机械零件课程设计任务书.docx

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机械零件课程设计任务书

第六讲课程设计---4

学生作品举例

目的要求:

以减速器为例说明设计过程。

如进行传动方案的设计，电动机功率及传动比分配，主要传动零件的参数设计，标准件的选用，减速器结构设计中需注意的问题及常见的错误结构，减速器箱体各部尺寸的确定，结构工艺性设计，装配图的设计要点及步骤等。

通过课程设计,把前面所学的内容进行综合的应用,也进行系统的复习.学会选择传动方案、计算强度和校核强度，学会计算和确定零件尺寸，学会查手册。

教学重点:

前面所学的内容进行综合的应用。

教学难点:

传动零件的设计计算。

教学内容:

主要是减速器的设计。

机械课程设计

说明书

系部：

动力工程系

班级：

辅设032

设计者：

王艳艳

指导老师：

熊娟

2006年2月23日

四川电力职业技术学院

机械零件课程设计任务书

班级：

姓名：

学号：

设计题目：

带式运输机传动装置的减速器

原始数据：

驱动卷筒上的

圆周力F（KN）

驱动卷筒的直径

D（mm）

运输带的直径

V（m/s）

使用期限

T（年）

3.2

380

2.5

6

工作情况：

平稳，两班制（连续16小时）,每月工作20天

目录

一、选择电动机

二、传动装置运动和动力参数的确定

三、V带的设计

1、普通V带传动的设计计算

2、小带轮结构设计

3、大带轮结构设计

四、齿轮传动设计计算

1、齿轮传动设计计算

2、直齿圆柱齿轮几何尺寸

3、大齿轮结构设计

五、轴的设计与校核

1、输入轴的设计

2、输出轴的设计

六、的强度校核

1、输出轴齿轮用键联的校核

2、输出轴联轴器用键联接校核

七、减速器的润滑

八、减速器体尺寸

九、参考书目

一、选择电动机

1、计算工作机所需Pw=（FV）η/1000=（3.2×2.5）/1000×0.95=8.42kw

（工作机效率η=0.94~0.96取η=0.95）P手9

2、电机所需的输出功率

P0=Pw/（η带×η齿）=8.42/（0.950×.97）=9.14KW

η带0.94~0.97P书163

η齿=0.94~0.99P书202

3.确定电动机额定功率Pm=（1~1.3）P0=1.2×9.14=11kw

4.选择电动机型号P手140由表4-2（摘自213k22007-88）

据电动机额定功率选择其型号为Y160L-6

其额定功率Pm=11kw转速n=970r/min电流I=24.6A

电动机外外型尺寸5853×80×405

电动机伸出端直径42mm

电机伸出端安装长度110mm

二、传动装置运动和动力参数的确定

1、每轴功率

P入=Pmη带=11×0.95=10.45kw

P出=P入η齿10.45×0.97=10.14kw

2、每轴转速及传动比

n出=V/D=（601×0^3×2.5）/（380×3.14）=125.7r/min

i总=n额/n出=970/125.7=7.72

i总=i带×i齿=7.72

分配传动比:

取i带=2.41则i齿=3.2P机7表7-1知

单级传动中V带传动比i=2~4圆柱齿轮传动比i=3~5

n入=n额/i=970/2.41=402.5r/min

（1）、每轴转矩\

T入=9.55×106×P入/n入=9.55×106×10.45/402.5=247944n.mm

T出=9.55×106P出/n 出=9.55×106×10.14/125.7=770382n.mm

（2）、每轴功率

P入=Pmη带=11×0.95=10.45kw

P出=P入η齿η带=10.45×0.97×0.99=10.04kw

滚筒轴Pw=P入η齿η带=10.04×0.99×0.98=9.74kw

3、运动参数和动力参数列表如下:

参数

电动机

输入轴

输出轴`

滚筒轴

转速r/min

970

402.5

125.7

功率P/kw

11

10.45

10.04

转矩T/n.mm

247944

770382

传动比i

2.41

3.2

效率η

0.95

0.97

2

三、V带的设计

由P手295表11-3普通V带传动的设计计算由下:

