《机械设计基础》课程设计任务书

1、安徽国防科技职业学院机械设计基础课程设计任务书机械制造与 自动化 专业 114 班指导教师陈云学生姓名刘悠2012年12月31日机械工程系目录一、设计任务 1二、传动装置的总体设计 11 .电动机的选择 12 .传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配 23 .各轴的转速、功率和转矩 2三、传动零件设计计算 31 .皮带轮传动的设计计算（外传动） 32 .齿轮传动的设计计算（内传动） 4四、轴的设计计算 61 .输入轴（齿轮轴）及轴上零件的设计计算 62 .输出轴及其上零件的设计计算 93 .平键的校核 114 .轴承的校核 12五、箱体主要结构和尺寸 13学习心得 15参考文献 18ii机械

2、工程系一、设计任务1 .题目：设计带式输送机传动装置中的单级圆柱齿轮减速器5运输带18功率pwfv1000 w850 2.71000 0.96=2.391 kw；图i带式输送机传动装置简图已知：输送带工作拉力f=850n,输送带工作速度v=2.7m/s,（输送带速度允 许误差为 5%）,滚筒直径d=300mm,滚筒效率刀筒二0.99,三班制工作，连续单 向运转，载荷平稳，传动工作年限为 10年。2 .设计任务：设计说明书1份减速器装配图1张（a1）。 零件工作图1张（传动零件、轴或箱体，a4）设计总结。二、传动装置的总体设计1 .电动机的选择（1）选择电动机的类型因为装置的载荷平稳，单向连续长

3、期工作，因此可选用y型闭式笼型三项异 步电动机，电压为380v。该电机工作可靠，维护容易，价格低廉，、配调速装置, 可提高起动性能。（2）确定电动机的功率nw =0.96 ,则工作机所需1）根据带式运输机工作类型，选取工作机效率为2)查参考文献1表2.3确定各部分效率：a)联轴器效率刈联=0.98; b)滚动轴 承(一对)的效率“滚=0.99; c)闭式直齿圆柱齿轮传动效率1n齿,查参考文献2 表10.19,选取齿轮精度等级为8级，月齿=0.97; d)v带传动效率。带，选用普通 v带传动，一般取“带=0.96,由以上数据可得传动装置总效率：n总e联刀滚3 e齿 筒“带=0.98x0.993

4、x0.97x0.99x 0.96 =0.8766;3)电动机所需功率：pd = pw 网,总=2.391/0.8766= 2.727kw。(3)确定电动机的转速1)滚筒轴工作转速:60 1000v 60 1000 2.7n 筒=172r/ min;3.14 3002)传动比：取v带传动的传动比i带=24,单级齿轮传动比i齿=35,则总传 动比i总=620。(4)电动机转速的可选范围n d=(6 -20)x172 =(1032 3；3440)门min,查参考文献1附表8.1,选用同步转 速为：1000 r/min、1500 r/min、3000 r/min 的电动机。(5)初定方案根据容量和转速

5、，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)堵转转矩额定转矩最大转矩 额定转矩6极y112m-62.29402.02.04极y100l1-42.214202.22.22极y90l-22.228402.22.2(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

6、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总二门4 n筒=1420/ 172=8.256,因为6w 8.25620,所以合适。2)分配各级传动比：齿轮传动比i齿=4,由于i,h、=i齿xi带，则i带=23 .各轴的转速、功率和转矩(1)各轴转速电动机轴：n d=n满载=1420r/ mini 轴：n 1= nd/i 带=1420/2 =710门 minii 轴:n2=n”i 齿=71o4=177.5r/minid 轴:n 3=n2=177.5r/min验算带速：v=d 筒二靠/(60 1000) =2.501 m/s,误差：.=(2.5-2.50

7、1)/2.5 =-0.04%, -5% iv 16 h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 ka =1.3 所以 pc =kap =1.3m2.2 = 2.86kw。（2）选才？v带类型根据pc =2.86kw、nd =1420门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dd】 =100mm。 12）验算带速v带：v小带轮=ndd1nd/60m1000 =7.44m/s,带速在525m/s的范围 内，合适。3）计算大带轮基准直径：dd2 =i带d =2

