机械设计课程设计任务书完美版

1、目录1. 传动装配的总体设计1.1 电机的选择 11.2 求传动比 21.3 计算各轴的转速、功率、转矩 22. 齿轮的设计2.1 原始数据 32.2 齿轮的主要参数 32.3 确定中心距 42.4 齿轮弯曲强度的校核 52.5 齿轮的结构设计 63. 轴的设计计算3.1 轴的材料的选择和最小直径的初定 73.2 轴的结构设计83.3 轴的强度校核104. 滚动轴承的选择与计算4.1 滚动轴承的选择134.2 滚动轴承的校核135. 键连接的选择与计算5.1 键连接的选择 145.2 键的校核 156. 联轴器的选择6.1 联轴器的选择156.2 联轴器的校核157. 润滑方式、润滑油型号及密

2、封方式的选择7.1 润滑方式的选择157.2 密封方式的选择168. 箱体及附件的结构设计和选择8.1 箱体的结构尺寸168.2 附件的选择 179. 设计小结 181810. 参考资料机械设计课程设计计算说明书已知条件:1传动装配的总体设计1.1电机的选择1.1.1类型：Y系列三项异步电动机 1.1.2电动机功率的选择假设：Pw 工作机所需功率，kw;Pe 电动机的额定功率，kw ；Pd 电动机所需功率，kw ；电动机到工作机的总效率为1、2、3、4分别为弹性连轴器、闭式齿轮传动(齿轮精度为 8级)、滚动轴承和共同的效率0则:pJV.3.0Kw1000 1000Pd 二 Pe二 PW” 3

3、n->- 2”二轴承齿轮联轴器卷筒所以：3232二轴承齿轮联轴器卷筒二0.98 *0.97*0.99*0.96二0.859查表可得:=0.99、 卷筒=0.96轴承=°.98、齿轮二°.97、联轴器Pd =Pw/=3.0/0.859 Kw4 91.1.3电动机转速的选择以及型号的确定nm960nw227.480= 4.22万案号电动机型 号额定功率(kw)同步转速(r/mi n )满载转速(r/min )总传动比1Y132M1-6410009609.41辅助计算:60 1000v60 1000 2.5nw227.480r / min兀 D3.14210查表可得：外伸轴

4、长度80mm直径38mm额定功率和满载转速见上表。1.2求传动比60 1000v二 D60 1000 2.53.14 210= 227.480r/minnm inw960227.480= 4.221.3计算各轴的转速n、功率p、转矩T1.3.1各轴的转速m = nm 二 960r / min n2 = nw = 227.480r / min1.3.2各轴的输入功率R = Pd 联=3.457KwP2 = pn 齿 口 轴承=3.286Kw1.3.3各轴的输入转矩T, =9550 日=9550 3457 =34.390 Nm ni960p23.286T2 =9550 竺=9550137.952N

5、mn2227.4802齿轮的设计2.1原始数据材料牌号热处理方法弯曲强度CT F lim/ Mpa屈服极限° H lim / Mpa硬度HBS45正火170540200调质220580230其中小齿轮45号钢调质，大齿轮45号钢正火2.2齿轮的主要参数由上述硬度可知，该齿轮传动为闭式软尺面传动，软尺面硬度V350HBS，所以齿轮的相关参数按接触强度设计，弯曲强度校核。-HP 迪 ZnZwSH min式中：二Hlim 试验齿轮的接触疲劳强度极限应力；SHmin 接触强度的最小安全系数，取SHmin =1.3；Zn 接触疲劳强度计算的寿命系数，取Zn =1；Zw 工作硬化系数，取Zw =

6、 1o由教材图529查得：小齿轮二Hlim1 =580Mpa ；大齿轮 j h iim2 = 540Mpa o十 1Hlim1 ZnZw - 580 1 1 - 446.2Mpa所以：Sh min1.3十2Hlim2 ZnZw - 540 1 1 -415.4MpaSH min匸3式中：Z ；重合度系数，对于斜齿轮传动Z；=0.750.88，取Z -0.85;K载荷系数，一般近视取K=1.31.7因是斜齿轮传动，故K取小K-1.3；屮d 齿宽系数，对于软尺面（V350HBS），齿轮相对于轴承对称布置时，二=0.81.4,取d=1.1；u 齿数比，对于斜齿轮，选取乙=25，贝U :Z2=iZ1=

