机械设计课程设计任务书

1机械设计课程设计任务书专业：姓名：学号：成绩：指导教师：2目录一.设计课题……………………………………………3二.设计课题分析………………………………………4三.确定原动机…………………………………………4四.传动比的分配………………………………………5五.机械或部件中各轴的运动学和动力计算…………5六.传动零件的设计计算………………………………71.高速机齿轮设计及………………………………………72.低速级齿轮设计及校核…………………………………13七.V带及带轮设计及校核……………………………20八.轴的设计……………………………………………22九.键的计算校核………………………………………34十.轴承和选定轴承校核………………………………37高速级轴承………………………………………37中速机轴承………………………………………38低速机轴承………………………………………39十一.减速器总体技术特性如下………………………40十二.设计小结…………………………………………40十三.参考文献资料……………………………………413一、设计课题设计热处理车间零件清洗用传送设备中的二级展开式圆柱齿轮减速器。该传动设备的动力由电动机经减速装置后传至传送带。两班制工作，工作期限为8年。1----电动机；2----带传动；3----减速器；4----联轴器；5----卷筒；6----输送带。原始数据题号1-11-21-31-41-51-61-71-81-91-10输送带主轴扭矩T（N·m）7006706509501050900660900900950输送带运行速度V（m/s）0.630.750.850.80.80.70.830.750.850.9卷筒直径D（mm）3003303503503803003603203603804二、设计课题分析拿到设计课题首先我们设计的是设计热处理车间零件清洗用传送设备中的二级展开式圆柱齿轮减速器。该传动设备的动力由电动机经减速装置后传至传送带。两班制工作，工作期限为8年。所以我们小组立即开展对减速器的了解。在课题要求下我们选择了二级圆柱直齿轮减速器，因为它的工作环境是传送车间，没有要求要斜齿轮还是直齿轮，因此我们选用了更符合要求的直齿轮传动。又因为没有特别大的载荷变动，这样可以确定后面选择齿轮材料和皮带的时候奠定基础。电动机方面尽量选择了要价格清廉，而且又能够满足清洗车间的技术要求。机箱基本选择45号钢。电动机的选择至关重要，特别是转速和功率的计算。然后分配传动比，接着对机械或部件中各轴的运动学和动力学计算。基本上是这样的设计流程了。最后完成之后要写好任务说明书就可以了。三、原动机的选择1、电动机选择（1）选择电动机类型按工作要求选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。（2）选择电动机容量按式（2-2），电动机所需工作功率为Pd=按式(2-3),工作机所需功率为F===5000NPw===4.5kw传动装置的总功率为η=η1η42η23η4η5=0.96×0.944×0.972×0.99×0.96=0.825所需电动机功率为Pd===5.45kw因载荷平稳,电动机额度功率Ped略大于Pd即可由第六章,Y系列电动机技术数据,选电动机的额度功率Ped为5.5kw(3)确定电动机转数滚筒轴工作转速5nw===45.23r／min通常，V带传动的传动比常用范围为2～4，二级圆柱齿轮减速器为8～40，则总传动比的范围为ia，nw=(16～160)×45.23=724～7240r/min符合这一范围的同步转速有3000、1500、1000、750.现以同步转速3000、1500、及1000r/min三种方案进行比较。由相关资料查得的电动机数据及计算出的总传动比例于下表1-1表1-1额度功率为5.5kw时电动机选择对总体方案的影响方案电动机型号额度功率/kw同步转速/满载转速nm/(r/min)传动比ia1Y132S1-25.53000/29202Y132S-45.51500/14403Y132M2-65.51000/960表1-1中，方案一传动比大，传动装置外廓尺寸大，制造成本高，结构不紧凑，故不可取。方案二与方案三相比较，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、价格以及总传动比，可以看出。如为使传动装置结构紧凑，选用方案3较好；综合各方面考虑，则选用方案2，即电动机型号为Y132S-4。四、传动比的分配（1）总传动比ia===31.84（2）分配传动装置各级传动比取V带传动比i01，则减速器的传动比i为i===10.61取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比i12===3.854低级速的传动比i23===2.7536五、机械或部件中各轴的运动学和动力学计算0轴(电动机)P0=Pd=5.45kwn0=nm=1440r/minT0=9550=9550×N·m=36.1N·m1轴（高速轴）P1=P0η01=5.45kw×0.96=5.23kwn1==r/min=480r/minT1=9550=9550×N·m=104N·m2轴（中速轴）P2=P1η12=P1η2η3=5.23kw×0.99×0.97=5.02kwn2==r/min=124.5r/minT2=9550=9550×N·m=385N·m3轴（低速轴）P3=P1η23=P1η2η3=5.02kw×0.99×0.97=4.82kwn3==r/min=45.22r/minT3=9550=9550×N·m=1018N·m4轴（滚筒轴）7P4=P1η24=P1η2η4=4.82kw×0.99×0.99=4.72kwn4==r/min=45.22r/minT4=9550=9550×N·m=997N·m1～3轴的输出功率或输出转矩分别为各轴的输出功率或输入转矩乘轴承效率0.99.例如1轴的输出功率P1′=P1×0.99=5.23×0.99=5.18kw；输出转矩T1′=T1×0.99=104×0.99=103N·m,其余类推。表1-2各轴运动和动力参数轴名功率P/KW转矩转速n/(r/min)传动比i功率η输入输出输入输出电动机轴5.235.024.824.725.455.184.974.774.671043851018997361103.0381.21007.8987.01440480124.545.2245.2233.8542.75310.960.960.960.981轴2轴3轴滚筒轴六、传动零件的设计计算高速级圆柱直齿轮选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数8（1）按机械设计第9版图10-26所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取20°。