機械設(shè)計任務(wù)書

1、 機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書 汽車與交通 學(xué)院 車輛工程 專業(yè)車輛132班 姓 名 :劉琪 學(xué) 號 :202224280 指導(dǎo)教師 : 2022年1月13日 目 錄機械設(shè)計根底課程設(shè)計任務(wù)書.3一傳動方案的擬定及說明.3二電動機的選擇.3三計算傳動裝置的運動和動力參數(shù).4四傳動件的設(shè)計計算.6軸的設(shè)計計算.15滾動軸承的選擇及計算.23鍵聯(lián)接的選擇及校核計算.26高速軸的疲勞強度校核.27鑄件減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸計算表及附件的選擇.30潤滑與密封方式的選擇、潤滑劑的選擇.31參考資料目錄機械設(shè)計根底課程設(shè)計任務(wù)書1.課程設(shè)計的內(nèi)容設(shè)計一帶式運輸機傳動裝置。設(shè)計內(nèi)容應(yīng)包括：傳動裝置的總體設(shè)計；傳動

2、零件、軸、軸承、聯(lián)軸器等的設(shè)計計算和選擇；減速器裝配圖和零件工作圖設(shè)計；設(shè)計計算說明書的編寫。2.課程設(shè)計的要求與數(shù)據(jù)技術(shù)數(shù)據(jù)：輸出帶有效拉力：4000N傳送帶帶速：0.80m/s滾筒直徑：400mm工作條件及技術(shù)要求： 電源：380V 工作年限：10年工作班制：兩班；運輸機單項運轉(zhuǎn)，工作平穩(wěn)3.課程設(shè)計應(yīng)完成的工作1減速器裝配圖1張； 2零件工作圖 2張軸、齒輪各1張；3設(shè)計說明書 1份。一、傳動方案的擬定及說明傳動方案給定為三級減速器包含帶輪減速和兩級圓柱齒輪傳動減速，說明如下：為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇適宜的傳動機構(gòu)和擬定傳動方案，可先由條件計算其驅(qū)動卷筒的轉(zhuǎn)速，即一般常選

3、用同步轉(zhuǎn)速為的電動機作為原動機，因此傳動裝置總傳動比約為16-23。根據(jù)總傳動比數(shù)值，可采用任務(wù)書所提供的傳動方案就是以帶輪傳動加二級圓錐斜齒輪傳動二、電動機選擇1電動機類型和結(jié)構(gòu)型式按工作要求和工作條件選用一般用途的Y系列三相籠型異步電動機，全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓380V。 2電動機容量工作的有效功率Pw=Fv/1000=4000X0.80/1000=3.2KW傳動裝置總效率=帶齒2承4聯(lián)2卷筒按表9-1?。浩鲃有蕩?0.96齒輪嚙合效率齒=0.97齒輪精度為8級滾動軸承效率承=0.99聯(lián)軸器效率 連=0.99卷筒效率 卷筒=0.963電動機額定功率所需電動機效率Pr=Pw/=3.2

4、/0.825=3.88KW查表14.1、，可選Y系列三相異步電動機Y112M-4型額定功率P0=4KW 或選Y系列三相異步電動機Y132M1-6型，額定功率P0=4KW4電動機的轉(zhuǎn)速按表9.1推薦的傳動比合理范圍i，二級圓柱齒輪減速器傳動比i=8-14滾筒軸轉(zhuǎn)速 nw=60X1000v/d=60X1000X0.80/(x400)=38.2r/min所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為現(xiàn)以同步轉(zhuǎn)速為 1500r/min 及 1000r/min 兩種方案進(jìn)行電動機型號額定功率/kw同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動比Y112M-441500144037.7Y132M1-64100096025.1比擬兩方案可見，方案 1

