机械零件课程设计任务书

1、机械零件课程设计任务书设计题目带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器。运动简图工作条件输送带连续工作，单向运转，载荷变化不大，空载启动，使用期限 5 年，两 班工作，输送带速度允许误差 +5%。原始数据已知条件题号 10输送带拉力 F/kN1.5输送带速度 v/(m/s)1.7滚筒直径 D/mm350设计工作量设计说明书 1 份；减速器装配图 1；减速器零件大齿轮图、大带轮图、输出轴图各 1、选择电动机设计项目计算说明主要结果1、 选 择按照工作要求和条件选用 Y 系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼Y 系列三相异电动型三相异步电动机。步电动机机的类型2、选择电工作机所需要的电动机输出功率为动机的

2、容 量Pd =PwPw= FvPdPwPdPw 1000 w所以有F=1.5kwP = Fvv=1.7m/sPd = 1000 w（1）计算试 中 F=1.5kN, v=1.7m/s, 带 试 输 送 机 效 率 取=0.95w工作机所 需功率 Pw=0.95 ，带如上试得： Pw= 1500 1.7 kW=2.68kW w w 1000 0.95 有电机至工作机之间的总效率（包括工作机效率）为P w =2.68kW w带 齿 联 轴承试中 带 齿 联 轴承 分别为带传动 齿轮传动的 带 齿 联 轴承轴承，齿轮传动 联轴器。由课程设计基础课程设计指 导书表 2-3 查得：（2）计算取电动机输

3、出功率带=0.96 ， 齿=0.98 ， 联=0.99 ， 轴承 =0.99,Pd则0.96 0.98 0.99 0.992=0.9130.913所以：Pd = 2.68 kw=2.94kw d 0.913Pd =2.94kw电动机的额定功率：Pm =（1.0 1.3 ） Pd =2.943.82KW 由机械设计基础课程设计指导书附表 8.1 取电动机 额定功率 Pm 为 3KW。Pm=3KW（3）确定 电动机转 速 nmnm 滚筒转速 nw 确定总传 动比的围nw =60vw 1000/ D=60 1.7 1000/（3.14 350）=92.81 r/min由课程设计基础课程设计指导书表

4、2-2 推荐的各种 传动机构传动比围，取 V带传动 i带 =（24）,单级圆柱 齿轮传动比 i 齿=（35），则 i总 =（24）（35）=（2 3）（ 4 5）=620n=（6 20） 92.81=556.86 1856.2 r/min 由机械设计基础课程设计指导书附表 8.1 可知在该 围电动机的转速有： 750 r/min 、1000 r/min 、1500 r/min 取电动机同步转速为 1000 r/min ，因此选择电动机型号 为：Y132S6同步转速 1000 r/min ，满载转速 nm为 960 r/min ，额定功率 3KW。nw =92.81 r/minY132S6 同步

5、转速 1000 r/min nm=960r/min、总传动比计算与各级传动比分配设计项目计算及说明主要结果1 传 动 装 置的总传 动比= nm = i总 nw960 =10.3492.81i 总 =10.342 各 级 传因为：动比分配i总 i 带i齿为使 V 带传动的外廓尺寸不致过大，初选传动比为：i 带 =2.9i带 =2.9=10.34 i齿 = 2.9=3.57i齿=3.57三、各轴运动参数和动力参数的计算设计项目计算及说明主要结果（1）0 轴 （电机p0= pd =2.94kWp =2.94kW轴）n0 = nm =960r/minn0 =960r/minT 0 =9550p0=9

6、550n02.94/960T 0 =29.25N m=29.25Nm(2)1(高轴 速p1= p0带p =2.82kW轴）=2.940.96kW=2.82kW=n0n1=i带= 960 r/min=331.03r/min2.9n1 =331.03r/minT 1 =9550p1 =95502.82 N m=81.36 Nmn1331.03T1 =81.36Nm（3）2 （低 轴）轴 速p2= p1=2.82轴承 齿0.99 0.98=2.74kWp =2.74kW=n1n2= i齿= 331.033.57r/min=92.73 r/minn2 =92.73 r/minT 2 =9550p2=9