8、.23父100mm = 223mm,查参考文献2 表 8.3,圆整为 dd2 =224 mm。 、一,., 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 1=1420/ 2.24=633.93 r/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 石范围内，故合适。(4)初选中心距：根据 0.7(dd1+dd2) ma0 m2(dd1+dd2),初定 a0=500mm。(5)初选基准长度ld由公式 ld =2a +(n/2)(ddi +dd21(dd2ddi)2/(4%) = 1515.436mm，查参

9、考文 献2表8.4的带的基准长度ld=1600mm。(6)计算实际中心距aa ： a。(ld -l0)/2 =500 (1600-1515.436)/2 =542.282mmamax -a 0.03ld =542.282 0.03 1600 = 590.282mmamin =a-0.015ld =542.282 -0.015 1600 =518.282mm所以实际中心距的变化范围是 验算小带轮包角：1518.282mm590.282mm。定 180 (dd2-dd) 57.3 /a =166.591 120 ,合适。(8)确定v带根数根据 dd| =1001mm l =1420 r/min,查

10、参考文献2表8.9,根据内插法可得:p0 =1.32 -1.14.14 (1420 -1200 ) =1.29kw1460 -1200查参考文献2表8.18得kb =1.0275父10根据传动比2.24,查参考文献2表8.19得ki =1.1373,则 根 据公式ap0 =11.0275乂10,x1420m（1 丁短）=0.18kw。根据参考文献2表8.4查得 带长度修正系数kl =0.99 ,由参考文献2图8.11查得包角系数 = 0.97 ,则普通v带根数为:2.86z 二(1.29 0.18) 0.97 0.99= 2.03 ,圆整得 z = 3。（9）计算带轮轴上压力1）确定单根v带的

11、出拉力的最小值（f）min ：查参考文献2表8.6查a型带 单位长度质量q=0.10kg/m,则（f0）min=500pc（2.5-k;.）/（k;zv） qv2 =106.59n2） 计算轴上压力： 压轴力 fq =2f0zsin3 =2父 106.59父 3 父 sin 166.591 =635.166nq 0222.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 ra w3.21 6.3km;3）查参考文献3表10-1选小齿轮材料为40cr （调质），齿面

12、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 乙二25,传动比为i齿=4,则大齿轮齿数为 z2 = i#|_z1 = 4 父 25 =100。（2）按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算:d1 , 76.433 kti(u _1)du br h 121)确定公式内各计算数值由参考文献2表10.11取k =1.2;计算小齿轮传递转矩：t1 =9550p/n1 =95501.9968/ 636.77nm = 29950n_mm查参考文献2表10.20选取齿宽系数心二1;查参考

13、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/iim1=570mpa ,同理大齿轮接触疲劳强度极限ihiim2 =530mpa;计算应力循环次数：小齿轮：n1 =60nljlh =60 636.77 1 (3 8 365 10)= 3.347 109大齿轮：n2 =n1 / i齿=0.837 x109由查参考文献2图 10.27 得 znt1=0.95,znt2 =1.15；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,由查参考文献2式(10.13)得:二 h1 =znt1；hiim1/sh = 0.95 570/1 = 541.5mpa二h

14、2 =znt2二hiim2/sh =1.15 530/1 = 609.5mpa2)计算试算小齿轮分度圆直径d1 ,代入qh 中较小的值oh1口6.43鹏一1. 2 29 9 50 ( 44 32=1 4 5 4 彳.51 ) 4mm896模数 m=d1/z=40.896/25 =1.636mm,由查参考文献2表10.3取标准模数2mm3)计算主要尺寸d1 =mz1 =2 25 =50mm d2 =mz2 =2 100 =200mm b = dd1 =1 50 =50mm b1 =b2 5 =55mm a =m(z1 z2)/2 = 125mm (3)按齿根弯曲疲劳强度校核1)齿形系数yf：查参

