第6组机械综合实训课程设计任务书.docx
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第6组机械综合实训课程设计任务书
机械综合实训——课程设计部分
《机械技术基础》课程设计
任务书
班级
学生姓名
学生学号
指导教师
上海电视大学
日期2011年月日
前言
一、设计任务书
二、减速器总体方案设计
三、V带传动的设计
四、齿轮的设计计算及结构说明
五、轴的设计计算及校核
六、滚动轴承的选择
七、键的选择及校核
八、联轴器的选择
九、减速器附件的选择及简要说明
十、减速器润滑方式、密封形式、润滑油牌号及及用量的简要说明
十一、箱体主要结构尺寸的计算
十二、参考文献
一、设计任务书
设计用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器
原始数据：
运输带工作拉力F（N）
1350
运输带工作速度v（m/s）
1.60
卷筒直径D/mm
260
工作条件：
连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用期限10年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为±5%。
项目和内容
设计计算依据和过程
计算结果
二、减速器总体方案设计
1．设计方案分析
2电动机的选择
（1）电动机类型的选择
（2）电动机功率的选择
（3）电动机转速的选择
（4）确定电动机型号
3．传动比的分配
4.运动参数及动力参数计算
三、V带传动的设计
1．确定设计
计算功率Pd
2.选择带的型号
3.确定带轮基准直径dd1、dd2
（1）选择小带轮的基准直径dd1
（2）验算带速
（3）计算大带轮基准直径dd2
（4）确定中心矩a及带的基准长度Ld0
（5）验算小带轮包角α1
（6）确定V带的根数
（7）确定带的初拉力F0
（8）计算带的轴压力FQ
四、齿轮的设计计算及结构说明
1.选择齿轮材料
2．按齿面接触疲劳强度条件计算小齿轮直径d1
3.确定齿轮的主要参数和计算几何尺寸
4．校核齿根弯曲疲劳强度
5.计算齿轮的圆周速度及确定精度等级
五、轴的设计计算及校核
1．输入轴的设计计算与校核
（1）根据工作要求选择材料
（2）按扭矩初算轴的最小直径
（3）轴的结构设计
（4）轴的强度校核
2.输出轴的设计计算与校核
（1）根据工作要求选择材料
（2）按扭矩粗算轴的最小直径
（3）轴的结构设计
（4）轴的强度校核
六.滚动轴承的校核
1.输入轴滚动轴承寿命校核
（1）输入轴轴承的寿命校核
2.输出轴滚动轴承寿命校核
七.键的选择与校核
1.输入轴键的选择与校核
1.输入轴键的选择与校核
2.输出轴键的选择与校核
本设计中，原动机为电动机，工作机为皮带输送机。
传动方案采用了1级传动，带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其它形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传动的转矩，减小带传动的结构尺寸。
齿轮传动的传动效率高，适用的功率与速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。
所给定方案结构尺寸大，传动效率较高，成本低，连续工作性好，在所要求的工作条件下满足要求。
根据动力源和工作条件，选用Y系列三相异步电动机。
工作机所需要的有效功率为：
Pw=Fv/1000=（1350×1.60）/1000=2.16KW
为了计算电动机所需功率Pd，需确定传动装置总效率η总。
要求总效率，必须先确定各传动环节的效率。
由教材第14页表2-3查得：
ηV带=0.96，η轴承=0.98，η齿轮=0.97，
η联轴器=0.99，η滚筒=0.96；则传动装置的总效率为：
η总=ηV带×η轴承2×η齿轮×η联轴器×η滚筒=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96=0.85
电动机所需功率为：
Pd=Pw/η总=2.16/0.85=2.54KW
对于载荷比较稳定，长期连续运行的机械，只要所选电动机的额定功率Ped等于或稍大于电动机所需的工作功率Pd，电动机就能正常工作。
由教材第203页表17-1选取电动机的额定功率为3KW。
工作机转速：
nw=（60×1000×v）/（π×D）=（60×1000×1.6）/（3.14×260）=117.6r/min
由教材第10页表2-1，V带传动的传动比常用范围为iv带=2~4，单级圆柱齿轮传动的传动比常用范围为i齿轮=3~5，则总传动比范围为i总=6~20。
故电动机转速的可选范围为：
n电机=i总×nw=（6~20）×117.57=705.6~2352r/min