7、550n22.742.74 Nm=282.18 Nm92.73T 2=282.18N m（4）3 （滚 轴）轴 筒p3= p2=2.74联 轴承0.99 0.99=2.67 kWp =2.67 kWn3=n2=92.73 r/minn3 =92.73 r/minT 3 =9550 p3 n32.71=9550Nm=279.10N m92.73T 3 =279.10N m为了便于下一阶段计算传动零件和轴，将上述计算结果列表如下：参数轴号0轴1轴2轴3轴功率 P(KW)2.942.822.742.71转速 n(r/min)960331.0392.7392.73转矩 T(N m)29.2581.36

8、282.18279.10传动比2.93.571效率0.950.960.98四、V 带传动设计设计带式运输机用 V 带传动，已知电动机输出功率P=2.94 KW，小带轮转速 n0 =960r/min ，大带轮转速 n1 =331.03 r/min ，传动比 i带 =2.9 ，载荷变化不大，空载启动，两班工作。设计项目计算及说明主要结果1. 确 定 工 况 系 数由机械设计基础表 8.21 取： kA =1.2kA =1.2kA 和 计 算 功 率p =kAP=1.2 2.94KW =3.528KWp =3.528KWpc2. 选择带的型号根据 p =3.528KW 、n=960r/min查机械设

9、计基础图 8.13 可知选用 A 型普通 V 带A型普通 V 带3. 确定带轮直径 小带轮基准直径由机械设计基础 表 8.9 取，dd1 =100mmd d 1 =100mmdd1大带轮基准直径dd2=i带 dd1=2.9 100=290mmd d 2 =280mmdd2由机械设计基础表 8.3 取，dd2 =280mm,带传动的实际传动比是 ：i=dd2 =280 =2.8 dd1 100i=2.8n =n0 =960 =355.66 r / minn2 =2 i 2.8n2 =355.66 r / min从动轮的转速误差为 ：i i 带1 i 带从动轮的转速误2.8 2.9= 2.8 2.

10、9 100% -3.45%2.9差为： -3.45%在+5%以，为允许值4. 验算带速V= dd1n060 1000= 3.14 100 960 m/s=5.024 m/sV=5.024 m/s= m/s=5.024 m/s60 1000合格带速在 5 25m/s 围，合格的设计项目计算及说明主要结果5. 确定 V 带基由机械设计基础表 8.14 可得：准长度和中心 距、初定中心a0 1.35( dd1+dd2 )得距、初定 V 带 基准长度、Va0 1.35 (100+280) mma0513mm带基准长度传=513 mm动中心距22 ( )(dd2dd1)L02a02 (dd1d d2)

11、424a022 513 3.14(100 280)(280 100)mm2 4 5131638.39mm查书由机械设计基础表 8.4 可得： Ld 1800mmLd1800mm查书由机械设计基础得实际中心距为：aLd L0a a021800 1638.39= (513 )mm 594mm2中心距 a 的变动围 ：a=594mmamina0.015Ld= (594-0.015 1800) mm =567 mmamaxa 0.3Ld= (594+0.03 1800) mm =648mm6. 验算小带上= 0 0 dd2 dd1的包角 a1= 180 57.3 a1a= 1800 57.30 280

12、 100594a1 =162.640= 162.640 120012007.计算 V 带根由机械设计基础试 8.18 ，得数、单根 V 带的基本额定功 率、额定功率 增量、包角修 正系数、带长zpc( p0 p0)kakL 根据 dd1 100mm、n=960r/min设计项目计算及说明主要结果修正系数、 V带根数由书机械设计基础表 8.9 ，用插法得：0.97 0.83p 1 (960 800)kw=1.12kw0 980 800p0 kbn1(1 )0ki由书机械设计基础表 8.18 得：3kb 1.0275 10由，i=2.8, 查机械设计基础表 8.19 得 ki 1.1373 31p

13、0 1.0275 10 3 960(1 1.11373)=0.119kw由书机械设计基础 表 8.4 得, 得带长度修正系数 kL得kL =1.01由书机械设计基础表 8.11 得包角系数：ka =0.95得普通 V 带的根数：3.636Z= 根(1.12 0.119) 0.95 1.01=2.8 根取整后得 z=3 根，小于 10根，所以合格。p0 1.12kwki 1.1373p =0.119kw k L =1.01 ka =0.95z=3 根8. 计 算 初 拉 力 V 带单位长 度质量初拉 力由书机械设计基础表 8.6 查得 A型普通 V 带的每 米质量q=0.1kg/m根据机械设计基