序号

计算

项目

符号

单位

计算公式和参数选定及说明

1

设计功率

Pd

Kw

Pd=KAP额=1.4×11=15.4kwKA――工况因数

P书176表8―7由所给参数确定KA=1.4

2

选定整型

根据Pd和n1由P书176图8－8选取n1－小带转速

选定带为B型Dd=160∽≠200

3

传动比

i

i=n1/n2=Dd2/Dd1=970/402.5=2.41

4

小带基准直径

Dd1

mm

由P书171表8－4取B型125∽200取Dd1=180

5

验算带速

V

m.s-1

V=

D×d1×n1/（60×1000）=3.14×180×970/（60×1000）=9.14

V=Vmax=（25∽30m/s）

6

大带轮基准直径

Dd2

mm

Dd2=iDd1（1－ε）=2.41*180*（1－0.02）=425

（ε=0.01∽0.02）

7

初定中心距

A0

mm

0.7（Dd1+Dd2）≤a0≤2（Dd1+Dd2）

0.7（180+425）≤a0≤2（180+425）

3

423.5≤a0≤1210

8

所需要的基准长度

Ld0

mm

Ld0=

2a0+

/2（Dd1+Dd2）+（Dd2-Dd1）2/（4×a0）

=2×800+3.14/2×（180+425）+（425-180）2/（4×800）

=2569

由P书167表8－定Ld0=2800

9

实际中心距

A

mm

A≈a0+（Ld-Ld0）/2≈800+（2800-2507）/2≈916mm

Amin=a-0.015Ld=874Amax=a+0.03Ld=1000

10

小带轮包角

A1

°

A1=180°－（Dd2－Dd1）/a×57.3°≥120°

=180°－（565-180）/916×57.3°

=155.9°≥120°

11

V带根数

Z

Z=Pd/[（P1+⊿P1）kakl]<10

=15.4/[（3.3+0.3）×0.95×1.1]

=4.09<10

Z=5

P书173表8-5P1=3.30P书177

表8-8⊿P=0.3P书179表8-10ka=0.95

表8-11kl1.10

12

单根V带预紧力

F0

N

F0=500（2.5/ka－1）×[Pd/（z×v）]+qv2

=500×（2.5/0.951）×[15.4/（5×9.14）]+0.17×9.142=289P书167表8-2q=0.17kg.m-1

13

作用在带轮上的压力

FQ

N

4

FQ=2F0Zsina1/2=2×289×5×sin155.9°/2=2850

FQmax=3F0Zsina1/2=3×289×5×sin155.9°/2

=4276

小带轮结构设计

已知电动机为Y160L-6其轴伸直径d=42mm故小带轮轴孔直径应取d0=42mm伸出轴E=110mm毂长应小于110

f

5

m

15

e

20±0.4

g

12.5

δ

7.5

1、由P旧25表3-2计算三角带轮的结构设计由表13-3知带轮轮缘尺寸

d1=（1.8~2）d=2×42=84

L=（1.8~2）d=2×42=84

De=D+2f=180+2×5=190

B=（z-1）e+2g=（5-1）×20+2×12.5=105

2.因小带带直径Dd1=180据P旧23选择其结构形式为实心轮.

其结构草图及尺寸如下图

大带轮结构设计

已知大带轮直径Dd2=425mm输入轴直径d1=42

1.由P旧25表3-12计算V带轮结构尺寸

d1=（1.8~2）d=2×42=84

L=（1.5~2）d=2×42=84

De=D+2f=425+2×5=435

D0=De-2（m+δ）=435-2×（15+7.5）=390

Dk=（D0+d1）/2=（390+84）/2=237

S=14（由型号B确定）

S1≥1.5S=1.5×14=21

S2≥0.5S=0.5×14=7

2.因大带直径Dd2=425据P旧25选择其结构型式为孔板轮.