15、考文献2表10.13得丫口 =2.65、yf2=2.18;2)应力修正系数ys：查参考文献2表10.13得ys1 =1.59、丫$2=1.80 ;3)许用弯曲应力：查参考文献2图10.25得仃flim1 =240mpa、%lim2二 210mpa,由参考文献2表10.10查得sf =1.3 ,由参考文献2图10.26查得: ynt1 =0.9、ynt2 =0.95 ,则大小齿轮的许用弯曲应力为b =yntm1 =0.9240 =l66mpa ,-f 1sf1.3ynt 2- f lim20.95 210ff 2nt2 flim2 = =153mpasf1.32kt2 1 2 29950_仃口y

16、f1ys1 = 2 1.2 ； 29950 m 2.65 m 1.59 = 59mpa 166mpaf1 bm2z1 f1 s1 50 22 25；-f2 =；-f1yf 2ys2yf1 ys12.18 1.8=59 父= 55mpa dmin=16.905mm,合适。选取轴段i的长度 l.=36mm。轴段h :轴段ii的长度l那61mm。轴段田：l近与d）j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）j=23mm, d j）j=d 滚内=30mm。轴段iv :轴肩m-iv为定位轴肩，查参考文献2,定位轴肩高度h jjp =（0.07

17、0.1）d 1n=（0.070.1） x 30mm=（2.卜3）mm,取 h=2.5mm, 贝u d 1v =d）+2h ” = （30+2x2.5） =35mm,取 d 1v = 35mm。轴段 iv 的长 度 l1v 取 18.5mm。齿轮段长度：由前面计算得齿轮宽度为55mm。轴段v :根据对称性，轴段v与轴段vi尺寸一样，即ly = l1v =18.5mm、 dv =d1v =35mm。轴段vi :根据对称性，轴段vi与轴段id尺寸一样，即ly j=lm = 23mm、dv j=d m=30mm。轴的总长度：l + l |+ l in + bi+ lw + lv + lv =235mm

18、。输入轴的结构及装配如图2所示：图2输入轴的结构及装配（5）轴上载荷1）受力分析：受力分析如图3所示。图3载荷分布图2）求垂直面的支承反力：fnv1 =fnv2 =fr1 / 2=218.018n。3）求水平面的支承反力：ft1 lbcfnh1 二1115ac-fp lcd1198 57.5-635.166 90.5p-cd = = 99.15nfnh2 = ft1 fp -fnh1 =1198 635.166 -99.15 =1734n4）求垂直弯矩：mbv =fnv11ab =218.018 57.5=12536.035n mmmcv =0n mm cv5）求水平弯矩：mbh -fnhii

19、ab -99.15 57.5 -5701.125n mmmch =fp1cd =635.166 90.5 =57482.523n mm6）求合成弯矩：mb = mbv2mbh2 = 12536.0315701.1252 = 13771.53nmmmc = mch = 57482.52 nmm(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u=0.6,齿轮轴取最小直径d=21mm,抗弯截面系数 w =0.1d3 =0.1 x213mm = 926.1mm3 ,则轴的计算应力为：cca 二 jmc (： t1)2 /w /

20、57482.52 (0.6 29950)2 /926.1 =65mpa根据选定轴材料为40cr,调质处理，查参考文献2表14.2得k_j=75mpa, 可见；飞 ：二l-b l故安全。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所小。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216x663.52.8因为l键 l36mm,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

21、4滚动轴承6406的数据轴承代号基本尺寸安装尺寸6406ddbrsmind aminda maxras max3090231.539811.5基本额定动载核基本额定静载荷极限转速cr/kncr /kn脂润滑47.524.580002 .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前面已求得： p2=1.86kw、n2 =159.19 r/min、t2 =111580n，mm(2)求作用在小齿轮上的力圆周力：ft2=2t”d2=1115.8n径向力：fr2 =ft2 tan： =1115.8 tan20； =406.118n法向力：fn2 =ft2 /cosa =1

22、115.8/cos20 =1187.4n(3)按转矩法初步确定轴的最小直径轴选用的材料为45号钢(调质)，硬度为217255hbs,选取240hbs。根 据参考文献2表14.1取c=115,则:3 1. 8 6=1 1 52 6. m9rl5%,即,15 9. 19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dmin=27.395mm。(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