14、础式 8.19 得单根 V 带的初拉力：500PC 2.5 2F0 C ( 1) qv0 zv K a500 3.636 2.5 2= ( 1) 0.1 5.0243 5.024 0.95 5.024 =119.32NF 0 =119.32N9. 作 用 在 轴o上的压力FQ 2 F 0 zsin a1 2 119.32 3sin162.64 N22F Q 708.76N=708.76NQ10. 设计结果选用 3 根 AGB1154489V 带，中心距 a=594mm带, 轮直径 d d1 =100mm， d d2 =280mm，轴上压力 FQ 708.76N11. 带轮的基查机械设计基础表

15、8.5 可得：本尺寸基准宽度： bd =11.0mmbd =11.0mm基准线上槽深： hamin =2.75mmaminhamin =2.75mm基准线下槽深： hfmin =8.7mmhfmin =8.7mm槽间距： e=(15 0.3)mme=15mm槽边距： f =9mmminf =9mm min最小轮缘厚： min =6mm=6mmminmin圆角半径： r 1 =0.2 0.5r 1 =0.2 带轮宽： B=（z-1 ）e+2f0.5=(3-1) 15+2 10=50mmB=50mm外径： da=dd 2ha=285.5mm=(280+2 2.75)mmda=285.5mm轮槽角：

16、 =380=380轴孔： d0 =32mmd 0 =32mm孔腹板厚度： S=18S=18五、齿轮传动设计传递功率 P1=2.82 KW，电动机驱动，小齿轮转速 n1=331.03r/min ，大齿轮 转速 n2=92.73r/min ，传动比 i 齿= 3.57 ，单向运转，载荷变化不大，使用期限 十年，两班工作 。设计项目计算及说明主要结果1. 选择齿轮按书机械设计基础表 10.9 选得：小齿轮 45 钢材料、热处小齿轮 45 钢 调质 齿面硬度 225HBS调质 齿面硬度：理方法、齿大齿轮 45 钢 正火 齿面硬度 200HBS225HBS面硬度及精因为是普通减速器，由表 10.21 及

17、表 10.22 选 8大 齿 轮 45 钢度等级级精度，要求齿面粗糙度 Ra 3.2 6.3 m正火 齿面硬度：200HBSRa 3.2 6.3 m2. 齿面接触 疲劳计算按书机械设计基础的设计公式为 :KT1(u 1) d1 76.433 KTu1(u 1)2 du H （1）载荷系查机械设计基础表 10.11 取 K=1.1数（2）小齿轮 传递转矩转矩有前面可得： T 1 =81.36 NmT 1 =81.36 NmT1（3）齿数和 齿宽系数小齿轮的齿数 z1 取为 25，则大齿轮齿数为z1 25dz2 =i齿 z1=89由于是单级齿轮传动为对称布置，而齿轮又为软z2 89（4）许用接齿面

18、，由触应力 H 机械设计基础表 10.20 ，取 =1 d=1 d由机械设计基础图 10.24 ， H lim 1 =560MpaH lim 2 =530Mpa3. 确定齿轮 传动的主要 参数及几何 尺寸查机械设计基础表 10.10 得： SH =1.0N1 =60nj Lh8 =60 331.03 2 (5 52 16 5)=8.26 1088=N1 =8.26 10 =2.31 8N2 = i = 3.57 =2.31 10 查机械设计基础图 10.27 得Z NT1 =1.01 ZNT2 =1.07由式 10.13 可得：=ZNT1 H lim1H 1=SH=1.01 560 Mpa=5

19、65.6Mpa1=Z NT2 H lim 2H 2 =SH1.07 530= Mpa=567.1Mpa1故KT 1(u 1)d1 76.433 KT 1 2d u H1.1 81.36 100(0 3.57 1) =76.43 3 2 mm1 3.57 567.12=54.18mmd1 54.18m mm 2.17mmz125由机械设计基础 表 10.3 取标准模数 m =2.5 mmd1=mz1 =2.5 25=62.5 mmd 2 =mz2 =2.5 89=222.5 mmb=d1 1 62.5 mm =62.5 mm8N1 =8.26 1088N 2=2.31 10ZNT1 =1.01Z