其结构尺寸及草图如下:

四、齿轮传动部分设计

已知小齿轮传递功率P1=10.45KW转速n1=402.5r/min传动比i齿=3.2

1.选择材料及精度等级普减速器无特殊要求故采用软齿面传动

由P书220表9-4选大、小齿轮材料均为45钢小齿轮调质处理硬度为270=HBS

大齿轮正火处理硬度为210HBS取齿轮传动精度等级为8

2.按齿面接触疲劳强度设计

A≥48.5ζa（V+1）

修正系数ζa由P书223表9-5查得ζa=1

载荷系数K由P书227表9-6查得K=1.5

小轮传递的转矩

T1=9.55×106（P1/n1）=9.55×106（10.45/402.5）=247944N.mm

齿宽系数ψa取ψa=0.4

许用接触应力[δH]=0.9δHlim

由P书226图9-25（b）查得δHlim1=600MPaδHlim2=560MPa

则接触应力为[δH]=0.9×600=540MPa

[δH]=0.9×560=504MPa

即a≥48.5ζa×（3.2+1）

=213mm

3.确定齿数和模数

7

取Z1=25、29、33三种方案则Z2=iZ1=80、93、106列表计算

方案

Z1

Z2

M=2a/（Z1+Z2）

取标

准模数

实际

中心距

实际

传动比

传动

比误差

1

25

80

4.06

5

262.5

3.21

0.3%

2

29

93

3.49

4

244

3.21

0.3%

3

33

106

3.06

4

278

3.21

0.3%

由表可见方案1、3实际中心距增加过多，所以取1为佳

4．计算传动的主要尺寸

分度圆直径d1=mz1=4*29=116mm

d2=mz2=4*93=372mm

中心距a=m（z1+z2）/2=4*（29+93）/2=244mm

齿宽b=ψaA=0.4*244=97.6mm

取b1=103mmb2=98mm

5.计算齿轮圆周速度V

V=（π×n1×d1）/（60×100）=（3.14×402.5×116）/（60×1000）=2.44m/s

由P书252表9-11选取齿轮传动精度等级为级，且V≤0m/s

6.校核齿根弯曲疲劳强度δf=（2×K×T）/（b×m×2×z1）×YFS≤[δF]

复合齿形系数YFS由P书225图9-24查得YFS1=3.8YFS2=4.0

许用弯曲应力[δF]由P书227知齿轮单向受力时[δF]=1.4δFlim

由图9-26（b）查得δFlim1=240δFlim2=220

[δF]1=1.4×240=336MPa

[δF]2=1.4×22-=308MPa

校核计算δ

F1=（2×K×T1）/（b×m2×z1）YFs=（2×1.5×247944）/（98×42×29）×3.8=62.2MPa

δF1<[δF1]=336MPa

δF2=δF1×YFs2/YFs1=62.2×4/3.8=65.47MPa<[δF2]

故齿根弯曲强度足够

直齿圆柱齿轮几何尺寸如下表

名称

符号

计算公式及数据

基本参数

模数

m

m=4

齿数

Z

Z1=29Z2=93

分度压力角

A

A=20°

几何尺寸

齿顶高

ha

Ha=m=4

齿根高

hf

Hf=1.25m=1.25*4=5

齿全高

h

H=ha+hf=4+5=9

顶隙

C

C=0.25m=0.25×4=1

分度圆直径

D1

D2

D1=m×z1=4×29=116

D2=m×z2=4×93=372

齿顶圆直径

Da1

Da2

Da1=d1+2ha=116+2×4=124

Da2=d2+2ha=372+2×4=380

齿根圆直径

Df1

Df2

Df1=d1-2×hf=116-2×5=106

Df2=d2-2×hf=372-2×5=362

基圆

直径

Db1

Db2

Db1=m×z1×cosα=4×29×cos20°=109

Db2=m×z2×cosα=4×93×cos20°=350

分度

圆齿距

P

P=π×m=3.14×4=12.56

分度

圆齿厚

S

S=πm/2=3.14×4/2=6.28

分度圆齿槽宽

e

e=πm/2=3.14×4/2=6.28

啮合计算

中心距

a

A=（d1+d2）/2=（116+372）/2=244

根据书P208表9-2确定以上参数

大齿轮结构设计由旧书P49表4-24选择3

因da=380≤500即选用锻造齿轮参数如下:

D1=1.6×d=1.6×73=117L=（1.2~1.5）d=1.5×73=110

n=0.5mn=0.5×4=2Mn=m=4δb=（2.5~4）Mn=4×4=16

D2=0.5（D0+D1）=0.5×（330+125）=228d115~25mm

五.轴的设计与校核

（一）输入轴的设计

1.选择轴的材料,确定许用应力45钢正火处理查书P330表12-2得

[δ-1]=55MPa

2.已知输入轴上的功率P1=10.45KW转速n1=402.5r/min转矩T1=247944N.mm估算轴的最小直径d≥A

书P337查表12-5取A=107

3.初定轴的直径及跨度旧书P252

a.因带轮结构要求,按表3-4取轴径d1=42mm轴承处轴径d3、d7=55

b.由表6-14取小齿轮端面至减速器内壁距离a=13mm

c.取轴承端面至减速器内壁距离L2=8

d.小齿轮宽度103mm

e.选择轴承P157单列向心推力球轴承：

36311型d=55D=120B=29

f.L=B/2+L2+a+103=6+15+B/2=29+8+103+6+15=174

g.带轮对称线至轴承支点的距离L1=B/2+L3+L4+L5/2

由表6-14取L4=15mm带轮与轴配合长度L5=42*2=84取L5=80

轴承盖及联接螺栓头的高度

L3=δ+c1+c2+（3~5）+b+H-L2-B=8+26+21+3+10+9-15-29=33

∴L1=29/2+33+15+80/2=102.5mm

4.输入轴结构草图如下:

5.按弯扭合成进行轴的强度校核

（1）绘制轴的计算简图

（2）计算作用在轴上的力

圆周力Ft1=（2×T入）/d1=（2×247944）/116=4275N

径向力Fr1=Fttanα=4275×tan20°=1556N

求支座反力:

水平面H:

RAH=RBH=1/2×Ft1=1/2×4275=2137.5N

Q=2850N

RAV=（QL3－Fr1L2）/L=（2850×102.5-1556×86）/172=934N

RBV=Q+Fr1+RAV=2850+1556+934=5344N

（3）计算弯矩并作弯矩图

MCH=RAV×L1=217.5×86=183825N.mm

MCV=RAV×L1=934×86=80324N.mm

MBV=Q×L3=2850×102.5=292125N.mm

合成弯矩Mc=

MB=MBVT入=247.944

（4）计算当量弯矩

轴的材料为45钢HB=220P旧6-1查得δb=650N/mm2

P书表12-2[δ-1]=60N/mm2α=0.6P339

Mdc=

=

Mdb=

Mde=

（5）δB’=Mdb/w=327839/0.1×503=19.7<[δB’]=60N/mm2

13

δE=Mdt/W=386000/0.1×423=52.1N/mm2<[δ-1]=60N/mm2

（二）输出轴的设计

1.选择轴的材料按P旧表6-1选取45钢调质处理HB=230

2.初定轴径由表P6-2查A=110

由公式d≥A

3.选择联轴器手册P205有弹性柱销元件的桡性联轴器

型号HL4Tn=1250N.mn=4000r.minL1=84mm

4.选择轴承手册P205深沟球轴承6213型d=65D=120B=23

5.确定轴的直径及跨度（与输入轴大致相同）查表及计算过程略

结构尺寸草图如下图:

6.按弯扭合成进行轴的强度校核

（1）.绘制轴的计算简图

（二）计算作用在轴上的力

圆角力Ft2=（2×T出）/d2=（2×770382）/372=4142N

径向力Fr2=Ft2tanα=4142×tan20°=1346N

H水平面RAH=RBH=1/2Ft2=4142/2=2071N

V垂直面RAV=（Fr2×L1）/L=（1346×89）/180=666N

RBV=Fr2-RAV=680N

（3）作弯矩图并计算

Mcv=RAH*L12071×89=184319N.mm

垂直面弯矩

Mc=

（4）计算当量弯矩

轴心的材料为45钢HB=220MPa查旧书P6-1得b=650N/mm2

书P339表12-2[δ-1]=60N/mm2α0.6

Mdc=

=

=482.9N.m

Mdb=

=

=402.2N.m

（5）校核轴的强度

δc’=Mdc/w=482900/（0.1×503）=36.98N/mm2<[δ1]b=60N/mm2

δe’=Mde/w=402200/（0.1×503）=36.98N/mm2<[δ-1]b=60N/mm2

六、键的强度校核

（一）输出轴齿轮用键联的校核

低速轴与齿轮的联接选用普通圆并没有平键由旧书P155表8-2查

A型b=20h=12取键长L=95由表8-7计算得键的工作长度L=95-20=75

键用45钢被接零件齿轮是铸钢[P]=100~120N/mm2[τ]=90N/mm2

齿轮与轴键联接的比压

P=（2×T2）/（d×k×L）=（2×770382）/（73×6×75）=47<[P]