符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min。
现将3种电动机的有关数据列于下表进行比较：
方案
电机型号
额定功率/KW
同步转速/（r/min）
满载转速/（r/min）
电动机质量/KG
总传动比
1
Y132M-8
3
750
710
79
6.03
2
Y132S-6
3
1000
960
63
8.16
3
Y100L2-4
3
1500
1430
38
12.15
注：
总传动比=满载转速/工作机转速
可以发现以上三种电动机都符合要求,都可选取,若工作环境对传动装置的外廓尺寸要求不大,则可选取方案3;若工作环境希望传动装置越小越好,则选方案1;这里,我们折中选取方案2,即选定电动机型号为Y132S-6。
根据电动机功率与同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。
其主要性能：
额定功率3KW，满载转速960r/min。
i总=n满/nw=960/117.6=8.16
V带传动的传动比常用范围为iv带=2~4，这里取iV带=2
则i齿轮=i总/iV带=8.16/2=4.08
（单级圆柱齿轮传动的传动比常用范围为i齿轮=3~5）
电动机轴为0轴，减速器高速轴为1轴，减速器低速轴为2轴滚筒轴为3轴。
相邻两轴间的传动比表示为i01、i12、i23；相临两轴间的传动效率为η01、η12、η23；；各轴的输入功率为P0、P1、P2、P3；各轴的转速为n0、n1、n2、n3；各轴的输入转矩为T0、T1、T2、T3。
在设计计算传动装置时，通常用电动机所需的工作功率Pd进行计算，而不用电动机的额定功率Ped。
只有当有些通用设备为留有储备能力以备发展，或为适应不同工作的需要，要求传动装置具有较大的通用性和适应性时，才按额定功率Ped来设计传动装置。
传动装置的输入转速可按电动机额定功率时的转速,即满载转速nm计算，这一转速与实际工作时的转速相差不大。
传动装置的输入转速可按电动机额定功率时的转速，即满载转速nm计算，这一转速与实际工作时的转速相差不大。
0轴（电机轴）
P0=Pd=2.54KW
n0=nm=960r/min
T0=9550×（P0/n0）=9550×（2.54/960）=25.27N·m
1轴（高速轴）
P1=P0×η01=2.16×ηV带=2.54×0.96=2.44KW
n1=n0/i01带=960/2=480r/min
T1=9550×（P1/n1）=9550×（2.44/480）=48.55N·m
2轴（低速轴）
P2=P1×η12=2.44×（η轴承×η齿轮）=2.44×（0.98×0.97）=2.32KW
n2=n1/i12齿=480/4.08=117.64r/min
T2=9550×（P2/n2）=9550×（2.32/117.64）=188.33N·m
3轴（滚筒轴）
P3=P2×η23=2.32×（η轴承×η联轴器）=2.32×（0.98×0.99）=2.25KW
n3=n2=117.64r/min
T3=9550×（P3/n3）=9550×（2.25/117.64）=182.65N·m
1~2轴的输出功率或输出转矩分别为各轴的输入功率或输入转矩乘轴承效率。
运动与动力参数的计算结果汇总如下表：
轴名
功率P/KW
转矩T（N·m）
转速n/（r/min）
传动比i
效率
η
输入
输出
输入
输出
电机轴
1轴
2轴
滚筒轴
2.44
2.32
2.25
2.54
48.55
188.33
182.65
25.27
960
480
117.64
117.64
2
4.08
1
0.96
0.95
0.97
由工作条件，载荷平稳，2班制工作，采用交流电动机，参考《机械技术基础》第216页，表14-8得：
KA=1.2
设计计算功率Pd=KAP=1.2×2.54=3.048KW
（其中KA为工作情况系数，P为所需传递功率）
根据设计计算功率Pd和小带轮的转速n0，由《机械技术基础》第216页，图14-8查得：
带的型号为A型。
由《机械技术基础》第208页，表14-2查得：
A型带的小带轮最小直径为75，在结构允许的前提下尽可能选大一些，以减少弯曲应力，提高带的寿命，所以放大一档，由表14-2初选小带轮直径dd1=125mm。
v=（π×dd1×n0）/（60×1000）=（3.14×125×960）/（60×1000）=6.28m/s
带速v在5~25m/s之间，符合要求。
取ε=0.02
dd2=（n0/n1）×（1-ε）×dd1=（960/480）×（1-0.02）×125=245mm
由《机械技术基础》第208页，表14-2带的基准直径系列圆整得：
dd2=250mm
实际大带轮转速
n1’=n0×（1-ε）×dd1/dd2=960×（1-0.02）×125/250=470.4
｜（470.4-480）/480｜=0.02<0.03所以转速误差符合要求.