5、 選用的電動機雖然質(zhì)量和價格較低，但總傳動比大。為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用方案 2，5、計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比1、總傳動比=n0/nw=960/38.2=25.12)、分配傳動比 假設(shè)V帶傳動分配的傳動比，那么二級展開式圓柱齒輪減速器總傳動比=二級減速器中：高速級齒輪傳動比低速級齒輪傳動比三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1各軸轉(zhuǎn)速減速器傳動裝置各軸從高速軸至低速軸依次編號為：軸、軸、軸。各軸轉(zhuǎn)速為：2各軸輸入功率按電動機所需功率計算各軸輸入功率，即3各軸輸入轉(zhuǎn)矩T(Nm)將計算結(jié)果匯總列表備用。工程電動機高速軸中間軸低速軸N轉(zhuǎn)速r/min29001450352119P 功率kW

6、6.636.366.055.75轉(zhuǎn)矩T(Nm)i傳動比24.122.95效率0.950.980.97四、傳動件的設(shè)計計算1設(shè)計帶傳動的主要參數(shù)。帶傳動的工作條件：兩班制共16h，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，所需傳遞的額定功率p=6.63kw小帶輪轉(zhuǎn)速 大帶輪轉(zhuǎn)速，傳動比。設(shè)計內(nèi)容包括選擇帶的型號、確定基準(zhǔn)長度、根數(shù)、中心距、帶的材料、基準(zhǔn)直徑以及結(jié)構(gòu)尺寸、初拉力和壓軸力等等因為之前已經(jīng)按選擇了V帶傳動，所以帶的設(shè)計按V帶傳動設(shè)計方法進(jìn)行1、計算功率 =2)、選擇V帶型 根據(jù)、由圖8-10?機械設(shè)計?p157選擇A型帶d1=112140mm3、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗算帶速v(1)、初選小帶輪的基準(zhǔn)直

7、徑，由?機械設(shè)計?p155表8-6和p157表8-8，取小帶輪基準(zhǔn)直徑2、驗算帶速v 因為5m/s<19.0m/s<30m/s,帶輪符合推薦范圍3、計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 根據(jù)式8-15 ，初定=250mm4、確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長度 a、 根據(jù)式8-20 ?機械設(shè)計?p152 0.7 0.7 262.5a750 初定中心距=500mm b、由式8-22計算帶所需的基準(zhǔn)長度 =2+=2×500+×0.5×125+250+250-125250-125/4×5001597mm由表8-2先帶的基準(zhǔn)長度=1600mmc.計算實際中心距a+( -)/

8、2500+1600-1597/2501.5mm中心距滿足變化范圍:262.5750mm5.驗算小帶輪包角 180°-/a×57.3°180°-250-125/501.5×57.3° 166°>90° 包角滿足條件6.計算帶的根數(shù)單根V帶所能傳達(dá)的功率 根據(jù)=2900r/min 和=125mm 表8-4a用插值法求得=3.04kw單根v帶的傳遞功率的增量 A型v帶，小帶輪轉(zhuǎn)速=2900r/min 轉(zhuǎn)動比 i=/=2 查表8-4b得=0.35kw計算v帶的根數(shù)查表8-5得包角修正系數(shù)=0.96,表8-2得帶長修正

9、系數(shù)=0.99=(+)××=(3.04+0.35) ×0.96×0.99=5.34KWZ= =7.29/5.34=1.37 故取2根.7、計算單根V帶的初拉力和最小值500*+qVV=190.0N對于新安裝的V帶,初拉力為:1.5=285N對于運轉(zhuǎn)后的V帶,初拉力為:1.3=247N8計算帶傳動的壓軸力=2Zsin(/2)=754N9.帶輪的設(shè)計結(jié)構(gòu)A.帶輪的材料為:HT200B.V帶輪的結(jié)構(gòu)形式為:腹板式. C結(jié)構(gòu)圖 略2、齒輪傳動設(shè)計 選擇斜齒輪圓柱齒輪先設(shè)計高速級齒輪傳動1、選擇材料熱處理方式根據(jù)工作條件與條件知減速器采用閉式軟齒面計算說明(HB&