23、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。2)确定轴各段直径与长度:从轴最细段一一轴段vii开始分析计算轴段vii：根据轴上联轴器的型号，确定 l皿=58mm、d皿=30mm。轴段vi :轴肩vi - vh为定位轴肩，d =d皿+2hvz=(1.141.2)= (34.236)mm。根据轴段vi上的轴承端盖中的密封圈确定d, =35mm。l 取 42.5。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

24、，现令其大2mm, 贝u lv =l套筒 +b+2 =23.5 +18 + 2 =43.5mm轴段iv : l1v应该比大齿轮宽度b2略短一些，故l1v = b2 -2= b2 -2=50-2 二48mm,因为轴肩iv-v为非定位轴肩，故轴肩高度hw无特殊要求， 取 hw j =2mm,贝u dw = dv +2hiv j =40+2x 2=44mm。轴段i:轴段i相关尺寸根据轴承确定，则d等于轴承内径，即d40mm, l肯于轴承宽度b,即lj=18mm。轴段ii:因为轴肩i-ii为定位轴肩，定位轴肩高度h目广(0.070.1) d , 贝u dfd j+2 h目广(1.141.2) dj=

25、(45.648) mm,取 dq=47mm, l =17.5mm。轴段iii:轴肩iii-iv为定位轴肩，故dm = div+2hnpv = (1.141.2) d =(50.1652.8) mm,取d)j=51mm。为满足齿轮相对两轴承对称分布， 应该使l套筒=l)j+ l血，所以l也=l套筒-l)-23.5 17.5=6mm。轴的总长度：l总=l + l + l “i + l1v + lv + lv + lv =233.5mm输出轴的结构及装配如图4所示：图4输出轴的结构及装配(5)轴上载荷1)受力分析：受力分析如图5所示。图5载荷分布图2）求垂直面的支承反力：fnv1 =fnv2=fr2

26、 / 2=203.059n 。3）求水平面的支承反力：fnh2 =fnh1 = ft2 /2 =557.9n 。4）求垂直弯矩：mbv =fnv11ab =203.059 57.5 -11675.893n mm5）求水平弯矩：mbh =fnh11ab =557.9 57.5 -32079.25n mm6）求合成弯矩: m b = ：；mbv2 mbh2 = .11675.8932 32079.252 = 34138.03nmm(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ot=0.6,轴取最小直径d=30mm,抗弯截

27、面系数w =0.1d3 =0.1 x303 = 2700mm3,则轴的计算应力为：二 ca fjm； (: t2)2 /w = j34138.032 (0.6 111580)2 / 2700 ) 12.644mpa根据选定轴材料为45号钢，调质处理，查参考文献2表14.2得 kb】 = 60mpa,可见仃cahb，故安全。键的选择根据轴段vii的直径和长度，轴段vii上的键选普通平键a型，查参考文献 1附表5.14可得其基本规格，如表5所示。表5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3010x 81053.3因为l键lw =58mm,查参考文

28、献2表14.8中键的长度系列，选取lt =50mm。根据安装齿轮处轴径d1v =44mm ,查参考文献1附表5.14可得键的截面尺 寸 bxh =14m9mm ,根据 l1v 取键长 l键=l1v -8 =48-8 = 40mm 0(8)轴承的选择前面所述选用深沟球轴承6408 (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6所示。表6滚动轴承6408的数据轴承代号基本尺寸安装尺寸6408ddbsmind aminda maxras max4080181.147731基本额定动载核基本额定静载荷极限转速cr/knc0r /kn脂润滑29.518.080003 .平键的校核

29、(1)输入轴上的平键(轴端)根据前面分析，轴端处选用圆头 a型普通平键，根据其所在轴段的直径d j=21mm,查参考文献1附表5.14选用键6x32gb/t 1096,其中bxh=6x6。按轻微冲击设计选取静连接时需用挤压应力100120mpa,对于键6x32 gb1096-2003有：键与轮毂的接触高度：k = 0.4h = 0.4m6 = 2.4mm,键的工作长度l = l -b =32 -6=26mm,键的挤压应力：ap =2t带轮 / djk =(2 父 29950)/(21 父 26m 2.4)mpa = 45. 2.4)mpa =45.711mpa ,可见仃plp,故安全。(2)输