初定中心矩a0
由于设计要求中未对中心距提出明确要求，先按下式初选中心距a0：
0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）
262.5≤a0≤750
暂时取a0=600mm
初算带的基准长度Ld0
初选中心距a0后，按下式初算带的基准长度：
Ld0≈2a0+（π/2）（dd1+dd2）+（dd1+dd2）2/（4×a0）=2×600+（3.14/2）×（125+250）+（125+250）2/（4×600）=1847.34mm
确定带的基准长度Ld
由《机械技术基础》第208页，表14-3将带的基准长度圆整至相近的标准基准长度：
Ld=1800mm
确定中心距
确定带的基准长度Ld后，按下式计算实际中心距a
a≈a0+（Ld-Ld0）/2=600+（1800-1847.34）/2=576mm
考虑到安装、调整和松弛后张紧的需要，实际中心距允许有一定的调整范围，其大小为：
amin=a-0.015Ld=576-0.015×1800=549mm
amax=a+0.03Ld=576+0.03×1800=630mm
α1=180°-57.3°×（dd2-dd1）/a=180°-57.3°×（250-125）/576=167.65°>120°
α1在允许的范围内，满足要求。
由《机械技术基础》第214页，表14-5，查得
P0=1.37KW
由《机械技术基础》第214页，表14-6，查得
ΔP0=0.11KW
由《机械技术基础》第214页，表14-7，查得
Kα=0.97
由《机械技术基础》第208页，表14-3，查得
KL=1.01
按下式计算V带的根数：
Z≥Pd/[P0]=Pd/（（P0+ΔP0）KαKL）=2.54/（（1.37+0.11）×0.97×1.01）=1.75
将Z圆整为整数：
Z=2
由《机械技术基础》第208页，表14-1，查得
q=0.10kg/m
按下式计算单根V带的初拉力：
F0=500×（Pd/vz）×（2.5/Kα-1）+qv2=500×（3.05/（6.28×2））×（2.5/0.97-1）+0.10×6.282=199.51N
FQ≈2zF0sin（α1/2）=2×2×199.51×sin（167.65/2）=793.41N
V带传动的主要参数见下表：
名称
结果
名称
结果
名称
结果
带型
A
传动比
i=2
根数
Z=2
带轮基准直径
dd1=125mm
dd2=250mm
基准长度
Ld=1800mm
预紧力
F0=199.51N
中心距
A=576mm
压轴力
FQ=793.41N
该齿轮传动无特殊要求，减速器是闭式传动，可以采用赤面硬度≤350HBS的软齿面齿轮，根据《机械技术基础》第256页表15-6，选小齿轮材料42SiMn，调质处理，齿面硬度229~286HBS；选大齿轮材料45钢，正火处理，齿面硬度169~217HBS。
由《机械技术基础》第260页图16-29查得σHlim1=700MPa，σHlim2=540MPa；由《机械技术基础》第258页表16-9查得SHmin=1。
计算大小齿轮齿面许用接触应力：
[σH1]=σHlim1/SHmin=700/1=700MPa
[σH2]=σHlim2/SHmin=540/1=540MPa
由《机械技术基础》第256页表16-8查得K=1.2；由《机械技术基础》第259页表16-10取Ψd=1，i=4.08，T1=48550N·mm，[σH]使用较小的[σH2]=540MPa。
按下式计算小齿轮直径：
d1≥3√（671/[σH]）2×（KT1/Ψd）×（（i+1）/i）
=3√（671/540）2×（1.2×48550/1）×（（4.08+1）/4.08）
=48.27mm
确定齿轮齿数：
取小齿轮z1=25，则大齿轮z2=z1i=25×4.08=102，取z2=100；
传动比误差：
Δi=｜i-i’｜/i=｜4.08-100/25｜/4.08=｜4.08-4｜/4.08=1.96%<3%，合格。
i为理论传动比，i’为实际传动比。
确定齿轮模数：
m=d1/z1=48.27/25=1.93
由《机械技术基础》第241页表16-2，取m=2。
计算齿轮传动中心距：
a=m（z1+z2）/2=2×（25+100）/2=125mm
计算齿轮的几何参数：
分度圆直径
d1=mz1=2×25=50mm
d2=mz2=2×100=200mm
齿顶圆直径