10、lt;=350HBS),8級精度,查表10-1得小齒輪 40Cr 調(diào)質(zhì)處理 HB1=280HBS 大齒輪 45鋼 調(diào)質(zhì)處理 HB2=240HBS2)、按齒面接觸強度計算:取小齒輪=20，那么=，=204.12=82.4，取=83并初步選定15°確定公式中的各計算數(shù)值a.因為齒輪分布非對稱，載荷比擬平穩(wěn)綜合選擇Kt=1.6b.由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Zh=2.425c.由圖10-26查得, ,那么d.計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩:。確定需用接觸應(yīng)力e.由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPaf.由圖10-2查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 因軟齒面閉式傳動常因點蝕而失效,故先按齒面接

11、觸強度設(shè)計公式確定傳動的尺寸,然后驗算輪齒的彎曲強度,查表9-5得齒輪接觸應(yīng)力=600MPa大齒輪的為=550MPah.由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)i.由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.90 =0.96 =/S=540Mpa= /S=528 Mpa=(+)/2=543 Mpa3、計算1計算圓周速度:V=n1/60000=3.26m/s 2)計算齒寬B及模數(shù)B=d=1X42.9mm=42.9mm=cos/=2.07mmH=2.25=4.66mmB/H=42.9/4.66=9.2063、計算縱向重合度=0.318dtan=1.7044、計算載荷系數(shù)由表10-8.10-4.10-13.10-3

12、分別查得:故載荷系數(shù)5、按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式1010a 得 =46.22mm6、計算模數(shù)= Cos/Z1=2.232mm4、按齒根彎曲強度設(shè)計由式10-17(1)、計算載荷系數(shù):(2)、根據(jù)縱向重合度=1.704,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)(3)、計算當(dāng)量齒數(shù)齒形系數(shù) ，4、由1圖10-5查得由表10-5 查得由圖10-20C但得=500 MPa =380 MPa由圖10-18取彎曲疲勞極限=0.85,=0.88計算彎曲疲勞應(yīng)力:取平安系數(shù)S=1.4,由10-12得:=/S=303.57 MPa=/S=238.86 MPa5、計算大小齒輪的，并比擬 且，故應(yīng)將代入1

13、式11-15計算。6、計算法向模數(shù)比照計算結(jié)果,為同時滿足接觸疲勞強度,那么需按分度圓直徑=46.22mm來計算應(yīng)有的數(shù),于是有:取2mm；7、那么，故取=22.那么=90.64，取8、計算中心距 取a1=116mm9、確定螺旋角 10、計算大小齒輪分度圓直徑:=11、確定齒寬 取5、結(jié)構(gòu)設(shè)計。略配合后面軸的設(shè)計而定低速軸的齒輪計算1、選擇材料熱處理方式與前一對齒輪相同(HB<=350HBS),8級精度,查表10-1得小齒輪 40Cr 調(diào)質(zhì)處理 HB1=280HBS 大齒輪 45鋼 調(diào)質(zhì)處理 HB2=240HBS2、取小齒輪=20，那么=59 取=59，初步選定15°3、按齒面

14、接觸強度計算:確定公式中的各計算數(shù)值a.因為齒輪分布非對稱，載荷比擬平穩(wěn)綜合選擇Kt=1.6b.由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)c.由圖10-26查得那么d.計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩: 確定需用接觸應(yīng)力e.由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPaf.由圖10-2查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 因軟齒面閉式傳動常因點蝕而失效,故先按齒面接觸強度設(shè)計公式確定傳動的尺寸,然后驗算輪齒的彎曲強度,查表9-5得齒輪接觸應(yīng)力=600MPa大齒輪的為=550MPah.由式10-13計算應(yīng)力循環(huán)系數(shù) i.由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.96 =0.97 =/S=576Mpa= /S=533.5 Mpa=

