《机械设计基础》课程设计任务书文档格式.docx

《机械设计基础》课程设计任务书文档格式.docx

《《机械设计基础》课程设计任务书文档格式.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《《机械设计基础》课程设计任务书文档格式.docx（23页珍藏版）》请在冰点文库上搜索。

总=联•滚3•齿.

筒・带=0.98X0.993X0.97X0.99X0.96=0.8766;

3）电动机所需功率:

（3）确定电动机的转速

1）滚筒轴工作转速:

Fd=pW/总=2.391/0.8766=2.727kw。

n筒=601000v=6010002.7=172r/min；

D3.14300

2）传动比：

取V带传动的传动比i带=2~4,单级齿轮传动比i齿=3~5，贝U总传动比i总=6~20。

（4）电动机转速的可选范围

nd（6:

20）172（1032:

3440）r/min，查参考文献［1］附表8.1，选用同步转

速为：

1000r/min、1500r/min、3000r/min的电动机。

（5）初定方案

根据容量和转速，查参考文献［1］附表8.1，初步确定三种方案如表1所示

表1三种初选方案比较

方

案

电动机型号

额定功率/kw

满载转速/（r/min）

堵转转矩

最大转矩:

额定转矩

6极

Y112M-6

2.2

940

2.0

4极

Y100L1-4

1420

2极

Y90L-2

2840

（6）确定电动机型号

因为对于额定功率相同的类型电动机，选用转速较高，则极对数少，尺寸和

重量小，价格也低，但传动装置传动比大，从而使传动装置结构尺寸增大，成本提高；

选用低速电动机则正好相反。

因此，综合考虑高、低速的优缺点，采用方案U,即选定电动机型号为：

Y100L1-4，其主要性能是：

额定功率2.2kw，满载转速1420r/min。

2.传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配

1）总传动比：

i总=门出门筒=1420/172=8.256，因为6<

8.256W20，所以合适。

2）分配各级传动比：

齿轮传动比i齿=4，由于i总刊齿乂i带，则i带=2

3.各轴的转速、功率和转矩

（1）各轴转速

电动机轴：

nd=n满载=1420r/min

I轴:

n1=nd/i带=1420/2=710r/min

II轴:

n2=n^i齿=710/4=177.5"

min

川轴：

n3=n2=177.5r/min

验算带速：

vd筒

na/（601000）2.501m/s，误差：

v（2.52.501）/2.5

-0.04%，-5%<

v<

5%，

合适。

（2）各轴功率

Pd=

=Pw/

总=2.214/0.8766=2.53kw

I轴：

R

Pd

-+++-

带

2.080.961.9968kw

P

2

滚

齿联1.99680.9920.970.98

1.86kw

川轴（卷筒轴）：

P3F2滚筒1.860.990.771.418kw

（3）各轴转矩

Td9550Fd/nd95502.08/1420Ngm13.989Ngm

T1

9550R/m

9550

1.9968/710Ngm

26.86Ngm

T2

9550P2/n2

1.86/177.5Ngm

100.073Ngm

m轴:

T3

9550P$/n3

1.786/177.5Ngm

96Ngm

（4）将以上所得数据记入表2

表2运动和动力参数

I轴

II轴

III轴

转速（r/min）

636.77

159.19

输入功率P（kw）

P1.9968

1.86

1.786

输入扭矩T（Nm）

29.95

111.58

107.14

传动比（i）

4

1

效率（）

0.93

0.96

三、传动零件设计计算

1.皮带轮传动的设计计算（外传动）

（1）选择普通V带

因为（每天）24h>

16h且选用带式输送机，所以查参考文献［2］表8.21，选取工作系数kA1.3所以巳kAP1.32.22.86kw。

（2）选择V带类型

根据巳2.86kw、nd1420r/min,查参考文献［2］图8.12，选用A型V带。

（3）确定带轮基准直径dd，并验算带速

1）初选小带轮基准直径dd1:

查参考文献［2］表8.6和表8.9，取小带轮直径dd1=100mm。

2）验算带速v带:

v小带轮dd1nd/6010007.44m/s，带速在5~25m/s的范围

内，合适。

3）计算大带轮基准直径：

dd2i带dd12.23100mm223mm，查参考文献［2］

表8.3，圆整为dd2224mm。

4）验算转速误差：

实际传动比i实=224/100=2.24,从动轮实际转速n'

