机械设计任务书(共30页)

1、目 录1设计(shj)任务书11.1总体(zngt)布置简图11.2工作(gngzu)条件11.3原始数据11.4设计内容11.5设计任务21.6设计进度22传动方案的分析23电动机的选择2 3.1系统电动机类型的选择2 3.2选择电动机容量23.3选择电动机的转速33.4电动机的技术参数和外型、安装尺寸44传动装置运动和动力参数计算4 4.1测传动装置总传动比44.2分配(fnpi)各级传动比45传动件的设计(shj)计算45.1齿轮(chln)设计5 5.1.1高速级齿轮传动设计55.1.2低速级齿轮传动设计116轴的设计计算166.1高速级轴（轴I）的设计 166.2中速轴（II轴）的设

2、计186.3低速轴（轴III）的设计207滚动轴承的选择计算237.1输出轴承的选择与计算238键联接的选择及校核计算258.1输出轴与联轴器的键连接 258.2输出轴与齿轮的键连接259联轴器的选择269.1输入(shr)轴（轴I）的联轴器的选择26 9.2输出(shch)轴（轴III）的联轴器的选择2610减速器附件(fjin)的选择2611润滑与密封2712设计小结27参考文献281设计(shj)任务书1.1总体(zngt)布置简图图1-1 总体(zngt)布置简图1.2工作条件使用年限为10年，（每年工作300天），一班制，带式运输机中等冲击，转向不变。1.3原始数据运输带曳引力F（N

3、）：1820运输带速度V（m/s）：0.82滚筒直径D (mm)：2651.4设计内容（1）电动机的选择与运动参数计算（2）传动装置的设计计算（3）轴的设计（4）滚动轴承的选择与校核（5）键的选择和校核（6）联轴器的选择（7）装配图、零件图的绘制（8）编写设计计算说明书 1.5设计(shj)任务（1）减速器总装配图一张（2）低速(d s)轴、齿轮、箱盖或箱座各一张（3）设计(shj)说明书一份 1.6设计进度（1）第一阶段：总体计算和传动件参数计算（2）第二阶段：轴与轴系零件的设计（3）第三阶段：轴、轴承、键及联轴器的校核及草图绘制（4）第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写2传动方

4、案的分析由设计任务书知传动类型为：二级展开式斜齿齿轮减速器传动方案应满足工作机的性能要求，适应工作条件，工作可靠，而且要求结构简单，尺寸紧凑，成本低，传动效率高，操作维护方便。设计时可同时考虑几个方案，通过分析比较最后选择其中较合理的一种。下面为课程设计中的b、c、d几种方案的比较。a方案宽度和长度尺寸较大，带传动不适应繁重的工作条件和恶劣的环境。但若用于链式或板式运输机，有过载保护作用；b方案结构紧凑，若在大功率和长期运转条件下使用，则由于蜗杆传动效率低，功率损耗大，很不经济；d方案宽度尺寸小,适于在恶劣环境下长期连续工作.但圆锥齿轮加工比圆柱齿轮困难；c方案 与b方案相比较宽度尺寸较大，输

5、入轴线与工作机位置是水平位置，宜在恶劣环境下长期工作。根据传动要求和给定数据，故选择方案c，二级圆柱齿轮减速器传动。3电动机的选择3.1电动机类型的选择Y系列三相异步电动机3.2选择电动机容量1. 工作机所需功率PwPw=Fv1000=1.4924 kw nw=601000vD=59r/min2.电动机输出功率Pd考虑传动装置的功率(gngl)损耗，电动机的输出功率为Pd=Pw试中为从电动机到工作(gngzu)机主动轴之间的总效率，即=1222334其中(qzhng)1，2，3，4分别为传动系统中联轴器，齿轮传动及滚动轴承的效率和滚筒效率，取=0.99，=0.98，=0.98，=0.98=12

