机械设计课程设计任务书完美版

武汉理工大学《机械设计基础》课程设计说明书0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1810.参考资料18武汉理工大学《机械设计基础》课程设计说明书1机械设计课程设计计算说明书已知条件：项目运输带拉力F（N）运输带速v（m/s）卷筒直径D(mm)参数12002.5210结构简图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：wp—工作机所需功率，kw;ep—电动机的额定功率，kw；dp—电动机所需功率，kw；电动机到工作机的总效率为，武汉理工大学《机械设计基础》课程设计说明书21234、、、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。则：12002.53.010001000wFVPKw/dewPPP32卷筒轴承齿轮联轴器查表可得：0.980.970.990.96卷筒轴承齿轮联轴器、、、所以：32320.98*0.97*0.99*0.960.859卷筒轴承齿轮联轴器/3.0/0.8593.4924dwPPKw1.1.3电动机转速的选择以及型号的确定方案号电动机型号额定功率（kw）同步转速（r/min）满载转速（r/min）总传动比1Y132M1-6410009609.41辅助计算：6010006010002.5227.480/min3.14210wvnrD9604.22227.480mwnin查表可得：外伸轴长度80mm,直径38mm，额定功率和满载转速见上表。1.2求传动比6010006010002.5227.480/min3.14210wvnrD9604.22227.480mwnin1.3计算各轴的转速n、功率p、转矩T1.3.1各轴的转速12960/min227.480/minmwnnrnnr1.3.2各轴的输入功率武汉理工大学《机械设计基础》课程设计说明书31213.4573.286dPPPKwPKw联齿轴承1.3.3各轴的输入转矩1113.4579550955034.390960pTNmn2223.28695509550137.952227.480pTNmn2齿轮的设计2.1原始数据材料牌号热处理方法弯曲强度lim/FMpa屈服极限lim/HMpa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350HBS，所以齿轮的相关参数按接触强度设计，弯曲强度校核。limminHHPNWHZZSlimH式中：—试验齿轮的接触疲劳强度极限应力；minHS—min1.3HS接触强度的最小安全系数，取；NZ—1NZ接触疲劳强度计算的寿命系数，取；WZ—1WZ工作硬化系数，取。由教材图5—29查得：小齿轮lim1580HMpa；大齿轮lim2540HMpa。武汉理工大学《机械设计基础》课程设计说明书4所以：lim11minlim22min58011446.21.354011415.41.3HNWHPHHNWHPHZZMpaSZZMpaS21311754HPdKTuduZ式中：Z—重合度系数，对于斜齿轮传动Z=0.75~0.88，取Z=0.85；K—载荷系数，一般近视取K=1.3~1.7,因是斜齿轮传动，故K取小K=1.3；d—齿宽系数，对于软尺面（350HBS），齿轮相对于轴承对称布置时，d=0.8~1.4，取d=1.1；u—齿数比，对于斜齿轮，选取125Z，则：214.2225105.5ZiZ，取2106Z，所以214.24ZZu所以：21311754HPdKTuduZ230.851.334.3904.241754415.41.14.2444.839mm2.3确定中心距121212a=222cosvnmZZmZZdd式中：1Z—小齿轮的齿数；2Z—大齿轮的齿数；—齿轮的螺旋角；武汉理工大学《机械设计基础》课程设计说明书5nm—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125Z，则：214.2225105.5ZiZ，取2106Z；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，还要大一些。如小轿车齿轮最大已达~3537。本设计为一般要求，所以初选15；斜齿轮的模数，11cos44.839cos151.73225ndmZ由渐开线圆柱齿轮第一系列，取nm=2.5；所以：122.525106a=169.532cos2cos15nmZZmm取中心距a=170mm,122.525106cos0.963222170nmZZa所以，15354符合其条件：10~25则，小齿轮：11'''2.52564.89mmcoscos(15354)nmZd大齿轮：22'''2.5106275.11mmcoscos(15354)nmZd2.4齿轮弯曲疲劳强度的校核limminFSTFPNXFYYYS式中：STY—试验齿轮的应力修正系数，取STY=2；limF—试验齿轮的齿根的弯曲强度极限应力，lim1lim2220170FFMpaMpa、；武汉理工大学《机械设计基础》课程设计说明书6minFS—弯曲强度的最小安全系数，取minFS=1.6；NY—弯曲疲劳强度寿命系数，取NY=1；XY—弯曲疲劳强度的计算尺寸系数，取XY=1。所以：lim11minlim22min220211275.01.6170211212.51.6FSTFPNXFFSTFPNXFYYYMpaSYYYMpaS又因为11221120002000FFSFSFpnnKTKTYYYYYbmZbmZ式中：FSY—外齿轮的符合齿形系数；Y—螺旋角系数。（其他字符的意义同前。）13232527.9728cos88118.61119cosvvZZ由教材图5—25可得：14.1FSY、23.9FSY12111.883.2cosvvZZ'''111.883.2cos(15354)281191.672111.164.89mm71.38mm72mm80mmdbdb由教材图5—40可得，螺旋角系数0.63Y。所以：1111212000FFSnKTYYbmZ1220001.334.3904.10.6318.5802.525FPMpa武汉理工大学《机械设计基础》课程设计说明书72222222000FFSnKTYYbmZ2220001.3137.9524.10.6319.4722.5106FPMpa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：11'''2.52564.89mmcoscos(15354)nmZd大齿轮：22'''2.5106275.11mmcoscos(15354)nmZd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211.164.89mm71.38mmdbd，圆整后大齿轮的宽度为：272mmb，小齿轮的宽度为180mmb。2.5.3齿轮的圆周速度1113.1464.899603.26/601000601000dnvms（满足精度要求）2.5.4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amm170传动比i4.22模数nmmm2.5螺旋角'''15354变位系数X0齿数Z25106分度圆直径dmm64.89275.11齿顶圆直径admm69.89280.11武汉理工大学《机械设计基础》课程设计说明书8齿根圆直径fdmm58.64268.86齿宽bmm80723轴的设计计算3.1轴的材料选择和最小直径估算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180C，低速轴280C。同时要考虑电动机的外伸直径d=38mm。所以1331113.4571.051101.0517.70960PdCmmn结合电动机的外伸直径d=38mm，初选TL6联轴器,3882/4323843282YGBTY和3282/4323843282YGBTY所以初确定213535dmmdmm。3.2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1331113.4571.051101.0517.70960PdCmmn结合电动机的外伸直径d=38mm，134.390TNm，初选弹性套柱销联轴器TL6，所以取：135dmm240dmm3745mmdd由此直径确定轴承，选择深沟球轴承,6208/2761994GBT其具体尺寸如下表：武汉理工大学《机械设计基础》课程设计说明书9基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定负荷/kn极限转速r/mindDBminsrminadmaxaDmaxasrrC0rC脂油4585191.15278124.517.5700090006452ddmm；569.89dmm。3.2.1.2各轴端轴向尺寸的初定180mml；240mml；321mml；412mml；580mml；612mml；721mml。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2332223.2861.051101.0528.13227.480PdCmmn结合2137.952TNm，初选弹性套柱销联轴器TL6所以取；140mmd；245mmd；350mmd；由此直径确定轴承，选择深沟球轴承6208/2761994GBT,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/mindDBminsrminadmaxaDmaxasrrC0rC脂油武汉理工大学《机械设计基础》课程设计说明书105090201.15783127.019.867008500455mmd；565mmd；657mmd；7350mmdd。3.2.2.2各轴段的轴向尺寸的确定1110mml；243mml;342mml；470mml；510mml；612mml；720mml。3.3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求齿轮上的作用力的大小和方向3.