20、 NT2 =1.07=565.6MpaH1H =567.1Mpam=2.5 mmd1 =62.5 mmd2 =222.5 mm取 b2 =65mmb1 b2 +5=7mm =70mmm2 (z1 z2) = 22.5 (25 89) =142.5 mmb2 =65mmb1 70mm142.5 mm设计项目计算及说明主要结果4. 校核齿根由机械设计基础式 10.24弯曲强度Fb2KT2 1 YFYSFbm z1Y F1 2.65查机械设计基础由表10.13 得（1）齿形系F1 2.652.18YF 2 2.18YYF2数YFY S1 =1.59（2）应力修查机械设计基础由表10.14 得正系数

21、YSYS1=1.59YS2=1.80YS2=1.80（3）许用弯查机械设计基础由图10.25 得=210MPa曲应力F lim1F lim1 =210MPaF lim 2=190MPa F F lim 2 =190MPa查机械设计基础由表10.10 得 SF1.3SF 1.3查机械设计基础由图10.26 得Y NT1Y NT2 1查机械设计基础由式10.14 得Y NT1 Y NT2 1=YNT1 F limF1=SF1 =2101.3MPa =162Mpa F =162MpaYNT2F lim 2F2 SF190= MPa =146Mpa1.3 F2 =146Mpa故2KT1YF1 2 F1

22、 YS1bm z12 1.1 81.36 1000 F1 =74.26265 252.52Mpa=74.26 MpaYF 2YS2F2F1 YF1YS1= 74.26 2.18 1.80 MPa =69.16 Mpa 2.65 1.59所以 F1 F1F2 F2齿根弯曲强度校核合格。F 2 =69.16 Mpa设计项目计算及说明主要结果5. 验算齿轮 的圆周速度 v由 v= d1n1 得60 10003.14 62.5 331.03v= m/s=1.08m/s60 1000v=1.08m/s由机械设计基础表 10.22 可知选 8 级精度是合适 的。6. 验算带的 带速误差nd nd = 96

23、0 r/min=92.99WnW i带i带 i带(z2/ z1) 2.9 89/25r/min转速误差为： =nw n =92.99 92.73 100%=0.28%2 n 92.73=-3.17%总误差： + =(-3.45+0.28 )%=-3.17% 12输送带允许带速误差为 5%，所以合格。7. 齿轮的基 本参数标准齿轮有： ha =1 c =0.25*h*a =1*齿顶高为： ha =m ha =m=2.5mmc* =0.25齿全高为： h=2.25m=2.25 2.5=5.625mm齿根高为： hf =1.25m=1.25 2.5=3.125mmha =2.5mmhf =3.125

24、mm齿顶圆直径： d a =m(z+2ha )=2.5 (89+2 1)mmd a =227.5mm=227.5mm齿根圆直径： d f =m(z-2 ha -2 c )df =216.875mm=2.5(89-2 1-2 0.25)mm=216.875mm孔腹厚为： c=0.3b=0.3 62.5=18.75mmc=18.75mm倒角值为： n=0.5m=0.5 2.5=1.25mmn=1.25mm外槽边沿直径为： D1 da （1020） m =222.5-10 2.5=197.5mm 槽边沿直径为 : d1 =1.6 ds =1.6 55mm=88mm 腹板孔孔径为： d0 =0.25

25、（ D1- d1）=0.25（197.5-88 ） mm=27.375mmD 1 =197.5mm d 1 =88mmd0 =27.375mm六、轴的计算单级直齿圆柱齿轮减速器中的输出轴，已知传递功率P2=2.74 KW，从动齿轮转速 n2=92.73r/min, 齿数为 89，模数为 2.5mm，齿轮轮毂宽度为 70mm，中心 距为 142.5mm。设计项目计算及说明主要结果1. 选择轴的由于要设计的轴是单级减速器的从动轴，属一般轴45钢、正火材料，确定的设计问题，选用 45 钢并经正火处理。许用应力由 机械 设 计 基 础 表 14.4 得 强 度 极 限B 600MpaB 600Mpa，