6、22334 =0.886电动机的输出功率为：Pd=Pw=1.685 kw3.确定电动机的额定功率Ped选定电动机的额定功率Ped=2.2 kw3.3 选择电动机的转速nw=59 r/min因为nd=860nw则电动机转速的可选范围为nd=86059=4723540 r/min可见同步转速为750r/min ,1000r/min ，1500r/min 的电动机都符合，这里初选同步转速为1000r/min ，1500r/min 的两种电动机进行比较，如下表：表3-1 电动机方案比较表（指导书 表20-1）方案电动机型号额定功率（kw）转速（r/min）同步/满载电动机质量（kg）传动装置总传动比1

7、Y100L1-42.2150014203422.292Y112M-62.210009404514.76由表中数据可知(k zh)，方案2的总传动比最小，传种装置结构尺寸最小，再综合(zngh)考虑重量(zhngling)及价格因素，决定采用方案2，选定电动机型号为Y112M-6。3.4电动机的技术参数和外型、安装尺寸 表3-2电动机参数（指导书 表20-2）型号HABCDEFGDGY112M-61121901407028608724KABADACHDAABBHAL1224519011526550180154004传动装置运动和动力参数计算 4.1传动装置总传动比 i=nmnw=94059=15

8、.93 4.2分配各级传动比取高速级的圆柱齿轮传动比i1=4.19，取i1=1.1i2，则低速级的圆柱齿轮的传动比为 i2=ii1=15.934.2=3.8由指导书 表2-1 及表2-2知，传动比合理。5传动件的设计计算 各轴转速电动机轴为轴，减速器高速级轴为轴，中速轴为轴，低速级轴为轴，带轮轴为轴，则nI=nm=940 r/minnII=nIi1=219.63 r/minnIII=nIIi2=57.80 r/min按电动机额定功率计算各轴输入功率 P=Ped01 =2.20.99=2.178 kw P=P12=2.1780.970.99=2.09 kw P=P23=2.090.970.99

9、=2.01 kw各轴转矩T=9550Pn=95502.178940=22.13 NmT=9550Pn=95502.09219.63=90.88 NmT=9550Pn=95502.0157.8=330.45 Nm将计算结果汇总(huzng)列表如下表5-1传动件参数(cnsh)汇总表项目电动机轴高速轴I中间轴II低速级轴III转（r/min）940940219.6357.8功率（kw）2.22.1782.092.01转()22.3522.1390.88330.45传动比15.94.193.8效率10.9507 0.91310.8865.1齿轮(chln)设计5.1.1高速级齿轮传动设计1.选择材

10、料、精度及参数a . 根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动b . 带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB10095-88）c . 材料选择。查图表（表10-1），选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为241-286 HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为217-255 HBS。d . 初选小齿轮齿数Z1=24，则大齿轮齿数Z2=Z1i1=244.19=100.56 u1=i1=4.19e .初选螺旋角=f .选取(xunq)齿宽系数：=12.齿面接触(jich)强度设计 按下式试算d1t32KHtT1du+1u(ZHZEZZH)2（1）确定(qudng)公式内的各计算数值

11、a. 试选KHt=1.6。b. 展开式斜齿轮传递的转矩=21.67。c. 查图表（P图10-30）选取区域系数=2.433（表10-5）选取弹性影响系数=189.8 d. 1=0.78 1=0.87 =1.65 =dZ1tan/=1.903f. 螺旋角系数Z Z=cos()=cos(14)=0.985（2）计算接触疲劳许用应力H。由图10 - 25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600 MPa，Hlim2=550 MPa。由式（10 - 15）计算应力循环次数N1=60n1jLh=609401830010=1.382109N2=N1i=1.3821094.19=3.3108

12、由图10 - 23查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95，KHN2=1取失效概率为1%、安全系数S = 1，由式（10 - 14）得H1=KHN1Hlim1S=570 MPaH2=KHN2Hlim2S=550 MPa取H=560MPa。（3）试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtT1du+1u(ZHZEZZH)2=321.621.671031.654.19+14.192.433189.85602=32.8 mm（4) 调整(tiozhng)小齿轮分度圆直径a.计算(j sun)实际载荷系数前的数据准备圆周(yunzhu)速度v=d1tn1601000=1.65 ms齿宽b=dd1t=132.8=