15、(+)/2=554.8 Mpa4、計算(1)、圓周速度:V=n1/60000=1.21m/s2、計算齒寬b及模數(shù)B=d=1X65.87=65.87mm=cos/ =3.18mmH=2.25=7.16mmb/h=65.87/7.16=9.200(3)、計算縱向重合度=0.318dZ1tan=1.704a 由表10-8.10-4.10-13.10-3分別查得: 4、按實際的載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑由式10-10a得 =70.48mm5計算模數(shù)= cos/=3.404mm5、按齒根彎曲強度設(shè)計 由式10-17a上式中b根據(jù)縱向重合度=1.704,從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y=0.85c計算當(dāng)

16、量齒數(shù)齒形系數(shù) ，由1圖10-5查得由圖10-20C但得=500 MPa =380 MPa由圖10-18取彎曲疲勞極限=0.86,=0.89d計算彎曲疲勞應(yīng)力:取平安系數(shù)S=1.4,由10-12得:=/S=307.14 MPa=/S=241.57 MPae比擬 且，故應(yīng)將代入1式11-15計算。f法向模數(shù)比照計算結(jié)果,為同時滿足接觸疲勞強度,那么需按分度圓直徑=70.48mm來計算應(yīng)有的數(shù),于是有:取2.5mm .那么g中心距 取a1=138mmh確定螺旋角 i計算大小齒輪分度圓直徑:=J 齒寬 取4)、齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計，略配合后面軸的設(shè)計而定五、軸的設(shè)計計算為了對軸進(jìn)行校核，先求作用在軸上的齒輪

17、的嚙合力。第一對和第二對嚙合齒輪上的作用力分別為1高速軸設(shè)計1按齒輪軸設(shè)計，軸的材料取與高速級小齒輪材料相同，40Cr，調(diào)質(zhì)處理，查表15-31，取2初算軸的最小直徑高速軸為輸入軸，最小直徑處跟V帶輪軸孔直徑。因為帶輪軸上有鍵槽，故最小直徑加大6%，=18.375mm。由?機械設(shè)計手冊?表22-1-17查得帶輪軸孔有20，22，24，25，28等規(guī)格，故取=20mm高速軸工作簡圖如圖(a)所示首先確定個段直徑A段：=20mm 有最小直徑算出B段：=25mm，根據(jù)油封標(biāo)準(zhǔn)，選擇氈圈孔徑為25mm的C段：=30mm，與軸承圓錐滾子軸承30206配合，取軸承內(nèi)徑D段：=36mm， 設(shè)計非定位軸肩取軸

18、肩高度h=3mmE段：=45.58mm，將高速級小齒輪設(shè)計為齒輪軸，考慮依據(jù)?課程設(shè)計指導(dǎo)書?p116G段， =30mm, 與軸承圓錐滾子軸承30206配合，取軸承內(nèi)徑F段：=36mm, 設(shè)計非定位軸肩取軸肩高度h=3mm第二、確定各段軸的長度A段：=1.6*20=32mm,圓整取=30mmB段：=54mm，考慮軸承蓋與其螺釘長度然后圓整取54mmC段：=28mm, 與軸承圓錐滾子軸承30206配合,加上擋油盤長度參考?減速器裝配草圖設(shè)計?p24=B+3+2=16+10+2=28mmG段：=29mm, 與軸承圓錐滾子軸承30206配合,加上擋油盤長度參考?減速器裝配草圖設(shè)計?p24F段：，=2

