第三组机械设计基础课程设计任务书

1、机械设计基础课程设计任务书设计题目：皮带运输机传动装置中的单级圆柱齿轮减速器设计简图：工作条件:运输机连续工作，单向运转，载荷平稳，空载启动，使用期限10年，两班制工作，输送带速度允许误差为±5%。原始数据：输送带工作拉力 F=1500 N 输送带速度 w=1.7 m/s 滚筒直径 D=280 mm 一、 运动学设计和电动机选择1. 选择电动机1) 传动装置效率 =12345式中：1普通V带传动效率，取1=0.96； 22两对滚动轴承效率，取2=0.993一对圆柱齿轮效率，取3=0.974弹性柱销联轴器效率，取4=0.985运输机滚筒效率，取5=0.96 因此，=0.96×

2、0.992×0.97×0.98×0.96=0.86 2）电动机所需功率 P=F·w/1000·=2000×1.6/1000×0.86=2.51(kw) 3）选择电动机型号根据工作条件，载荷平稳选择一般用途的Y系列三相异步电动机。根据电动机所需功率，并考虑到电动机转速越高，总传动比就越大，减速器的尺寸也相应增大，所以决定选用Y132MS-6型电动机，其额定功率P=3KW，满载转速n=960r/min,电动机轴颈直径D=260mm,电动机外轮廓尺寸为475×mm×280mm×315mm。（如考虑过载

3、可选用Y132M2-6，5.5KW的电动机） 2总传动比及其分配1) 滚筒轴工作转速w=6×104×w /×D=6×104×1.6/×260=117.5(r/min) 2）总传动比 i=n/nw=960/117.5=8.17 3)传动比分配 I=ib·ig,为使普通V带传动的轮廓尺寸不致过大，取传动比ib=3,则齿轮传动比ig=i/ib=8.17/3=2.72。3.运动学计算1）各轴转速I轴:n1=n/ib=960/3=320(r/min)；II轴：n2=n1/nb=320/2.72=117.6(r/min)；滚筒轴：nw=

4、n2=117.6(r/min)。2）各轴上的功率I轴: P1=P·1=3×0.96=2.88（KW）II轴：P2=P1·2·3=2.88×0.99×0.97=2.77（KW）滚筒轴：Pw=P1·2·4=2.77×0.99×0.98=2.69（KW）3)各轴上的扭矩电机轴:T0=9.55×106×P/n=9.55×106×3/960=29844(N·mm)I轴: T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106&#

5、215;2.88/320=85950(N·mm)II轴：T2=9.55×106×P2/n2=9.55×106×2.77/117.6=224944(N·mm)滚筒轴：Tw=9.55×106×Pw/nw=9.55×106×2.69/117.5=218634(N·mm)将以上算得的运动参数和动力参数列表如下：轴名参数电机轴I轴II轴滚筒轴转速n/(r·min-1)960320116116功率P/KW32.882.772.69扭矩T/(N·/mm)2984485950228

6、047221461传动比i3.002.762.761.00效率0.960.960.960.972圆柱齿轮传动的设计计算计算项目设计计算内容、依据及说明计算结果1.选择齿轮材料大小齿轮均选40Cr,大齿轮调质处理，241286HBS，da2（估计直径=101300mm）;小齿轮表面淬火，4855HRC大齿轮，40Cr，调质，265HBS小齿轮，40Cr,表面淬火，52HRC2按轮齿齿面接触疲劳强度设计小齿轮传递的扭矩T1=9.55×106P1/n1T1=85950N·mm载荷系数查表13-8K=1.2齿宽系数查表13-12（ d=1.21.4） d=0.8试验齿轮的接触疲劳极

7、限应力查图13-6c小齿轮查图13-6b大齿轮Hlim1=1170MPaHlim2=700 MPa接触强度的最小安全系数查表13-2（一般可靠度）SHmin=1.10接触强度计算的寿命系数N1=60anT=2.19×109N2=N1/i=5.21×108查图13-7ZN1=1ZN2=1计算项目设计计算内容、依据及说明计算结果工作硬化系数查图13-8Zw=1.05许用接触疲劳应力H=Hlim/SHmin·ZNZWH1=1197.8 MPaH2=668.2 MPa齿数比u=iU=2.72材料弹性系数查表13-9ZE=189.8 N/mm2节点区域（齿合）系数直齿圆柱齿