7、4.22 25 = 105.5 ， 取 Z106 ，所以所以：d1_7540.8 5 沃(415.4 丿1.1= 44. 8 3 9mm2.3确定中心距= 754 3* 3 34,9 0丄4. 24 1 I 4.2a=Z2 5 Z 1Z 22 22cos :式中：Z1 小齿轮的齿数;Z2 大齿轮的齿数;:齿轮的螺旋角;mn 斜齿轮的模数。对于软尺面的闭式传动，在满足齿轮弯曲强度下，选取Z 25，贝U: Z2=iZi=4.22 25 =105.5，取 Z 106 ；螺旋角：，一般情况下在10 25 ,当制造精度较高或对振动、噪音有要求的齿轮，1还要大一些。如小轿车齿轮1最大已达3537。本设计为

8、一般要求，所以初选=15 ；7d cos斜齿轮的模数，mn二芈眾Z144.839 cos1525= 1.732由渐开线圆柱齿轮第一系列，取g=2.5;所以：a=m-Z1 Z /525106= 169.53mm2cos P2 汇 cos15取中心距a=170 mm,R g0+Z2)2.5 汇(25 + 106 )cos -0.96322a2170所以，一 15354 符合其条件： 亠10 25贝U，小齿轮：m-Z12. 25d1-' "64.89mmcosP cos(15 354 )大齿轮:m-Z22.5"06c”d 2275.11mmcos 】cos(15 354

9、)2.4齿轮弯曲疲劳强度的校核=° F l iS TY YF P' N XSF m i -式中：Yst 试验齿轮的应力修正系数，取 丫ST =2;Flim 试验齿轮的齿根的弯曲强度极限应力,SFmi 弯曲强度的最小安全系数，取 Sf min =1.6；YN 弯曲疲劳强度寿命系数，取 Yn =1 ；Yx 弯曲疲劳强度的计算尺寸系数，取 Yx =1。F lim1 YST .二 FP1 二SYnYx所以：SF minF lim2 YST vFP2 :SYnYxSF min又因为220 21 1 =275.0Mpa1.6170 22000KT12000KT仆、/"brnTZ

10、T YfsY ''Fp1.88 - 3.2丄+lZv11 cosZv2丿1.88-3.2 -1IL.28 119cos(1535'4)式中：Yfs 外齿轮的符合齿形系数；丫二一螺旋角系数。（其他字符的意义同前。）Zv1孝二 27.97 二 28cos戸88乙 23118.61=119cos P由教材图 5 25 可得：YfS1=4.1、YFs2=3.9=1. 67b2 二 d4 =1.1 64.89mm = 71.38mm = 72mmb =80mm由教材图5 40可得，螺旋角系数YU.63所以：r _ 2000KT1 xz、/' F12YfS1Y$1bmn Z

11、12000 1.3 34.39024.1 0.63 = 18.5Mpa ： ；FP180 2.51.6 252000 KT?bmn2 Z?4.1 0.63 = 19.4Mpa :二FP22000 1.3 137.95272 2.52 106综上所述，两齿轮符合强度条件2.5齿轮结构设计2.5.1计算齿轮分度圆直径小齿轮:mn乙2.5 25d1' ”64.89mmcos P cos(15 35 4 )大齿轮:,mnZ22.5汇106_ .d2-，”275.11mmcos P cos(1535 4 )2.5.2齿轮宽度按强度计算要求，取齿宽系数'd=1.1，则齿轮的宽度为b2=1.

12、1 64.89mm =：71.38mm，圆整后大齿轮的宽度为：b2 = 72mm，小齿轮的宽度为 d = 80mm。2.5.3齿轮的圆周速度=3.26m/s （满足精度要求）nd1n13.14 汉 64.89汉 960V:60 1000 60 10002.5.4齿轮的相关参数如下表名称代号单位小齿轮大齿轮中心距1amm170传动比i4.22模数mnmm2.5螺旋角P0* ' “15 354变位系数X0齿数Z25106分度圆直 径dmm64.89275.11齿顶圆直 径damm69.89280.11齿根圆直 径dfmm58.64268.86齿宽bmm80723轴的设计计算3.1轴的材料选

13、择和最小直径估算3.1.1轴的材料选用45号钢，调质处理。3.1.2高速轴和低速轴直径初算直径时，若最小直径段开于键槽，应考虑键槽对轴强度的 影响，当该段截面上有一个键槽时，d增加5%7%两个键槽时，d增加10%15%有教材表12-2，高速轴G =80，低速轴C2 =80。同时要考虑电动机的外伸直径 d=38mm。所以 d“ -Gpx 1.05 = 110x3457".05i7.70mm结合电动机的外伸直径d=38mm，初选TL6联轴器，丫38 82gb/T4323 -84和 丫32 82 GB/T4323 -84所以初确 Y32 82Y32 82宀 d1 二 35mm定d35mm3