剪切强度条件

τ=（2×T2）/（d×b×L）=（2×770382）/（73×20×80）=13.2N/mm2<[τ]

（二）输出轴联轴器用键联接的校核

低速轴与齿轮的联接选用普通圆头平键由P旧表8-2查

A型b=16h=10取键长L=70键工作长度L=70-10=54工作高度K=10/2=5

键的材料45钢.被联接零件采用钢制联轴器,由表8-8查[P]=100~120N/mm2

[τ]=90N/mm2

低速轴与联轴器键联接的比压P=（2×T2）/（D×K×L）=（2×770382）/（50×5×54）=114N/mm2

剪切强度条件τ=（2×T2）/（d×b×L）=（2×770382）/（50×16×54）=35.7N/mm2

17

七、减速器的润滑

齿轮的圆周速V为

V=（π×d1×n1）/（60×1000）=（3.14×116×402.5）/（60×1000）=2.44m/s

因齿轮的圆周速V<12m/s所以采用油浴润滑,由表9-8选用HJ-30机械油

由于是单级圆柱齿轮减速器,据表9-10浸油深度应使没淹过大齿轮顶圆10mm

对于轴承的润滑

∵d×n1=55×402.5=22137.5>2×105宜采用润滑油润滑

润滑没的粘度ES0.可据Dn值和轴承工作温度进行选择

八、减速器箱体尺寸计算

δ一级齿轮减速器底座壁厚δ=0.025a+1>8

δ=0.025×244+1=7取10

δ1　箱盖壁厚δ1=0.8>8δ=10×0.8=8

b箱座上部凸缘厚度b=1.5b=1.5×10=15

b1箱盖凸缘厚度b1=1.51b1=1.5×8=12

P箱座下部凸缘厚度P=2.35P=2.35×10=23.5

m箱座加强筋厚度m=0.85m=0.85=8.5

dφ地脚螺栓直径由表9-3得dφ=20

d1轴承旁联接螺栓直径d1=0.75dφd1=0.75×20=15

d2箱座与箱盖联接螺栓直径d2（0.5~0.6）dφd2=0.6*20=12

d3轴承盖固定螺栓直径由表9-19d3=8mm

c1箱体外壁至螺栓d由表9-4dφ=20c1=30

d1=15c1=26d2=12c1=22

K箱座上部及下部凸缘宽度由表9-4c2=26c1+c2=56c2=21c1+c2=47c2=18c1+c2=40

R小齿轮中心至箱盖内壁由作图决定

R1R2凸缘圆角半径见表9-59-6

R8

R0凸起支承面圆孤半径R8=c2=21

L1箱座与箱盖联接螺栓中心距

L2螺栓孔的钻孔深度表9-3（L1=L2）

L3内螺纹攻丝深度见表9_30（L3=H`）

L4箱座与地基接合面宽度L4=c1+c2+δL4=26+21+9=56

e轴承镗孔边至螺栓d1中心的距离e≈（1~1.2）d1e=1.2×15=18

h轴承盖螺栓分布圆直径D1=D+2.5d3D1=15

dp吊环螺钉直径dp=0.8dφdp=0.8×20=16

a齿顶圆与箱体内壁间最小间隙Amim=1.2δAmin=1.2×10=12

n地脚螺栓数目h=（L+B）/（200-30）=4

九参考书目

1《机械设计基础》黄劲枝主编机械工业出版社

2《机械制图》金大鹰主编机械工业出版社

3《简明机械零件设计实用手册》胡家秀主编机械工业出版社

4《机械设计课程设计》黄珊秋主编机械工业出版社

5《机械零件课程设计》合编贵州人民出版社

6《公差配合与技术测量》柳耕慧主编高等教育出版社

装配图如下：

减速器模型图如下：