26、 1b =60Mpa由机械设计基础表 14.2 许用弯曲应力2. 按扭转强根据机械设计基础表 14.1 ，查得 C=107118度估计轴径由d c3 p 得 n2.27d=（107 118） 3mm =（31.0734.26）mm92.73考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存 在，故将估计轴径加大 5%，取值为： d=（1+5%） （31.07 34.26 ）mm=32.62 35.97mm由设计手册取标准直径为： d1 =35mmd1=35mm3. 设计轴的因为是一级减速器，故将齿轮置为中间，两轴结构并绘制承对称布置，轴的外伸端与联轴器或带轮相连。齿=40mm结构草图轮轴环和套筒实现

27、轴向定位，靠平键和过盈配实现d2周向固定。轴通过两端轴承实现轴向固定。 轴联器，=45mm大带轮靠轴肩，平键和过盈配合分别实现轴向和周d3 =45mm（1）确定轴向固定。d4 =55mmd5 =47mm上零件的位置和固定方根据轴外伸端直径 d1 =35mm，根据工艺和强度式要求把轴求同制成阶梯形。为了使器能轴向定位，（2）确定各 轴段的直径在轴的外伸端设计一轴肩，通过轴承透盖、右端轴 承和套筒的轴段直径取d2 =40mm为, 了便于齿轮的装配， 齿轮处的轴头直径为轴段 3 为 48mm 轴段 5 为 20mm 轴段 4 为 22mm 轴段 1 为 60mm（3）确定各d3 =45mm，轴环直径

28、为 d4 =55mm其左端呈锥形，轴段长度d5 =47mm轴, 肩的圆角半径均取 1.6mm。选用 6208轴承。根据齿轮的宽度，取轴头长度为 48mm，所选轴 承宽度为 65mm，取轴头长度为 63mm，所选轴承宽度 为 20mm，设计挡油环厚 3.5mm，套筒宽 22mm轴, 环 长度取 22。与联轴器相连的外伸端取长度为 60mm， 两支点间的距离为 110。设计项目计算及说明主要结果 主要结果轴段 2的长度为： L2 X e l套 （15 20）mmX= 1 C1 C2 +（35）mm=0.02 a +1 81=（0.02 142.5+1）mm=3.85mm 8mm所以1 =8mm1

29、=8mmd f 0.036a 12=（0.036 142.5+12）mm=17.13mm取整偶数得 d f 18mmd f 18mmd1 =0.75 d f =0.75 18mm=13.5mm取整偶数得 d1 =14mm 写为 M14查课程设计指导书表 4.2 得C1min 20mmC2min 18mme=1.2 d3 =1.2（0.4 0.5） d f=1.2（7.2 9）mm=8.64 10.8mm（4）绘制结所以 L 2 =50+10+20+17=97mm构草图轴的结构草图下见（图 1）。且轴的两端倒角为3mm。设计项 目计算及说明主要结果4. 按 弯 扭合成轴的受力图如下所示T 2 2

30、82.18N m进行强因为T 2 282.18 N m度计算(1)给2T2 2 282.18 1000t2=2= N =2536.45N出轴的F t 2 d2222.5F t2 =2536.45N受力图因为标准齿轮的 =20ooFr2=Ft2tan 2564.22 tan20 =933.30NF r2 =933.30NF t2 2564.22FHA =FHB=Ft2=N =1282.11NF HA =1282.11N(2) 作水22平平面水平处的弯矩为：的弯矩l图M H 2F HAM H =70516.05N mm支反力110H= 1282.112=70516.05NmmF VA F VB F

31、 r2 =933.3 N mm=466.65N mmF VA =466.65N mm铅锤面的完矩为：(3) 作垂l 110直面的M V 2F VA = 2 466.65 N mmMV =25665.75 Nmm弯矩图=25665.75 N mm支反力由 M= M 2H M V2 得22= 70516.052 25665.752(4) 作合=75041.62 N mmM=75041.62 N mm成弯矩 图T=9.55 106 p =9.55 106 2.88 N mm n 331.03(5) 作转 矩图=83086.13 N mm 因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环 变化，修正系数 为

32、0.6 。T=83086.13 N mm22M e M 2 ( T)(6) 求当22=75041.622 (0.6 285270)M e=186889.473量弯矩NmmNmm=186889.473 N mm设计项计算及说明主要结果目(7) 按弯由设计 1 图可以看出，截面 11、22 所受转扭合成 进行强矩相同，但弯矩 Me1 M e2 ，且轴上还有键槽，度计算故截 面 11 可能为危险面。但由于轴径d3 d2 ，故也应对截面 22 进行校核。由d 3 10M e 由 d 3 1b=3 10 186889.473mm=31.46mm60因为轴上有键槽，所以要加大 5%。d(1+5%)=31.