8、轮转动ZH=2.495计算实际齿数比设z1=26，则z2=26×2.72=71,取71，u=z2/z1z1=26 ,z2=71u=2.73传动比误差i=i-z2/z2/ii=0.76%，符合要求查齿轮端面重合度查图13-15（=0）t1=0.805 t2=0.9齿轮传动端面重合度t=t1+t2t=1.715齿面接触疲劳强度重合度系数查图13-16（=0）Z=0.87按接触疲劳强度设计d13(ZEZHZ/H)2·2KT1/ d·u±1/ud128.01mm3.确定传动主要参数计算项目设计计算内容、依据及说明计算结果齿轮模数m=d1/z1=2.750mm取m

9、=2mm齿轮工作宽度b=aab=40mm大齿轮宽度b2=bb2=40mm小齿轮宽度b1=b+(510)b1=45mm小齿轮分度圆直径d1=mz1d1=52mm4.校核轮齿弯曲疲劳程度试验齿轮弯曲疲劳极限应力查图13-9Flim1=650 MPaFlim2=500 MPa弯曲强度的最小安全系数查表13-2（一般可靠度）SFmin=1.25弯曲强度计算的寿命系数查图13-10（N1=2.12×109，N2=5.03×108）ZN1=1ZN2=1弯曲疲劳强度计算的尺寸系数查图13-11（m=3mm）Yx=1小齿轮许用弯曲疲劳应力F1=Flim1/sFlim·YN1YXF

10、1=520 MPa大齿轮许用弯曲疲劳应力F2=Flim1/sFlim·YN2YXF2=400 MPa计算项目设计计算内容、依据及说明计算结果齿轮齿形系数查表13-10YF1=2.6YF2=2.238齿轮应力的修正系数查表13-11YS1=1.595YS2=1.752齿根弯曲强度的重合度系数查图13-18Y=0.67小齿轮齿根弯曲强度校核F1=2KT1YF1YS1Y1/bd1mF1=134.6F1,安全大齿轮齿根弯曲强度校核F2=YF2YS2/ YF1YS1·F1F2=127.8F2,安全5.齿轮几何尺寸计算小齿轮齿顶圆直径da1=d1+2mha*da1=56mm小齿轮齿根圆

11、直径df1=d1-2(ha*+c*)mdf1=47.5mm大齿轮分度圆直径d2=mz2d1=142mm大齿轮齿顶圆直径da2=d2+2mha*da2=146mm大齿轮齿根圆直径df2=d2-2(ha*+c*)mdf2=137.5mm计算项目设计计算内容、依据及说明计算结果中心距a=m/2(z1+z2)a=97mm6.确定齿轮传动的精度等级齿轮圆周速度=d1n1/60×1000=0.87m/s选定齿轮传动精度和等级查表13-6，第组公差应为8级精度，但通常用滚齿加工选用8级精度7.齿轮结构设计（略）8.绘制齿轮零件工作图（略）2）设计项目设计计算内容、依据及说明计算结果1.确定V带型号

12、工作情况系数查表11-6KA=1.2计算功率PC=KAP=1.4×5.5=7.7KWPC=3.6KW选V带型号由图11-15，按PC及n1选V带型号A型计算传动比i=n1/n2=960/310=2.494i=32.确定带轮直径选小带轮基准直径由图11-16及教材表11-1，表11-7dd1=100mm设计项目设计计算内容、依据及说明计算结果验算带速=d1n1/60×1000=5.024m/s,在允许范围确定大带轮直径取弹性滑动率 =0.02dd2=idd1(1-)=294mm由表11-1、表11-7选取标准值dd2=280mm实际传动比i= dd2/dd1(1-)=400/

13、160(1-0.02)=2.857从动带轮实际转速n2=n1/i=960/2.857=336m/s计算转速误差n2=385-376.32/385×100%=2.25%n2±5%,符合要求3.确定中心距及V带基准长度初定中心距由0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2）知354mma01010mm,暂取a0=400a0=400mm，符合设计项目设计计算内容、依据及说明计算结果初定V带基准长度Ld0=2a0+/2（dd2+dd1）+（dd1-dd2）2/4a0Ld0=1419.85mm确定V带基准长度由表11-3，B型Ld=1400mm计算长度实际中心距aa0+(Ld-L