da1=m（z1+2ha*）=2×（25+2×1）=54mm
da2=m（z2+2ha*）=2×（100+2×1）=204mm
齿根圆直径
df1=m（z1-2ha*-2c*）=2×（25-2×1-2×0.25）=45mm
df2=m（z2-2ha*-2c*）=2×（100-2×1-2×0.25）=195mm
齿宽
b=Ψdd1=1×50=50mm取b1=55mm、b2=50mm。
由《机械技术基础》第258页图16-26取
σFlim1=550MPa，σFlim2=380MPa；
由《机械技术基础》第258页表16-9取
SFmin=1
按下式计算齿轮轮齿许用弯曲应力：
[σF1]=σFlim1/SFmin=550/1=550MPa
[σF2]=σFlim2/SFmin=380/1=380MPa
由《机械技术基础》第257页图16-25取标准齿轮的复合齿形系数：
YFS1=4.2
YFS2=3.9
σF1=（2×K×T1×YFS1）/（d1×b×m）=（2×1.2×48550×4.2）/（50×50×2）=97.87MPa<[σF1]
σF2=σF1×（YFS2/YFS1）=97.87×（3.9/4.2）=105.24MPa<[σF2]
经验算，齿根弯曲疲劳强度满足要求，故合格。
v=（π×d1×n1）/（60×1000）=（3.14×50×480）/（60×1000）=1.26m/s
由《机械技术基础》第255页表16-7，根据圆周速度v=1.26m/s，取该齿轮传动为8级精度。
由《机械技术基础》第328页表20-1选用45#调质钢，硬度217~255HBS，抗拉强度极限σb=650MPa。
d≥C3√（P/n）=1153√（2.44/480）=19.77mm
由《机械技术基础》第329页表20-2取C=115
其中：
P=P1=2.44kw
n=n1=480r/min
考虑有键槽，将直径增大3%~5%，则
d=19.77×（1+5%）=20.76mm
输入轴最小直径处安装大带轮，将20.7圆整为整数，所以选：
d=22mm。
a）轴的结构分析
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布。
由于小齿轮尺寸很小，所以和轴一起做成齿轮轴。
由于是直齿轮传动，传动过程中只受径向作用力，不会有轴向力，由《机械技术基础》第303页表19-2
选用深沟球轴承。
根据上述需要初定轴的结构应是阶梯轴，阶梯轴的各轴段为：
①安装大带轮；轴段②为轴段①提供轴肩对带轮定位和安装密封圈。
轴段③用于安装轴承；轴段④是轴环，对轴承进行轴向定位；轴段⑤是小齿轮；轴段⑥是轴环，对轴承进行轴向定位；轴段⑦用于安装轴承。
如下图所示：
b）确定轴各段直径和长度
1段：
轴段①的直径为最小，已确定为d1=22mm。
若将d1=22mm定为带轮轮毂孔径，则带轮的大致宽度为：
L=（1.5~2）d1=（1.5~2）×22=33~44mm
那么轴段①的长度L1=40mm.
2段：
根据h=（0.07~0.1）d1的计算方法，（h为轴肩单侧高度）
h=（0.07~0.1）×22=1.54~2.2m，考虑到装带轮放大一点，
取轴段②的直径为d2=27mm
考虑到轴承端盖的厚度与拆卸紧固螺钉的空间，取L2=40mm。
3、⑦段：
根据教材P120表12-1选择深沟球轴承，由于本设计载荷很小而且平稳，参照轴径要求按照经验初步选择型号6206，其内径为d3=30mm（d7=30mm）
轴承的宽度为16mm，考虑到大齿轮圆周速度小于2m/s，所以可以采用脂润滑，挡油环的厚度为6~9，则取轴段③、⑦的长度为L3=L7=16+6=22mm。
4、⑥段：
是轴环，考虑到轴承的定位与装拆，由教材P120表12-1，取d4=36mm（d6=36mm）
长度为L4=L6≈0。
7（d4-d3）=0.7×（36-30）=4.2mm，考虑到要保证箱体内表面与齿轮端面之间的距离，取L4=L6=10mm
5段：
用于齿轮轴部分，根据小齿轮定尺寸，
Z1=25，m=2，d1=50mm，da1=54mm，df1=45mm
小齿轮的齿宽为：
b1=55mm，则轴段⑤的长度为：
L5=55mm。
则输入轴的基本尺寸如图：
c）确定两轴承之间的支承跨距l1（两支反力作用点距离）
由教材第121页查出代号为6206的深沟球轴承的外形尺寸，D=62mm，B=16mm。
将轴承装到轴上，并取支承点为轴承宽度的中点，即可求l1。