（2）带式输送机为一般工作机器，参考机械设计第9版表10-6选7级精度（3）材料选择。由机械设计第9版表10-1，选择小齿轮材料40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS（4）选小齿轮齿数z1=18，大齿轮齿数z2=uz1=3.9×18=70.2,取z2=71.2、按齿面接触疲劳强度设计（1）由机械设计第9版式（10-11）试计算小齿轮分度圆直径，即d1t1)确定公式中的个参数值a.试选KHt=1.3b.计算小齿轮传递的转矩。T1=9.55×106P/n1=9.55×106×5.18/480N·mm=1.031×105N·mmc由机械设计第9版表10-7选取齿宽系数=1d.由机械设计第9版图10-20查得区域系数ZH=2.37e.由机械设计第9版表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2f由机械设计第9版式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数。a1=arcos[z1cosα/(z1+2)]=arcos[18×cos20°/(18+2×1)]=32.250°a2=arcos[z2cosα/(z2+2)]=arcos[71×cos20°/(71+2×1)]=23.943°=[z1(tan-tan)+z2(tan-tan)]/2=[18×(tan32.250°-tan20°)+71×(tan23.943°-tan20°)]2=1.6699Zε===0.881g.计算接触疲劳许用应力[]由机械设计第9版的图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为=650MPa、=550MPa由机械设计第9版的式（10-15）计算许用循环次数：N1=60n1jLh=60×480×1×(2×8×300×8)=1.106×109N2=N1/u=4.147×109/(71/18)=2.804×108由机械设计第9版的图10-23查得取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90、KHN2=0.95.取失效概率为1％、安全系数S=1，由机械设计第9版的式（10-14）得[]1===585MPa[]2===523MPa取[]1和[]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[]=[]1=523MPa2）试算小齿轮分度圆直径d1t=mm=57.783mm(2)调整小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前的数据准备。10圆周速度v0v0==m/s=1.5m/s齿宽bb=d1t=1×57.783mm=57.783mm2）计算实际载荷系数KH。a.由机械设计第9版的表10-2查得使用系数KA=1b.根据v=3.0m/s、7级精度，由机械设计第9版的图10-8查得动载系数Kv=1.05c.齿轮的圆周力。Ft1=2T/d1t=2×1.031×105/57.783N=3.569×103NKAFt1/b=1×3.569×103/57.783N/mm=61.7N/mm﹤100N/mm由机械设计第9版表查得10-3得齿间载荷分配系数KHα=1.2d.由机械设计第9版表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相当支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KHβ=1.421.由此，得到实际载荷系数KH=KAKVKHαKHβ=1×1.05×1.2×1.421=1.793)由机械设计第9版的公式（10-12），得按实际载荷系数算得的分度圆直径及相应的齿轮模数m=d1/z1=67.939/18mm=3.5713.按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由机械设计第9版的公式（10-7）试算模数，即1)确定公式中的各参数值a.试选KFt=1.3.11b.由机械设计第9版的公式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数。Yε=0.25+=0.25+=0.699c.计算。由机械设计第9版的图10-17查得齿形系数YFal=2.93、YFa2=2.25由机械设计第9版的图10-18查得应力修正系数Ysal=2.93、Ysa2=2.25由机械设计第9版的图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为σFlim1=530MPa、σFlim2=380MPa。由机械设计第9版的图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90,KFN2=0.95.取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由机械设计第9版的式（10-14）得==MPa=340.71MPa==MPa=257.86MPa==0.0132==0.0154因为大齿轮的大于大齿轮，所以取==0.01542)试算模数12(2)调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备a.圆周速度v。d1=mtz1=2.073×18mm=37.314b.齿宽b。c.宽高比b/h2)计算实际载荷系数KF。a.根据v=0.94m/s，7级精度，由机械设计第9版的图10-8查得动载系数Kv=1.04。b.由Ft1=2T1/d=2×1.031×105/37.314N=5.526×104N,KAFt1/b=1×5.526×104/37.314N/mm=148N/mm＞100N/mm,由机械设计第9版的表10-3查得齿间载荷分配系数KFα=1.0c.由机械设计第9版的表10-4用插值法查得KHβ=1.417，结合b/h=8.00查机械设计第9版的图10-13，得KFβ=1.36.则载荷系数为KF=KAKvKFαKFβ=1×1.08×1.0×1.36=1.411)由机械设计第9版的式子（10-13），可得按实际载荷系数算