14、d0)/2amin=376mmamax=448mma=390.075mm满足不超过500mm计算小带轮包角1180o-57.3 o×（dd1-dd2）/a1153.56o,符合要求 4.确定V带根数单根V带基本额定功率查表11-8（n1略小于980r/min,dd1=150mm,但值均略小）取P0=0.96KW单根V带基本额定功率增量查表11-9（按n1= 980r/min,但值略小；i2）取P0=0.11KW包角修正系数查表11-10（按150o）K=0.925V带长度修正系数查表11-3KL=0.96V带根数Z=PC/(P0+P0)KaKL=3.79取Z=4根（在生产中也可取Z=

15、3根）设计项目设计计算内容、依据及说明计算结果5.计算作用在轴上的载荷V带线密度查表11-1q=0.10kg/m单根V带初拉力F0=500Pc/z(2.5/K-1)+q2F0=155N压轴力FQ=2F0zsin1/2=2×212×4sin149.3/2=1207F=1207N6.带轮结构设计小带轮可采用整体式，大带轮采用辐版式带轮材料均采用HT150具体结构及零件工作图3)确定齿轮精度等级及侧隙根据齿轮的圆周速度和对噪音的要求，确定两齿轮的精度等级及其侧隙分别为:小齿轮 8GJ 大齿轮 8FH4)计算啮合力圆周力 Ft=2T1/d1=2×85950/142=121

16、1(N)径向力 Fr= Ft·tann=1211×tan20o/COS14.07o=454(N)轴向力 Fa=Ft·tan=1211×tan14.07o=304(N)计算结果项目小齿轮大齿轮材料及热处理40Cr钢调质40Cr钢正火基本参数齿数Z2671法面模数mn2mm分度圆法面压力角n20o螺旋角及方向14.07 o（左）14.07 o (右)法面齿顶高系数han*1法面顶隙系数Cn*0.25主要尺寸/mm中心距a100齿宽b4540分度圆直径d142340齿顶圆直径da56146齿根圆直径 df47.5137.5精度等级（GB10065-88）8GJ

17、8FH啮合力/N圆周力Ft1211径向力Fr454轴向力Fa304三、轴的设计1.选取轴的材料和热处理方法运输机减速器是一般用途的减速器，所以轴的材料选用40Cr钢，粗加工后进行调质处理便可满足使用要求。40Cr经调质处理后，硬度为214286HBS，由教材表15-1知：b=650 Mpa，s=360 Mpa,-1=300 Mpa，-1=155 Mpa。许用弯曲应力-1=60 Mpa。2按钮最小直径计算公式为： DminA·由教材表15-5查得A=126103,取A=115轴：d1min115·=23.92（mm）轴：d2min115·=32.96（mm）滚筒轴：

18、d3min115·=32.79（mm）在轴上，轴的最小直径要安装皮带轮盘，轴端轴径应将估算直径加大5%,d125.1mm。取标准直径为30mm估取安装轴承处的轴径为40mm。在轴上，轴的最小直径要安装联轴器，轴端轴径应将估算直径加大5%，d234.6mm。取标准直径为35mm，估取安装轴承处的轴径为40mm。3.联轴器的选择减速器输出轴与滚筒轴采用凸缘联轴器。由前计算知T2=85.95 N·m，由附录表4-4选用凸缘联轴器，型号为YLD3联轴器45*84，GB501485。主要参数尺寸如下：许用最大扭矩Tmax=25 N·m许用最大转速nmax=10000r/mi

19、n主动端 d1=60mm，J1型轴孔L=64mm，A型键槽从动端 d2=60mm，J1型轴孔L=64mm，A型键槽显然，轴的轴径、工作转矩和转速均在选用范围内。4轴承的选择轴：在轴上，既作用着径向力Fa，故选用圆锥滚子轴承，型号问7006C。其主要尺寸如下：d=30mm，D=55mm， B=13mm。轴：同样，在轴上选用轴承型号为7008C。其主要尺寸如下：d=40mm，D=65mm，T=25.1mm，B=15mm。5轴的结构设计在轴上，两端的轴承已初选用7006C型，与轴承配合的轴径为30mm，以轴肩作轴向定位，因此在安装小齿轮处的直径必须不小于35mm，但小齿轮的根圆直径只有49.5mm，