=1420/

2.24=633.93r/min,则转速误差为（633.93-636.77）/636.77=-0.45%，对于带式输送

装置，转速误差在±

%范围内，故合适。

（4）初选中心距：

根据0.7（dgdd2）ao2（ddldd2），初定a°

=500mm。

（5）初选基准长度Ld

由公式Ld2ao（/2）（ddidd2）（dd2ddj2/（4ao）1515.436mm，查参考文献［2］表8.4的带的基准长度Ld=1600mm。

（6）计算实际中心距a

aa。

（LdL°

）/2500（16001515.436）/2542.282mm

amaxa0.03Ld542.2820.031600590.282mm

amina0.015Ld542.2820.0151600518.282mm

所以实际中心距的变化范围是518.282mm-590.282mm。

（7）验算小带轮包角1

1180°

（dd2-dd1）57.3°

/a166.591120°

，合适。

（8）确定V带根数z

根据dd1100mm、nd1420r/min，查参考文献［2］表8.9，根据内插法可得：

P01.141.321.14（14201200）1.29kw。

查参考文献［2］表8.18得

14601200

Kb1.0275103，根据传动比2.24，查参考文献［2］表8.19得Ki1.1373，贝U根

据公式P01.0275

带长度修正系数kL通V带根数为：

z

1031420（1-）0.18kw。

根据参考文献［2］表8.4查得

1.1373

0.99，由参考文献［2］图8.11查得包角系数k0.97，则普竺62.03，圆整得z3

（1.290.18）0.970.99

（9）计算带轮轴上压力

1）确定单根V带的出拉力的最小值保馬：

查参考文献［2］表8.6查A型带单位长度质量q0.10kg/m，则

（F°

）min=500Pc（2.5k）/（kzv）qv2106.59N

2）计算轴上压力：

压轴力Fq2F0zsin」2106.593sin166.591635.166N

Q022

2.齿轮传动的设计计算（内传动）

（1）选择齿轮类型，材料及精度等级

1）根据传动方案及设计要求可选直齿圆柱齿轮；

2）因为是普通减速器，由参考文献［2］表10.21选8级精度，要求齿面粗糙度Ra3.2:

6.3m;

3）查参考文献［3］表10-1选小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度为241~286HBS，取270HBS;

大齿轮选用45钢（调质），齿面硬度为217~255HBS，取230HBS，均属于软齿面。

4）确定齿数：

取小齿轮齿数为乙=25，传动比为i齿4，则大齿轮齿数为

Z2=^gz1425100°

（2）按齿面接触疲劳强度设计

di

76.43

由设计计算公式进行试算:

1）确定公式内各计算数值

1由参考文献［2］表10.11取K1.2；

2计算小齿轮传递转矩：

T19550R/n195501.9968/636.77Ngm29950Ngmm

3查参考文献［2］表10.20选取齿宽系数d=1；

4查参考文献［3］图10-21（d）,按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限

Hiim1=570MPa，同理大齿轮接触疲劳强度极限Hiim2530MPa；

5计算应力循环次数：

小齿轮：

260n1jLh60636.771（3836510）3.347109

大齿轮：

N2N1/i齿0.837109

6由查参考文献［2］图10.27得ZNT10.95,ZNT21.15；

7计算疲劳许用接触应力，齿轮和一般工业齿轮按一般可靠度要求，选安全系数Sh=1，

［

2）计算

①试算小齿轮分度圆直径

3

d176.43

由查参考文献[2]式（10.13）得:

H1]ZNT1

H2]ZNT2

Hlim1/S

Hlim2/SH

d1，代入［

KT1（U1）

dU

模数m=djz40.896/25

2mm

3）计算主要尺寸

0.95570/1541.5MPa

1.15530/1609.5MPa

H］中较小的值［H1］

76.4』.229950（41）

14541.52

40.896mm

1.636mm，

由查参考文献［2］表

10.3取标准模数

d1d2bb1a

m^

mz,

dd1

2550mm

100200mm

5050mm

b2555mm

m（z1z2）/2125mm

（3）按齿根弯曲疲劳强度校核

1）齿形系数yf:

查参考文献［2］表10.13得yF1

2.65、YF2

2.18；

2）应力修正系数YS：

查参考文献［2］表10.13得YS11.59、YS21.80；

3）许用弯曲应力：

查参考文献［2］图10.25（c）得Fiim1240MPa、Fiim2=

210MPa，由参考文献［2］表10.10查得SF1.3，由参考文献［2］图10.26查得:

YNT10.9、YNT20.95，则大小齿轮的许用弯曲应力为

YNT1

Flim1

0.9

240

F1Sf

1.3

YNT2Flim2

0.95210

F2Sf

2KT1

1YY

1.2

29950

F1bm2z1F1S1

5022

25

Yf2Ys2

2.18

1.8

F2F1yY

YF1YS1

59

2.65

1.59

166MPa,

153MPa

2.651.5959MPaV166MPa

55MPaV153MPa

故齿根弯曲强度校核合格

四、轴的设计计算

1.输入轴（齿轮轴）及轴上零件的设计计算

（1）求输入轴上的功率Pi、转速ni和转矩Ti

前面已求得：

p1.9968kw、nt636.77r/min、T129950Ngmm

（2）求作用在小齿轮上的力

圆周力：

Ft1=2T1/d=1198N

径向力：

Fr1Ft1tan1198tan20°

436.036N

法向力：

Fn1Ft1/cos1198/cos20°

1274.87N

（3）按转矩法初步确定轴的最小直径

轴的材料选用40Cr（调质），硬度为241~268HBS。

根据参考文献［2］表14.1

取C=110，则:

dminC年

110:

倔6816.1mm

V636.77

输入轴最小直径是安装大带轮的，轴上需开键槽，故需将直径增大5%,即

dmin=16.905mm。

（4）轴的结构设计

1）轴上零件固定和装配：

a）固定：

单级减速器中仍将齿轮安装在箱体中央，相对两轴承对称分布。

左、右轴承都用轴肩和轴承端盖固定，大带轮装在右端，用轴肩和轴端挡圈固定；

b）安装：

轴呈阶梯状，左轴承和左轴承端盖依次从左面装入；

齿轮、齿轮套筒、右轴承、右轴承端盖和皮带轮依次从右面装入；

2）确定轴各段直径与长度：

1轴段I:

考虑到d需由右轴承端盖中的密封圈确定，故现确定密封圈尺寸，定出d，再由d=（1.14~1.2）d得出d。

为了保证密封性，防止漏油，便于与箱体装配，故选用内嵌式端盖，右端盖采用透盖，左端盖采用闷盖，右端盖中间孔用油毛毡作为密封装置，查参考文献［1］附

表6.1可知取d=25mm，则根据d=（1.14~1.2）d得出d=21mm>

dmin=16.905mm,合适。

选取轴段I的长度L=36mm。

2轴段U:

轴段U的长度L取61mm。

3轴段川：

L与d根据滚动轴承确定，选用滚动轴承6406（由于轴主

要承受径向载荷），根据参考文献［1］附表6.1可得L=23mm,d=d滚内=30mm。

4轴段W:

轴肩川-IV为定位轴肩，查参考文献［2］，定位轴肩高度

hV=（0.07~0.1）d=（0.07~0.1）x30mm=（2.43）mm,取hV=2.5mm,则dV=d+2hV=（30+2x2.5）=35mm,取dV35mm。

轴段V的长度LV取18.5mm。

5齿轮段长度：

由前面计算得齿轮宽度为55mm。

6轴段V:

根据对称性，轴段V与轴段W尺寸一样，即Lv=LV18.5mm、dv=dV35mm。

7轴段W:

根据对称性，轴段W与轴段川尺寸一样，即Lv=L23mm、

dv=d30mm。

8轴的总长度：

L+L+L+B1+LV+Lv+Lv=235mm。

输入轴的结构及装配如图2所示：

图3载荷分布图

FNV1FNV2Fr1/2218.°

18N。

（5）轴上载荷

1）受力分析：

受力分析如图3所示。

2）求垂直面的支承反力:

3）求水平面的支承反力:

Ft1lBCFplCD

FNH1.

1AC

119857.5635.16690.5

115

99.15N

Fnh2Ft1FpFNH11198635.16699.151734N

4）求垂直弯矩：

MbvFNV1lAB218.01857.512536.035Nmm

Mcv0Nmm

5）求水平弯矩：

MbhFnh1〔ab99.1557.55701.125Nmm

MchFpIcd635.16690.557482.523Nmm

6）求合成弯矩：

Mb.Mbv2Mbh212536.035"

5701.125213771.53Ngmm

McMch57482.52Ngmm

（6）按弯扭合成应力校核轴的强度

校核时通常校核轴上承受最大弯矩和扭矩截面的强度。

轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取0.6，齿轮轴取最小直径d=21mm,抗弯截面系数W0.1d30.1213mm926.1mm3，则轴的计算应力为：

ca..MC（T1）2/W57482.52"