14、.2轴的结构设计3.2.1高速轴的结构设计3.2.1.1各轴段径向尺寸的初定d<)= C11 x 1.05 = 110汉x 1.05= 17.70mm. n1960结合电动机的外伸直径 d=38mm，=34.390Nm，初选弹 性套柱销联轴器TL6,所以取： d35mm d2 =40mmd3 二 d7 二 45mm由此直径确定轴承，选择深沟球轴承6208GB /T 276 -1994其具体尺寸如下表：基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定负 荷/kn极限转速r/mi ndDBHsmi ndaminDamaxras maxCrC0r脂油4585191.15278124.517.5700090

15、00d4 “6 =52mm ；d5 = 6 9 . 8r9 m3.2.1.2各轴端轴向尺寸的初定h =80mm ;12 = 40mm ;13 = 2 1 m m14 二 12mm ;15 =80mm ;16 =12mm ;17 二 21mm。3.2.2低速轴的结构设计3.2.2.1各轴段的径向尺寸的初定d2 二C23p 1.05=110 3 3.2861.05 = 28.13mm n2 227.480结合T2 =137.952Nm，初选弹性套柱销联轴器 TL6所以取；= 40mm ；d2 二 45mm ；d3 =50mm ；由此直径确定轴承，选择深沟球轴承6208GB/T276-1994, 其

16、具体尺寸如下表：基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定负 荷/kn极限转速r/mi ndDBrsmi ndaminDamaxras maxCrC°r脂油5090201.15783127.019.867008500d4 = 55mm ;d5 = 65mm ;d6 =57mm ;d7 二 d3 二 50mm 。322.2各轴段的轴向尺寸的确定h =110mm ;12 = 43mm ;13 = 4 2 m m14 = 7 0 m m15 = 10mm ;16 = 12mm ;17 = 20mm o3.3轴的强度校核（低速轴所受转矩大，且两轴的直径相差 很小，只校核低速轴）3.3.1求齿轮上的

17、作用力的大小和方向3.3.1.1齿轮上作用力的大小转矩：T2 = 9550Pl= 137.952Nm圆周力：& 二T2/( )=137.952/=1002.89N 2000 2000径向力：Fr2 二 F2 坦3 =1002.89 tan20'378.95NcosPcos(15354)轴向力：Fa2=F2 tan-1002.89 tan(15354”)=279.72N3.3.1.2齿轮上作用力的方向,方向如下图所示:3.3.2求轴承的支反力3.3.2.1水平面上支力Fra=Frb=F2 / 2 = 1002.89 / 2 = 501.45 N3.322垂直面上支力plFraF

18、RB=(-匕2 专 Fr2 45)/ (45 2)275 11=(-279.72378.95 45) /(45 2) 238.05Npl=(E2 d2 F2 45) / (45 2)275 11= (279.72378.95 45) / (45 2) -617.00N3.3.3画弯矩图3.3.3.1水平面上的弯矩MC =45 Fra 1045 501.45 10= 22.57N3.3.3.2垂直面上的弯矩MC1 =45 Fra 10 =45 (-238.05) 10，= -10.71NmMc2=(4 5Fra 帀 E2 d2)275.11,= 45 238.05) 10279.7210 =27

19、.76Nm3.3.3.3合成弯矩MC 1 Me2 MC12(22.57)2 (-10.71丫 =24.98NmMe 2 二.Me2 Mc'22 *(22.57)2(27.76)2 = 35.77Nm3.3.4画转矩图T2 =137.952Nm3.3.5画当量弯矩图因单向回转，视转矩为脉动转矩，=匚一1】b/二ob ,已知匚B =600Mpa，查表 12-1 可得匚= 54Mpa、匚°b = 93Mpa，:二匚b/；0b =54/93 =0.581剖面C处的当量弯矩:Ft2Fa2斤24545Ft2IIFr22487.77NmIiIiIIIIIFraIFrbMC2 - MC22

20、(：T2)2 二(35.77)2 (0.581 137.952)2 =87.77NmMe； = 、Mei2 (： T2)2 二(24.98)2 (0.581 137.952)2 =83.95Nm22.57NmT2=137.952Nm24.98Nm-10.71Nm.77Nm27.76Nm83.95Nm336判断危险剖面并验算强度3.3.6.1剖面C当量弯矩最大，而且直径与相邻段相差不大，故 剖面C为危险面。已知 M厂 =87.77Nmjh = 54MpaMe Me 87770W 一 O.ld 一 0.1 (45)=9.63Mpa :二 _仏=54Mp3.3.6.2剖面D虽仅受弯矩，但其直径最小，

21、则该剖面为危险面MD _ MD _83850_W 一 O.ld3 一 0.1 (40)3=13.12Mpa ：二 _仏=54Mpa所以轴的强度足够4滚动轴承的选择与计算4.1滚动轴承的选择高速轴和低速轴的轴承段的直径 d1 =45, d2 =50o选用轴承，初选深沟球轴承 6208GB/T276-1994,4.2滚动轴承的校核由于低速轴的转矩大于高速轴，同时低速轴和高速轴的直径相差很小， 所以只需校核高速轴的深沟球轴承。_丄奇Fr1由前面的计算可得FR1Fra2 Fra2 二 4501.45)2 (-238.05)2 = 555.09NFr2 二.Frb2 Frb'2 二、(501.4