19、-2=10-2=8mmE段：，齒輪的齒寬D段：=92mm, 考慮各齒輪齒寬及其間隙距離，箱體內(nèi)壁寬度減去箱體內(nèi)已定長度后圓整得=92mm軸總長L=290mm兩軸承間距離不包括軸承長度S=174mm，2、軸的設(shè)計計算1、按齒輪軸設(shè)計，軸的材料取與高速級小齒輪材料相同，40Cr，調(diào)質(zhì)處理，查表15-31，取2初算軸的最小直徑因為帶輪軸上有鍵槽，故最小直徑加大6%，=27.325mm。根據(jù)減速器的結(jié)構(gòu)，軸的最小直徑應(yīng)該設(shè)計在與軸承配合局部，初選圓錐滾子軸承30206，故取=30mm軸的設(shè)計圖如下：首先，確定各段的直徑A段:=30mm,與軸承圓錐滾子軸承30206配合F段：=30mm，與軸承圓錐滾子軸

20、承30206配合E段：=38mm，非定位軸肩B段：=48mm, 非定位軸肩，與齒輪配合C段：=64.94mm, 齒輪軸上齒輪的分度圓直徑D段：=50mm, 定位軸肩然后確定各段距離：A段： =29mm, 考慮軸承圓錐滾子軸承30207寬度與擋油盤的長度B段：=8mm,根據(jù)軸齒輪到內(nèi)壁的距離及其厚度C段：=75mm,根據(jù)齒輪軸上齒輪的齒寬E段：=43mm, 根據(jù)高速級大齒輪齒寬減去2mm為了安裝固定F段：=41.5mm，考慮了軸承長度與箱體內(nèi)壁到齒輪齒面的距離D段：=9.5mm,由軸得出的兩軸承間距離不包括軸承長度S=174mm減去長度 得出3、軸的設(shè)計計算輸入功率P=5.58KW,轉(zhuǎn)速n =1

21、19r/min,T=460300Nmm軸的材料選用40Cr調(diào)質(zhì)，可由表15-3查得=110所以軸的直徑: =39.65mm。因為軸上有兩個鍵槽，故最小直徑加大12%，=44.408mm。由表13.1(機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書)選聯(lián)軸器型號為LH3軸孔的直徑=45mm長度L=84mm軸設(shè)計圖 如下：首先，確定各軸段直徑A段: =45mm, 與軸承圓錐滾子軸承30211配合B段: =60mm,非定位軸肩,h取2.5mmC段: =72mm,定位軸肩，取h=6mmD段: =68mm, 非定位軸肩，h=6.5mmE段: =55mm, 與軸承圓錐滾子軸承30211配合F段: =60mm,按照齒輪的安裝尺寸確

22、定G段: =45mm, 聯(lián)軸器的孔徑然后、確定各段軸的長度A段: =46.5mm,由軸承長度，3，2，擋油盤尺寸B段: =68mm，齒輪齒寬減去2mm，便于安裝C段: =10mm, 軸環(huán)寬度，取圓整值根據(jù)軸承圓錐滾子軸承30212寬度需要D段: =57.5mm,由兩軸承間距減去長度確定E段: =33mm, 由軸承長度，3，2，擋油盤尺寸F段: =65mm, 考慮軸承蓋及其螺釘長度，圓整得到G段: =84mm,聯(lián)軸器孔長度軸的校核計算,第一根軸:求軸上載荷：設(shè)該齒輪軸齒向是右旋，受力如右圖：由材料力學(xué)知識可求得水平支反力: 垂直支反力: 合成彎矩由圖可知,危險截面在C右邊W=0.1=9469=/

23、W=14.49MPa<70MPa軸材料選用40Cr 查手冊符合強度條件!第二根軸求軸上載荷：設(shè)該齒輪軸齒向兩個都是左旋，受力如右圖：由材料力學(xué)知識可求得水平支反力: 垂直支反力: 合成彎矩由圖可知,危險截面在B右邊W=0.1=33774=/W=5.98MPa<70MPa軸材料選用40Cr 查手冊符合強度條件!第三根軸:求軸上載荷：設(shè)該齒輪齒向是右旋，受力如圖：由材料力學(xué)知識可求得水平支反力: 垂直支反力: 合成彎矩由圖可知,危險截面在B右邊 算得W=19300=/W=19.77MPa<70MPa軸材料選用40Cr 查手冊符合強度條件!六、滾動軸承的選擇及計算1.軸軸承 型號為