30、出轴上的平键(轴端与安装齿轮轴段)根据前面分析，轴端处选用圆头 a型普通平键，根据其所在轴段 叩的直径 d皿=30mm,查参考文献1附表5.14选用键10x50 gb/t 1096,其中bx h=10 x8o按轻微冲击设计选取静连接时需用挤压应力 100120mpa,对于键10x 50 gb1096-2003有：键与轮毂的接触高度： k = 0.4h =0.4父8 = 3.2mm ,键的工作长 度：l =l-b=50-10=40mm,键的挤压应力：仃 p = 2t2/d皿lk = (2 父111580)/(30 m40 m3.2) =58.11mpa ,可见仃pl，所以轴承6406合格。(2)

31、输出轴上的轴承根据前面设计，左右都为深沟球轴承6208,查参考文献2表15.12得轻微冲击时的载荷系数fp的范围是1.01.2,取fp=1.1;轴承受力分析轴上的垂直支撑反力：fnv2 -fnv1 -203.059n轴上的水平支撑反力：fnh1=fnh2 -557.9n计算合力：fr1=f.2),fnh12-fnv12 ).557.92203.0592= 593.70n计算当量动载荷pp2 = r = fp(xf.1 yfa1) =1.1x 1x593.7+0=653.07n由已知条件知道工作时间为10年，且每天三班制工作，则大概总的各种 时间为 lh1 =3义8乂365-10 =87600h

32、。轴承应有的基本额定动载荷值60nl1h 106= 653.07159.19 87600106-6153.88n所以较充未&地选择c=29500的深沟球轴承6208。验算轴承6208轴承的寿命106lh =60n(a)p2106,29500、3()60 159.19 653.07=9649020.667h可见lhlh1,所以轴承6208合格五、箱体主要结构和尺寸箱体的有关结构尺寸及名称参考参考文献1图4.1,其尺寸计算方法如表7 所示：表7减速器箱体结构尺寸名称符号减速器型式及尺寸关系(mm)单级圆柱齿轮减速器取值箱体总长l箱电3a375箱体总高h箱之 2.4a300箱座壁厚0.025a+1

33、2 8 (一级)8箱盖壁厚0.02a+1 之 8 (一级)8箱座凸缘厚度b1.5612箱盖凸缘厚度b11.5912箱座底凸缘厚度b22.5占20地脚螺钉直径df0.036a+1218地脚螺钉数目na250, n=44轴承旁联接螺栓直径d10.75df18箱盖与箱座联接螺栓直径d2(0.5 0.6) df9联接螺栓d2的间距li50200i70轴承端盖螺栓直径d3(0.4口0.5) df8窥视孔盖螺钉直径d4(0.3口0.4) df6定位销直径d(0.70.8) d27df、di、d2至外箱壁距离ci26df、d2至凸缘边缘距离c224轴承旁凸台半径ric224凸台高度h根据低速级轴承座外径确定

34、外箱壁至轴承座端面距离lici+ c2+ (5/ i。)60大齿轮顶圆与内箱壁距离aii.2di0齿轮端面与内箱壁距离2 59箱盖、箱座肋厚mi、mm1定0.85/、m - 0.8567（输出轴）轴承端盖外径rd2轴承外径+ ( 5y 5.5) d3i20轴承端盖凸缘厚度t(iy i.2) d39轴承旁联接螺栓距离ss=d2i20学习心得本以为暑期实习能走出校门到外面游历见识一番， 却不知所谓的实习只是呆在 宿舍和教室绘图而已。的确，令人好生失望一一然而，让我意想不到的是，这样 的实习反而使得我收获不少。且不说，这种立足于我们专业的绘图实习，很好地巩固了我们的专业基本功； 光是在绘图的这整个过程中，就是一次人生的洗礼： 投入一一博得奋斗之热情不得不说，要在这不长的实习时日里完美的完成老师所布置的工作，这绝非易事。很多时候，我们已经把很多绘图的相关知识遗忘，所以，我们就不得不 在绘图的同时，也得复习着相关的知识。故而，我们能花在绘图上的时间就有所 减少了。理所当然的，要抓紧每一天可利用的时间就显得颇为重要。可是，在抓 紧了时间后，又还能高效地完成绘图任务，真正的投入是必不可少的。我们不难 发