08/3.57=54.92r/min 各轴的输入功率(1)电动机Pd=7.5kw(2) 轴P=Pd=0.95*5.648=5.36KW(3)轴P=Pd=5.36*0.98*0.99=2.205KW(4)轴 P=P=2.20*0.98*0.99=5.0506KW每个轴的理论转矩Td=9550*106Pd/nd=9.55*106*5.648/2900=18.599NmT=9550P/n=9.55*106*5.3656/966.67=53.008NmT=9550P/n=9.55*106*5.2057/196.08=253.541NmT=9550P/n=9.55*106*5.0206/54.92=878.245Nm V带传动设计电动机额定功率Pe=7.5KW电动机转速nd=2900 r/minV带理论传动比iv=3双向运转、双班制、工作机为带式运输机（1） 确定计算功率PcaPca=KA*P 有机械设计书 P68 表3-7 KA=1.2Pca=KA*P=1.2*7.5=9KW（2）选取普通V带带型根据Pca，nd确定选用普通V带B型。(3)确定带轮基准直径 dd1和dd2a. 初选小带轮基准直径=150mmb验算带速 5m/s V 20m/s通过计算的V=22.765m/s 符合要求c. 计算dd2dd2=iv*dd1=3*150=450mm（4）确定普V带的基准长度和传动中心距根据0.7（dd1+dd2） a 0 2（dd1+dd2）420mm a 01200mm初选中心距a 0=1050Ld = =3070.125mm由P63 表3-3 （机械设计课程设计）取Ld=3150mm实际中心距a=a 0+(Ld-Ld)/2=1089.94mm5）验算主轮上的包角=162.2。 主动轮上的包角合适（6）计算V带的根数ZP0 基本额定功率 得P0=3.85KW P0额定功率的增量 P0=0.89KW 包角修正系数 得=0.96KW 长度系数 得=1.07KW 由P66 表3-5，3-6=1.848故Z=2根（7） 计算预紧力 F0由表3-2 q=0.17kg/m（8）=246.65N应使带的实际出拉力 （8）计算作用在轴上的压轴力FP=977.236N带传动主要参数汇总表带型LdmmZdd1mmdd2mmammF0NFPNA315021504501090246.65977.235带轮材料及结构（1）带轮的材料带轮的材料主要采用铸铁，常用材料的牌号为HT150或HT200( 2 ) 带轮的结构 带轮的结构形式为孔板式，轮槽槽型B型 小带轮结构图 大带轮结构图7、 齿轮的设计计算及结构说明高速级齿轮传动设计原始数据输入转矩= 53.008Nm小齿轮转速=966.67r/min齿数比=4.93由电动机驱动双向运转、双班制工作、工作寿命为10年、工作机为带式运输机、载荷较平稳。（设每年工作日为300天）设计计算一 选齿轮类、精度等级、材料及齿数1 为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度；3 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动小齿轮材料：45号钢调质 HBS1=220接触疲劳强度极限MPa 弯曲疲劳强度极限 Mpa 大齿轮材料：45号钢正火 HBS2=190接触疲劳强度极限 MPa 弯曲疲劳强度极限 Mpa 由P95 表4-1（机械设计） 4初选小齿轮齿数Z1=20大齿轮齿数Z2 = Z1= 204.93=98.6取995初选螺旋角=15。二 按齿面接触强度设计 计算公式：1 确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数Kt=1.5小齿轮传递的转矩T=53.008 Nm齿宽系数d=1.2 =15。 1=0.765,2=0.940,=1.705区域系数 接触疲劳寿命系数N1=60n1jLh =2.78X109N2=N1/u=5.47X108KHN1=0.8843,KHN2=0.9294取安全系数为SH=1.1H1=458.23MpaH2=337.96Mpa需用应力H=398.96Mpa(合理)=50.8338mm（2） 计算圆周速度（3） V=2.57m/s计算载荷系数 使用系数 (4)根据电动机驱动得KA=1.25 动载系数 v=2.570m/s、 7级精度Kv=1.092 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数 根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、=1.2、 mm，得 =1.177 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数 根据b/h=10.97、 =1.177 齿向载荷分配系数、=1.2假设，根据7级精度，软齿面传动，得 =1.928（5） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 由公式得 d1=55.22三 按齿根弯曲强度设计 1 确定计算参数（1）计算载荷系数K =1.928（2） 螺旋角影响系数 根据纵向重合系数=2.045 =0.8658（3）弯曲疲劳系数KFNKFN1=0.872，KFN2=0.901 4）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4 1=191.84Mpa=148.665Mpa(5)计算当量齿数ZVZv1= =22.192Zv2= =109.851齿形系数 见表4-10 P106 课本YFa1=2.719 YFa2=2.174应力校正系数 YSa1=1.571 YSa2=1.80计算的YFa1* YSa1/1YFa2* YSa2/2计算 =2.64取m=3,d1=55.22mm重新调整齿数 Z1= =17.78 取Z1=18Z2= uZ1=88.74 取Z2=89 通过验算 误差小于5% 几何尺寸计算 中心距 a=(Z1+Z2 ) = 166.16圆整后a=167mm圆整中心距后修正螺旋角，有 =16.04小齿轮分度圆直径d1= 56.19mm大齿轮分度圆直径 d2= 277.82mm齿宽 b= 1.2*56.19=67.428mm取大齿轮 B2=68mm 小齿轮B1=73mm验算 =1886.74N =100N/mm与设计相符 符合设计要求低速级齿轮传动设计原始数据输入转矩= 253.54Nm小齿轮转速=196.08r/minu=3.57由电动机驱动双向运转、双班制工作、工作寿命为10年、工作机为带式运输机、载荷较平稳。（设每年工作日为300天）一 选齿轮类、精度等级、材料及齿数1 为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮；2 因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度；3 为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动小齿轮材料：45号钢调质 HBS3=220接触疲劳强度极限MPa 弯曲疲劳强度极限 Mpa 大齿轮材料：45号钢正火 HBS4=190接触疲劳强度极限 MPa 弯曲疲劳强度极限 Mpa 4初选小齿轮齿数Z3=24大齿轮齿数Z4= Z3*u= 243.57= 85.68取895初选螺旋角 15二 按齿面接触强度设计 计算公式： mm （由P2181式10-21） 确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数小齿轮传递的转矩T=253.54 Nm齿宽系数 = 1.2 材料的弹性影响系数 Mpa1/2 区域系数 =0.779, 0.845 = 1.624 应力循环次数 =5.64*108 =1.58*108得到KHN1=0.928 KHN2=0.9654安全系数SH=1.1接触疲劳强度许用应力 =0.928*570/1.10=480.873Mpa =0.9654*400/1.1=351.055Mpa许用接触应力为 =415.962Mpa又公式计算小齿轮分度圆直径为 =85.006Mpa小齿轮圆周速度 =0.89m/s重新计算载荷系数 K=KA*Kv*ka*KBKA=1.25 Kv=1.012 Ka=1.2 KB=1.177 这个可以由P=101 表4-7 4-8得到K=1.25*1.012*1.2*1.177=1.787按照实际载荷系数校正小齿轮分度圆直径d3= =90.114mmD3=90.114mm按照齿轮弯曲疲劳强度计算公式设计 公式为：由于V= 0.9247m/s重新计算K K=KA*Kv*ka*KBKA=1.25 Kv=1.012 Ka=1.2 KB=1.179 这个可以由P=101 表4-7 4-8得到K=1.25*1.012*1.2*1.179=1.791当量齿轮数Zv3= =26.631Zv4= =95.426齿形系数 可有表4-10 P106 （机械设计）YFa1=2.59 YFa2=2.192YSa1=1.596 YSa2=1.785纵向重合度 =2.454YB=0.875 可有表4-18 P117 （机械设计）弯曲疲劳应力需用值 公式为弯曲寿命系数 