13、32.8mmb.计算实际载荷系数KH由表10 - 2查得使用系数KA=1.5。根据v=1.65 ms、8级精度，由图10 - 8查得动载系数Kv=1.033。计算齿轮的圆周力Ft1=2T1d1t=222.1310338.57 N=1.148103 NKAFt1b=1.51.14810338.57=44.65N/mm查表10 - 3得齿间载荷系数KH=KF=1.4。由表10 - 4用插值法求得KH=1.448。于是，实际载荷系数KH=KAKvKK=1.501.0331.41.448=3.14c.由式（10 - 12），按实际载荷系数算得分度圆直径d1=d1t3KHKHt=32.833.141.6

14、=41.06mm齿轮模数m=d1cosz1=1.68 mm3.齿根(ch n)弯曲疲劳强度设计由式（10-7）计算(j sun)模数mt32KT1Ycos2dz12YFaYsaF（1）确定(qudng)式中的各参数值a. K=2.78。b. Y=0.88计算YFaYsaF由当量齿数Zv1=Z1cos3=24cos314=26.27Zv2=Z2cos3=101cos314=112.75查图10 - 17查得齿形系数YFa1=2.592，YFa2=2.17。查图10 - 18查得应力修正系数Ysa1=1.596，Ysa2=1.8002。由图10 - 24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别F

15、lim1=500 MPa，Flim2=380 MPa。由图10 - 22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.91，KFN2=0.95。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10 - 14）得F1=KFN1Flim1S=325MPaF2=KFN2Flim2S=257.86 MPaYFa1Ysa1F1=0.013YFa2Ysa2F2=0.015取YFaYsaF=YFa2Ysa2F2=0.015（2）试算模数试算模数mt32KT1Ycos2()dz12YFaYsaF=322.7821.671030.88cos2(14)12421.650.015mm=1.198mm （3）调整(tiozhng)齿轮模数1

16、）计算(j sun)实际载荷系数前的数据准备d1=mnz1cos=1.2532cos14=41.66mmv=d1n1601000=1.65msb=ddt=32.8 mmh=3.07mmbh=32.83.07=10.672）计算(j sun)实际载荷系数KF由图10 8查得动载系数Kv=1.033。Ft1=2T1d1=222.1310324.35 N=1.82103 NKAFt1b=1.501.82103 24.35N/mm=112N/mm100N/mm查表10 - 3得齿间载荷分布系数KF=1.4。查表10 4用插值法查得KH=1.448。查图10 13KF=1.28。则载荷系数KF=KAKv

17、KFKF=2.78z1=d1cosm=31.87。取z1=32，z2=324.19=136.96，为了齿数互质且便于安装，z2取137。4.几何尺寸计算计算中心距a= (Z1+Z2)mn2cos=(32+137)22cos14=108.86 mm取中心(zhngxn)距为110mm按圆整后的中心距修正(xizhng)螺旋角=arccos(Z1+Z2)mn2a=arccos(32+137)22110=16.21计算(j sun)小、大齿轮的分度圆直径d1=Z1mncos=321.25cos16.21=41.66mmd2=Z2mncos=174.4mm计算齿轮宽度b=dd1=141.66=41.6

18、6mm取b2=45mm, b1=55mm。结构设计由e2，小齿轮做成齿轮轴 齿顶圆直径d2500mm，大齿轮可以做成腹板式结构。5圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，KH、Z、和KF、Y、Y等均发生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。齿面接触疲劳强度校核圆整中心距后的各计算结果为 KH=3.14 、 T1=21.67103 Nm 、 d=1、d1=41.66 mm 、 u=4.19 、 ZH=2.433 ZE=189.8 MPa12 。 H=2KHT1 dd13u+1uZH ZE=23.3522.13103 151.84 34.2+14.22.433189.80.490