24、30206的圓錐滾子軸承1計算軸承的徑向載荷：2計算軸承的軸向載荷 (查指導(dǎo)書p125) 30206圓錐滾子軸承的根本額定動載荷Cr=43.3KN,根本額定靜載荷Cor=50.5KW，e=0.37，Y=1.6兩軸承派生軸向力為：因為軸左移，左端軸承壓緊，右端軸承放松、2計算軸承1、2的當(dāng)量載荷,取載荷系數(shù)因為因為， 所以取3校核軸承壽命2軸軸承1計算軸承的徑向載荷：2計算軸承的軸向載荷 (查指導(dǎo)書p125) 30206圓錐滾子軸承的根本額定動載荷Cr=43.3KN,根本額定靜載荷Cor=50.5KW，e=0.37，Y=1.6兩軸承派生軸向力為：因為軸右移，左端軸承放松，右端軸承壓緊、2計算軸承

25、1、2的當(dāng)量載荷,取載荷系數(shù)因為因為， N所以取3校核軸承壽命2軸軸承1計算軸承的徑向載荷：2計算軸承的軸向載荷 (查指導(dǎo)書p125) 30211圓錐滾子軸承的根本額定動載荷Cr=90.8KN,根本額定靜載荷Cor=114KW，e=0.4，Y=1.5兩軸承派生軸向力為：因為軸右移，左端軸承放松，右端軸承壓緊、2計算軸承1、2的當(dāng)量載荷,取載荷系數(shù)因為因為， 所以取3校核軸承壽命七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算鋼鑄鐵1軸上與帶輪相聯(lián)處鍵的校核鍵A10×28，b×h×L=6×6×20 單鍵鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，=125MPa=125MPa滿足設(shè)計要求2

26、軸上大齒輪處鍵鍵 A12×25，b×h×L=10×8×36 單鍵鍵聯(lián)接的組成零件均為鋼，=125MPa滿足設(shè)計要求3軸上聯(lián)軸器處采用鍵A，b×h×L=14×9×70 單鍵滿足設(shè)計要求2聯(lián)接齒輪處采用A型鍵A 單鍵125Mpa滿足設(shè)計要求八、高速軸的疲勞強度校核 第一根軸結(jié)構(gòu)如下：1判斷危險截面在A-B軸段內(nèi)只受到扭矩的作用，又因為e<2m 高速軸是齒輪軸，軸的最小直徑是按照扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕是確定的，所以A-B內(nèi)均無需疲勞強度校核。從應(yīng)力集中疲勞強度的影響來看，E段左截面和E段右截面為齒輪軸嚙合區(qū)域，

27、引起的應(yīng)力集中最為嚴(yán)重，截面E左端面上的應(yīng)力最大。但是由于齒輪和軸是同一種材料所受的應(yīng)力條件是一樣的，所以只需校核E段左右截面即可。2.截面右側(cè)：抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)左截面上的扭矩T3為截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力軸的材料為40Cr,調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得：截面上理論應(yīng)力系數(shù)按附表3-2查取。因經(jīng)查之為：；又由附圖3-1可查取軸的材料敏性系數(shù)；故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式附表3-4為：皺眉經(jīng)過外表硬化處理，即，那么按式3-12及3-12a得到綜合系數(shù)為：；有附圖3-2的尺寸系數(shù)由附圖3-3的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為軸按磨削加工，由附圖3-4得外表質(zhì)量系數(shù)為：；又由§3-1及§3-2得到40Cr的特性系數(shù)那么界面平安系數(shù)：故可知道其右端面平安；同理可知：E段左端面校核為：抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面IV上的扭矩T3為截