见表4-3 P98（课程设计）KFN1=0.9005 KFN2=0.9234取SF=1.4则 =198.11Mpa =152.361Mpa那 （1） =0.02083Mpa(2) =0.02568Mpa应为（1）= =2.57mm取m=3mm取分度圆直径 d3=90.114mm重新调整齿数 Z3= =29.014圆整后取 Z3=30 Z4=Z3*u=30*3.59=107.1 圆整后取Z4=108经过核算 传动比误差小于5%几何尺寸计算中心距 a= =214.302mm圆整后取 a=215mm按照圆整后的中心距修改螺旋角 =15.68小齿轮直径d3= =93.48mmd4= =336.52mm齿宽b= =1.2*93.48=112.176mm取小齿轮齿宽B1=118mm 大齿轮B2=113mm验算 =5424.49N 48.004 =100N/mm符合要求齿轮参数汇总表高速级齿轮齿数分度圆直径d(mm)da(mm)df(mm)精度等级Z11856.1959.7946.297Z289277.82281.42267.92传动传动比i中心距a模数mn螺旋角计算齿宽b2(mm)4.93167316.0468低速级齿轮齿数分度圆直径d(mm)da(mm)df(mm)精度等级Z33093.4895.8883.587Z4108336.52338.92326.62传动传动比i中心距a模数mn螺旋角计算齿宽b4(mm)3.57215315.681138、 轴的设计计算低速轴的结构设计4.1.1低速轴上的功率P、转速n、转矩TP=5.0506kwn=54.92r/minT=878.245 Nm4.1.2估算轴的最小直径低速轴选用材料：45号钢，调质处理。 查表 取A 0 =110 d =49.65mm由于需要考虑轴上的键槽放大,d0 =52.134mm轴的结构设计一 低速轴的结构图二 根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度(1)段与联轴器配合取dI-II=56，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上取LI-II=112。2)为了满足半联轴器的轴向定位，段右侧设计定位轴肩，毡圈油封的轴径取dII-III=65mm由轴从轴承座孔端面伸出15-20mm,由结构定取LII-III=49。3)轴肩为非定位轴肩，由2P14815-6初选角接触球轴承取dIII-IV=70考虑轴承定位稳定，LIII-IV略小于轴承宽度加挡油环长度取LIII-IV=32。4)根据轴上零件（轴承）的定位要求及箱体之间关系尺寸取dIV-V =80m，LIV-V =79.5(5)轴肩、为定位轴肩,直径应大于安装于轴上齿轮内径610mm,且保证10mm取dV-VI=88mm，LV-VI=8mm(6)段安装齿轮，由低速级大齿轮内径取dVI-VII=75考虑齿轮轴向定位，LVI-VII略小于齿宽，齿轮右端用套筒定位。取LVI-VII =110m。(7)轴肩至间安装深沟球轴承为6314AC 取dVII-VIII =70m根据箱体结构 取LVII-VIII=58轴上齿轮、半联轴器零件的周向定位均采用键联接 。取轴端倒角1.545，各轴肩处圆角半径R=1.5mm二、中速轴尺寸（1）确定各轴段直径d1=40mmd2 =50mmd3 =60mmd4=96 mmd5=60mmd6= 40mm（2）确定各轴段长度L6=45mmL5=65mmL4=7.5mmL3=118mmL2=8mmL1=32mm三、高速轴尺寸（1）确定各轴段直径d1=25mmd2 =32mmd3 =35mmd4=40mmd5=60mmd6=40mmd7=35mm(2)确定各轴段长度L1=56mmL2=58mmL3=18mmL4=112mmL5=73mmL6=8mmL7=30mm低速轴强度校核作用在齿轮上的力4.2.2 计算轴上的载荷 载荷分析图如下： (1)垂直面 载荷分析图水平垂直面由装配图俯视受力视角决定(2)水平面 (3) 总弯矩从轴的结构以及扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面，现将计算出的截面C处的MH、M V、M V及M的值例于下表：载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=617.52NFNH2=3015.10NFNV1=2303.37NFNV2=4151.75N弯矩MM H1 =3.37105NmmM H2 =3.36105NmmMV =3.36105 Nmm总弯矩M 1=4.76105 NmmM 2=4.75105Nmm扭矩TT=Nmm4.2.3 按弯扭合成校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。