20、故小齿轮应采用实心式的结构。在轴上，两端的轴承已选用7008C型，与轴承配合的轴径为40mm，一端以轴肩作轴向定位，齿轮从另一端装拆。故从轴肩开始，轴上各段径向尺寸应依次递减。6轴的强度计算（以轴为例）根据I轴的结构设计，取=140mm，=70mm。由前面计算可知：T1=85950N·m，Ft1=1211N，Fr1=454N，Fa1=304N。（1） 根据轴系部件结构图，作出轴系空间力图，如图7-2b所示。（2） 作出轴垂直平面力图，求支反力Fva、Fvb，绘弯矩图Mv，如图7-2b所示 FVB=(N)FVA=FVB-Fr2=285.63-454=-168.3（N） 齿轮中心面右侧弯

21、矩MV左为：齿轮中心面右侧弯矩MV右为：MV右=FVB·=285.63×70=19994.1(N·mm)（3） 作出轴水平平面力图，求支反力FHA、FHB,绘弯距图MH，如图72d所示。FHZ=FHB=605.5（N）MH=FHA·=605.5×70=42385（N·mm）（4） 求总反力FA、FB，绘总弯矩图M，如图72e所示。 FA= FB=(N·mm) 齿轮中心面左侧总弯矩M左为：M左=(N·mm)齿轮中心面右侧总弯矩M右为：M右=(N·mm)5）会扭矩图，如图7-2f所示。6）绘当量弯矩图，如图7

22、-2g所示。因为皮带运输机为单向传动，从安全角度出发，轴上转矩T2，按脉动循环考虑，故取校正系数=0.6.齿轮中心面处最大当量弯矩Mc为：MC左=MC右=(N·mm)7）选择危险截面，进行强度核算。根据当量弯矩图，初取齿轮中心面为危险截面。该截面有键槽，故应将轴径加大5%，由此得必须轴径d为： d1.05（mm）（式中：由教材表15-1查得-1=60Mpa由计算结果可知，轴径必须小于安装齿轮处实际轴径，所以强度满足要求。四、轴承寿命计算（以轴轴承为例）I轴轴承已初选型号为7006C的一对圆柱滚动轴承正装，其有关数据如下：额定动载荷C=11.5Kn, y=1.5,载荷系数fp=1.1，

23、温度系数ft=1.0.轴承受力情况如图7-3所示。由前面计算可知：RA=627.59N，RB=670.91N。RA、RB即为轴承径向力FrA、FrB。FrA=RA=627.59N，FrB=RB=670.91N。1计算轴承内部轴向力S SA= SB= 2计算轴承的轴向力FaA和FaB已知轴向外载荷Fa2=304N，方向向右，各轴向力方向如图7-3所示。由于 Fa2+SA=304+201.8=505.8(N) SB=223(N)即Fa2+SA>SB。因此，轴承B被“压紧”，轴承A被“放松”，故得 FaA=SA=201.8(N) FAb=Fa2+SA=505.8(N)3计算轴承额定寿命Lh因为

24、PBPA，所以按右侧轴承计算轴承的额定寿命Lh： Lh=96880由题给工作条件，该皮带运输机两班制工作，试用期限10年。若每年以300个工作日计。则轴承的预期寿命为： L=8×2×300×10=48000(h)由于Lh>>L，所以轴承合乎要求。五、选用键并校核强度（以轴为例）轴上安装齿轮处选用键的类型为:键10×8GB109679，b=10mm，h=8mm，L=45mm，键槽深t=5mm，键工作长度l=L-6=45-10=35mm，T1=859507N·m，d=35mm。因为对于按标准选择的平键连接，具有足够的剪切强度，故按挤压强度进行强度校核。 由教材表15-3查得，键连接的许用挤压应力p=（3050）Mpa。显然p<p，故连接强度足够，能够满足要求，安全。轴上安装联轴器处所选用键的类型为：键14×9GB109679，b=14mm，h=9mm，L=75mm，t=5.5mm，l=L-b=75-14=61（m