22、5)2 (617.00)2 二 795.07N轴向力：Fa 二 Fa? =279.72N转速：n =227.480r/min421求当量动载荷由上图可知轴2未受轴向载荷，轴1受轴向载荷Fai二Fa ,则 pi 二 fp(XFRi YFr2)，由教材表 14-12 可得，fp = 1.2 , 查有关轴承手册可得。6209轴承Cor =17.5 103N轴 1： FA1/C0r =279.72/17.5 10=0.0160，查表可得，e = 0.34可计算出，FA1 / FR1 = 0.504 >e可得 X =0.56,Y =1.3R 二 fp(XFR1 YFR2) =1.2 (0.56 5

23、55.09 1.3 795.07) = 1613.33N轴 2： F2 = fpFR2=1.2 793.07 =954.08N 因R .乌，故仅计算轴承1的寿命即可4.2.2求轴承寿命3已知球轴承；=3、Cr=29.5 10 N则Lh160n( R1)106( 29.5 103)60 227.480( 1613.33-447921h按单班制计算每天工作8小时，一年工作350天，则LyLh1447921 =160 10年(满足年限要求)Y 8 3508 3505键连接的选择与计算5.1键连接的选择选择普通平键,轴代号公称直径 d( mr)公称尺寸h(mmmm)长度L(mm)深度 (mr)110

24、汉8GB/T1096-1979303810X 8705.0216H0GB/T1096-1979505816X 10506.05.2键连接的校核有教材表6-2可得键连接时的挤压应力 匚p =100Mpa，由于低 速轴的转矩大于高速轴，而两者的直径相差很小，且对同一个轴来说，只需校核短键，所以只需校核键 16 10GB/T1096-1979。齿轮轴段的直径d =55mm ；键的长度 I =L -b=60-10=50mm；键的接触高度k=0.6h=0.6 10 = 6mm ；键转动的转矩T2 =137.952Nm ；则:32T2 10kid32 137.952 106 50 45=20.44Mpa

25、： ；p =100Mpa所以键连接符合强度要求。6联轴器的选择6.1联轴器的选择结合电动机的外伸直径d=38mm，高速轴和低速轴的最小直径，初选TL6联轴器。丫C38 82GB/T4323YC32X826.2联轴器的校核因为低速轴所受的转矩较大，只校核低速轴T2 =137.952Nm，考虑到转 矩变化很小取Ka =1.3。所以Tac =心丁2 =1.3 137.952 =179.34 : T250Nm （联轴器符合其强度要求）7润滑方式、润滑油牌号及密封方式的选择7.1润滑方式的选择润滑方式有两种:当.2 m/s时，采用油润滑; 当'. ： 2 m/s时，采用脂润滑V160 10003

26、.14 64.89 96060 1000二 3.26m/s 2m/s所以小齿轮大齿轮均采用油润滑7.2密封方式的选择一般选用接触式密封，半粗羊毛毡垫圈8箱体及附件的结构设计和选择8.1箱体的结构尺寸减速器铸造箱体的结构尺寸表名称符号结构尺寸（mm齿轮减速器箱座（体）壁厚68箱盖壁厚色8箱座、箱盖、箱底座凸缘的厚度bgbb=1.5§ =12力=1.5乞=124 =2.56=20箱座、箱盖的肋厚m,m(m = 9,叶=9轴承旁凸台的高度和半径h,RiH由结构要求来确定轴承座的外径D2凸缘式：D2=D+5d3=120地脚螺 钉直径与数目df单击减速器a200ndf16通孔直径d 20沉头座

27、直径Do45底座凸缘直径C1m in,25C2min,23连接螺 栓轴承旁连接螺栓直径didr = 0.75d f =12箱座、箱盖连接螺栓 直径d2d2=0.5df =8,螺栓的间距 1=175连接螺栓直径d12通孔直径1d13.5沉头座直径D26凸缘尺寸Cim in,20C2min,16定位销直径dd = 0.8d = 6.4轴承盖螺钉直径d3d3 =0.5d f =8视空盖螺钉直径d4d4 =0.375df =6吊环螺钉直径d5由减速器的重量来确定箱体外壁至轴承座断面的距离I1h =G +C2+8 = 44大齿轮顶圆与相体内壁的距离&10齿轮断面与箱体内壁的距离比210备注：1、a值代表两齿轮的中心距；2 、厶与减速器的级数有关，对于单级减速器，取:=1;