得：取，轴的计算应力为：9、 键连接的选择和计算1低速轴齿轮的键联接1 选择类型及尺寸根据d =75mm，L=110mm，选用A型，bh=2012，L=70mm2 键的强度校核(1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl = L -b= 70-20=50mmk = 0.5h = 6mm(2) 强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取p=110MPaT = 878.56Nmp = 78Mpa p 所以键安全合格 低速轴联轴器的键联接 1 选择类型及尺寸根据d =56mm，L=112mm，选用C型，bh=1610 L=110mm2 键的强度校核(1) 键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl = Lb/2= 102mmk = 0.5h =5 mm2) 强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取p=110MPaT = 878.56Nmp = 61.5Mpae,由查表得到X=0.56,Y=2.5P1=fp(XFr1+YFa1)=1.2(0.56x2303.374+2.5x617.52)=3400.42NFa2/C0r=0.048由插值法并由查表表，得到e=0.248Fa2/Fr2=3035.1/4151.75=0.73e,由查表得到X=0.56,Y=1.794P2=fp(XFr2+YFa2)=1.2(0.56x4151.75+1.794x3035.1)=9323.94N取Pmax=P2=9392.94N3）验算轴承寿命因为，所以按轴承2的受力大小验算hL ，所以所选轴承可满足寿命要求。11、 联轴器的选择段轴需与联轴器连接，为使该段直径与连轴器的孔径相适应，所以需同时选用连轴器，又由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性。因此选用弹性柱销联轴器。有 工作情况系数 1.5得： 选用LT10型弹性柱销联轴器HL4型弹性柱销联轴器主要参数为：公称转矩Tn2000Nmm轴孔长度L=112 mm孔径d1 =56 mm联轴器外形及安装尺寸型号公称扭矩Nm许用转速r/min轴孔直径mm轴孔长度mmDmm转动惯量kgm2许用补偿量轴向径向角向LT1020002300561123150.661.50.1503012、 润滑和密封方式的选择,润滑油和牌号的确定齿轮传动的润滑由于齿轮中最大的圆周速度V=22.76m/s 所以我们要采用眼里喷油润滑。这是因为：当圆周速度过高时，齿轮上的油大多被甩出去，而达不到啮合区。速度高时搅油激烈，不仅使油温升高，降低润滑的性能，还会搅起箱底的杂质，加速齿轮的磨损。所以采用喷油润滑，用油泵将润滑油直接喷到啮合区进行润滑 润滑油牌号及油量计算润滑油牌号选择查机械设计手册得：闭式齿轮传动润滑油运动粘度为220mm2/s得：选用L-CKC460工业齿轮油轴承的润滑与密封查手册得我采用接触式密封轴承内密封：由于轴承用油润滑，为了防止齿轮捏合时挤出的热油大量冲向轴承内部，增加轴承的阻力，需在轴承内侧设置挡油盘。轴承外密封：在减速器的输入轴和输出轴的外伸段，为防止灰尘水份从外伸段与端盖间隙进入箱体，所有选用毡圈密封。减速器的密封减速器外伸轴采用 的密封件，具体由各轴的直径取值定，轴承旁还设置封油盘十三、箱体及附件的结构设计和选择 箱体结构形式及材料本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。减速器箱体用HT200制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。铸造箱体多用于批量生产。7.2箱体主要结构尺寸表（单位：mm）名称数值(mm)箱座壁厚=15箱盖壁厚1=8箱体凸缘厚度b=12b1=12b2=20加强肋厚m=6.8m1=6.8地脚螺钉直径20地脚螺钉数目n=4轴承旁联接螺栓直径M16箱盖、箱座联接螺栓直径M12轴承盖螺钉直径和数目高速轴选用M8n=4中间轴选用M8n=4低速轴选用M12n=6轴承盖（轴承座端面）外径高速轴120中间轴130低速轴210观察孔盖螺钉直径M8df、d2、d3至箱外壁距离dfC1=26d122d218df、d2、d3至凸缘边缘的距离dfC2=2