l1=103mm
a）绘制并计算轴上的作用力
由于是直齿圆柱齿轮，齿轮所受法向力可以分解为两个相互垂直的分力，即圆周力Ft和径向力Fr。
此外，皮带轮传递进来扭矩T与轴压力FQ。
Ft=2T/d=（2×48550）/50=1942N
Fr=Fttanα=1942×tan20°=706.83N
其中:
T为高速轴的输入转矩
d为小齿轮的分度圆直径
α为分度圆压力角
以下求解FAY、FAZ、FBY、FBZ。
由于空间平衡的力系，在任意平面上的投影力系也平衡，所以分别作出XY平面与XZ平面上的受力简图，利用平面一般力系的平衡方程，即可解出FAY、FAZ、FBY、FBZ。
XY面受力图：
列方程求解：
∑MB（F）=0
FAY×103+Fr×51.5-FQ×171=0
FAY×103+706.83×51.5-793.41×171=0
FAY=963.81N
∑FY=0
FQ-FAY-FBY-Fr=0
FBY=FQ-FAY-Fr=793.41-963.81-706.83=-877.23N
XZ面受力图：
列方程求解：
∑MB（F）=0
-FAZ×103-Ft×51=0
-FAZ×103-1942×51.5=0
FAZ=-971N
∑FZ=0
FAZ+Ft+FBZ=0
-971+1942+FBZ=0
FBZ=971-1942=-971N
b）作出XY面弯矩图与XZ面弯矩图
XY面弯矩图MXY：
XZ面弯矩图MXZ：
c）作出合成弯矩图M=√MXY2+MXZ2
d）作出扭矩图
e）作出当量弯矩图M’=√M2+（αT）2，并判断危险截面
因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为脉动循环变应力，修正系数α=0.6
Ⅱ
Ⅰ
由当量弯矩图可看到，小齿轮的中间位置承受弯矩最大，设定为Ⅰ号危险截面，①号轴段与②号轴段的连接处也承受了较大的扭矩，而且此处也是轴的最细段，设顶定为Ⅱ号危险截面.Ⅱ号危险截面处的弯矩保守取（72580.35+29130）/2=50855.18N.mm.
f）对危险截面强度校核
由《机械技术基础》第335页表20-3选[σ-1]b=55Mpa
Ⅰ号危险截面:
σ1e=M1e/W=83058.68/（0.1×543）=5.27Mpa<[σ-1]b
Ⅱ号危险截面:
σ2e=M2e/W=50855.18/（0.1×223）=47.76Mpa<[σ-1]b
故该轴强度满足要求，合格。
根据轴的使用要求，且考虑轴的制造成本，选择45钢，正火处理。
d≥C3√（P/n）=1153√（2.32/117.64）=31.07mm
由《机械技术基础》第329页表20-2取C=115
其中：
P=P2=2.32KW
n=n2=117.64r/min
考虑有键槽，将直径增大3%~5%，则
d=31.07×（1+5%）=32.62mm
输出轴最小直径处安装联轴器，故轴径应取标准值，即安装联轴器的轴头直径d=35mm。
a）轴的结构分析
考虑轴的装拆顺序，是轴从齿轮的左侧安装，轴向可以用轴环和套筒固定齿轮。
因此，初定轴的结构应是阶梯轴。
由于是直齿轮传动，传动过程中只受径向作用力，不会有轴向力，由《机械技术基础》第303页表19-2
选用深沟球轴承。
根据上述需要初定轴的结构应是阶梯轴，阶梯轴的各轴段为：
①安装联轴器；轴段②为轴段①提供轴肩对联轴器定位和安装密封圈。
轴段③用于安装轴承与套筒；轴段④用于安装齿轮；轴段⑤是轴环，对齿轮定位；轴段⑥用于安装轴承。
如下图所示：
b）确定各段直径和长度
1段：
轴段①的直径为最小，已确定为d1=35mm。
查教材145页表14-2联轴器轴孔直径为35mm，J1型联轴器的长度为60mm，那么轴段①的长度缩短2mm，取L1=58mm。
2段：
根据h=（0.07~0.1）d1的计算方法，（h为轴肩单侧高度）
h=（0.07~0.1）×35=2.45~3.5mm，考虑到装联轴器放大一点，取轴段②的直径为d2=40mm。
联轴器端面至轴承端盖端面的距离为20mm，考虑到轴承端盖的厚度，取L2=20+33=53mm。
③段：
根据教材P120表12-1选择深沟球轴承，由于本设计载荷很小而且平稳，参照轴径要求按照经验初步选择型号6009，其内径为d3=45mm
轴承的宽度为16mm，考虑到大齿轮圆周速度小于2m/s，所以可以采用脂润滑，挡油
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