33、46(1+5%)mm=33.033mm因为 d 1轴径在轴上是最小的， 且 d1 d(1+5%),合格。所以设计的轴有足够的强度， 并有一定的裕量。5. 修 改因所设计轴的强度裕度不大，此轴不必再做修轴的结 构改。6. 绘 制 轴的受 力图见 20 页设计图7. 齿 轮轴的尺寸为七、联轴器的选择设计项目计算及说明主要结果1. 选择类型选用弹性联轴器2. 计算转矩查机械设计基础表 16.1 得： K A =1.4mm 已知： T 2 =282.18 Nm T 3 =279.10Nm 主动端（ 2轴输出端）：由TC 2 =K AT2 T C2 =1.4 282.18=395.052N m 从动轴（

34、 3端）：由T C3= K A T3T C3 =1.4 279.10=390.74NmTC2 =395.052NmT C3 =390.74Nm3. 选择型号 及尺寸已知 d1 =35mm、 d3 =45mm。根据转矩、轴径、转 速查课程设计基础课程设计指导书附表 9.4 得： 选取型号 HL3又因为齿轮轮毂宽度为 70mm，所以有： JA45 70HL3GB501485JC35 84标记为HL3 JA45 70JC35 84GB501485八、键的设计与校核设计项目计算及说明主要结果按设计要求只对输出轴做键的计算。 有 2 处需进行键的设计，依次为： 1. 联轴器的键设计为 1 键。2. 大齿

35、轮的键设计为 2 键。类型、尺寸 的选择以及 强度的校核已知 d1 =35mm、 d 3 =45mm由 P= 4T2 p 得：P dh1l1p由机械设计基础表14.6 得 p =100 120Mpa p1 键选择 C 型键由机械设计基础表 14.5 得 L1 b1 h1 b1 10mm h1 8mm L1 50mml1=L1- b1 =（50-10/2 ）mm=45mm4 252180P1= MPa =80.06Mpa p合格。P1 35 45 8 p2 键选择 A 型键由由机械设计基础表 14.5 得L2 b2 h2b2 10mm h2 8mm L2 40mml 2 L 2 b2 (40 1

36、0)mm 30mm4 279100=4 279100 MPa =116.29Mpa 合格。P2 40 30 8 p 键的标记为： 1 键 C10 50 GB/T1096 19792键 A10 40 GB/T1096 1979九、轴承的选择与校核设计项目计算及说明主要结果1. 试选轴承 型号根据轴颈 d2 =40mm查, 课程设计指导书附表10.1 ，该型号轴承初定为深沟球轴承 6208 型。深沟球轴承6208型2. 轴承的当 量动载荷由机械设计基础表 15.12 ，取载荷系数 f 1.2 P有F r 933.30N因为深沟球轴承没有部轴向力，所以 P=f FrP=1119.96NP=1.2 9

37、33.30N=1119.96N3. 计算所需 要的径向额查机械设计基础表 15.15 得Lh 40008000h定动载载荷 值查机械设计基础 表 15.14 得 f =1，取得 =3。1 由 C p (60nL6 h) 得 f T10611119.96 60 92.73 (40008000) 3 = 1 6 N1 106=3150.263969.08N经过查得合格 。十、减速箱体设计设计项目计算及说明主要结果 主要结果轴中心距a142.5mma 142.5mm箱体壁厚0.025a 1 8mm 取 =8mm=8mm箱盖壁厚10.02a 1 8mm 取 =8mm1=8mm1箱盖凸缘厚 度b11.5 1 =1.5 8mm=12mmb1 =12mm箱座凸缘厚b1.5 =1.5 8mm