（0.629950）2/926.165MPa

根据选定轴材料为40Cr,调质处理，查参考文献［2］表14.2得*75MPa，

可见ca1b，故安全。

⑺键的选择

轴段I上的键为普通平键A型，查参考文献［1］附表5.14可得其基本规格，如表3所示。

表3平键的基本规格

轴

键

键槽

公称直径d

公称尺寸

bxh

宽度

深度

公称尺寸b

轴t公称尺寸

毂t1公称尺寸

21

6X6

6

3.5

2.8

因为L键＜L=36mm,查参考文献［2］表14.8中键的长度系列，选取L键=32mm（

（8）轴承的选择

前面所述选用深沟球轴承6406（左、右各一个），查参考文献［1］附表10.5可得其基本尺寸数据，如表4所示。

表4滚动轴承6406的数据

轴承代号

基本尺寸

安装尺寸

6406

d

D

B

rsmin

damin

Damax

rasmax

30

90

23

1.5

39

81

基本额定动载核

基本额定静载荷

极限转速

Cr/KN

C°

r/KN

脂润滑

47.5

24.5

8000

2.输出轴及其上零件的设计计算

（1）求输入轴上的功率P2、转速n2和转矩Ti

P21.86kw、n2159.19r/min、T2111580Ngmm

Ft2=2T2/d2=1115.8N

Fr2Ft2tan1115.8tan20°

406.118N

Fn2Ft2/cos1115.8/cos20°

1187.4N

轴选用的材料为45号钢（调质），硬度为217~255HBS,选取240HBS。

根

据参考文献［2］表14.1取C=115，贝

dminC；

了11526.09mm

一n2.159.19

dmin=27.395mm。

单级减速器中大齿轮也应该安装在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用套筒定位，右面用轴肩定位；

左轴承

用套筒和轴承端盖固定，右轴承用轴肩和轴承端盖固定；

b）安装：

轴呈阶梯

状，右轴承和右轴承端盖依次从右面装入；

齿轮、齿轮套筒、左轴承、左轴承端盖和联轴器依次从左面装入。

从轴最细段一一轴段V开始分析计算

1轴段V:

根据轴上联轴器的型号，确定L町58mm、d刑=30mm。

2轴段W:

轴肩切VD为定位轴肩，d刑=d皿+2h^皿=（1.14~1.2）=

（34.2~36）mm。

根据轴段W上的轴承端盖中的密圭寸圈确定d^=35mm。

L^取42.5。

3轴段V：

dv根据滚动轴承确定，即dv=d滚内=40mm（选滚动轴承6208,

由于轴主要承受径向载荷）。

取L套筒=23.5mm,为使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应该比轴承宽度B与L套筒之和大一些，现令其大2mm,贝ULvL套筒B223.518243.5mm

应该比大齿轮宽度B2略短一些，故=B2-2=B2-2=50-2

=48mm,因为轴肩IV-V为非定位轴肩，故轴肩高度hwv无特殊要求，取hvv=2mm,贝UdV=dv+2hvv=40+2x2=44mm。

5轴段：

轴段相关尺寸根据轴承确定，则d等于轴承内径，即d=40mm,L等于轴承宽度B，即L=18mm。

6轴段：

因为轴肩为定位轴肩，定位轴肩高度h=（0.07~0.1）d，

贝Ud=d+2h=（1.14~1.2）d=（45.6~48）mm，取d=47mm，L=17.5mm。

7轴段：

轴肩-W为定位轴肩，故d=d^+2h叩=（1.14~1.2）dv

=（50.16~52.8）mm,取d=51mm。

为满足齿轮相对两轴承对称分布，应该使L套筒=L+L，所以L=L套筒-L=23.5-17.5=6mm。

L总L+L+L+LW+Lv+Lv+Lv=233.5mm

输出轴的结构及装配如图4所示：

图4输岀轴的结构及装配

（5）轴上载荷

受力分析如图5所示。

A

Ft、

\

Fr

c

F1v

\f

1H

F2V

f>

\sF2H

图5载荷分布图

2）求垂直面的支承反力：

FNV1FNV2Fr2/2203.059N。

3）求水平面的支承反力：

FNh2FNH1Ft2/2557.9N。

MBVFNV1lAB203.05957.511675.893Nmm

MbhFNH1lAB557.957.5