19、.96=198H齿根弯曲疲劳强度校核圆整中心距后的各计算结果为KF=2.78、 T1=21.67103 Nm 、YFa1=2.592、Ysa1=1.596、Y=0.66、Y=0.88、 d=1、mn=1.25 mm。F1=KFT1m YFa1Ysa1YYcos2dmn3Z12=2.41922.131032.61.600.660.42cos22.192123242=11.49MPa100N/mm查表10 - 3得齿间载荷分布系数KF2=1.4。查表10 4用插值法查得KH2=1.417。查图10 13KF2=1.35。则载荷系数KF2=KA2Kv2KF2KF2=2.893）按实际载荷系数计算齿轮

20、模数m2=mt23KF2KFt2=1.4632.891.3=1.91取圆整得m2=2，d3=45.67，z3=d3cosm=22.16取z3=24，z4=243.8=91.2，为了(wi le)齿数互质(h zh)且便于(biny)安装，z4取95。.4几何尺寸计算(1)计算中心距a= (Z3+Z4)mn2cos=(24+91)22cos14mm=119 mm取中心距为120mm(2)按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos(Z3+Z3)mn2a=arccos(32+113)22150=14.84(3)计算小、大齿轮的分度圆直径d3=Z3mncos=50mmd4=Z4mncos=195mm(4

21、)计算齿轮宽度b=d2d3=50mm取b4=45mm, b3=50mm。（5）结构设计小齿轮采用实心式，齿顶圆直径d4500mm，大齿轮可以做成腹板式结构。5圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，KH、Z、和KF、Y、Y等均发生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。6.齿面接触疲劳强度校核圆整中心距后的各计算结果为KH=1.96 、 T2=89.18103 Nm 、 d=1、d3=58.04mm 、 u=3.8 、 ZH=2.433 、 ZE=189.8 MPa12。 H=2KHT1 bd33u+1uZH ZE=21.9689.18103 1.6358.04 33.8+13

22、.82.433189.8=74H7.齿根弯曲(wnq)疲劳强度校核圆整中心(zhngxn)距后的各计算结果为KF=1.96、 T2=89.18103 Nm 、YFa3=2.60、Ysa3=1.58，Y=0.42、=14.84、 d=1、mn=2 mm、Z3=28。F3=KFT1m YFa4Ysa4YYcos2dmn3Z32=79.13MPaFd1，所以Fa1=Fd1+Fa=1343.33N因为Fd1-Fa1440000h故所选用轴承满足寿命要求。确定使用圆锥滚子轴承30211。8键连接的选择与校核计算8.1输出轴与联轴器的键连接 (1) 由轴III的设计(shj)知初步(chb)选用(xuny

23、ng)平键149，=330.45，采用圆头普通平键A型 (2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b=56mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=7mm。由式可得 =34.47MPa 可见连接的强度不够，选用两个平键1610。9联轴器的选择(xunz)9.1输入(shr)轴（轴I）的联轴器的选择(xunz)根据轴I的设计，选用TL4型弹性套柱销联轴器（45钢），其尺寸如下表所示表9-1 输入轴联轴器型号T（）（r/min）（mm）L（mm）转动惯量（）TL463420028620.0049.2

24、输出轴（轴III）的联轴器的选择表9-2 输出轴联轴器型号T（）（r/min）（mm）L（mm）转动惯量（）HL3630500038820.6 根据轴III的设计，由于=330.45,载荷中等冲击，较平稳，常具有缓冲的性能，轴为较低速轴，根据标准GB5014-85，选用HL3型弹性柱销联轴器（45钢），其尺寸如下表所示10减速器附件的选择1视孔盖 选用A=120mm的视孔盖。2通气器 选用通气器（经两次过滤）M181.53油面指示器 根据指导书表9-14，选用2型油标尺M204油塞 根据指导书9-16，选用M201.5型油塞和垫片5起吊装置 根据(gnj)指导书表9-20，箱盖选用吊耳d=20mm6定位(dngwi)销 根据(gnj)指导书表14-3，选用销GB117-86 A6307起盖螺钉 选用螺钉M82011润滑与密封由于该减速器是一般齿轮减速器，故采用油润滑。输入轴和输出轴的外伸处，为防止润滑脂外漏及外界的灰尘等造成轴承的磨损或腐蚀