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1、 机械设计CAD设计任务书课程代码： 题号：A15 发给学生： 题目：设计用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器1 V带传动2 运输带3 一级圆柱圆柱齿轮减速器4 联轴器5 电动机6 卷筒题号A1A2A3A4A5A6A7A8A9A10运输带工作拉力F/N1100112511501175120012251250127513001325运输带工作速度v(m.s -1)1.501.551.601.651.701.501.501.551.551.60卷筒直径D/mm250255260265270240245250255260题号A11A12A13A14A15A16A17A18A19A20运输带工作拉力F/
2、N1350137514001425145014751500152515501600运输带工作速度v(m.s -1)1.601.551.601.551.551.601.651.701.701.80卷筒直径D/mm265260250255250240245270280300已知条件：1. 卷筒效率0.96（包括卷筒与轴承的效率损失）；2. 工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，运输带速度允许误差为+ -5%;3. 使用折旧期10年；4. 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。设计工作量：1. 减速器装配图1张（A0或A1）；2. 低速轴和低速轴齿轮零件图各1张（比例1:1）；3.
3、设计说明书一份，约30页，1万字左右。说明书要求：1. 说明书即可手写也可打印，纸张为A4打印纸，页边距为左2.5cm、右2cm、上2cm、下2cm；说明书内大标题三号字体，小标题小三号宋体，正文小四号宋体且单倍行距。2. 说明书包括封面、任务书、目录、正文和总结，请按该顺序装订。必须按给定的题号的参数做设计，否则做不及格处理。交出设计所有资料的最后时间：2012.01.06计算过程和计算说明已知：卷筒效率：=0.96；运输带工作速度v(m.s -1)=1.55；运输带工作拉力F/N=1450；卷筒直径D/mm=250；两班制；连续单向运转，载荷较平稳，运输带速度允许误差为+ -5%;使用折旧
4、期10年；制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。解：1.电动机的选择（1） 选择电动机类型和结构形式：减速器在常温下工作，载荷平稳，对启动无特殊要求，但工作环境灰尘较多，故选用Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电源电压为380v。结构形式为卧式电动机。（2） 确定电动机的功率：工作机所需功率Pw= = =2.2475kw电动机的工作功率为Pd= 电动机到输送带的总效率为=122 345由表127查得：V带传动效率1=0.96；滚子轴承效率3 3=0.99；齿轮副效率2=0.97；（齿轮精度为8级）；齿轮联轴器效率4=0.99；卷筒效率5=0.96，代入得=0.970.990.96
5、0.9930.96=0.85Pd= =2.644kw查表131，选电动机额定功率为3kw。（3） 确定电动机的转速：卷筒轴的工作转速为nw=118.471取118.5r/min按表126推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比i 1=24;由表21可知，一级圆柱直齿轮的传动比在i 2=36,则总传动比合理范围为i a=624，电动机的转速可选范围为nd=（624）118.5=7112844r/min符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min和1500r/min三种，可查的三种方案，见表22.表11电动机参数方案电动机型号额定功率/kw电动机转速/（r.min-1）同步转速满载
6、转速1Y100L2-43150014202Y132S-6310009603Y132M-83750710综合考虑减轻电动机及传动系统的质量和节约资金，选用第二方案。因此选定电动机型号为Y132S-4，其主要性能如表12。表12 Y132S-6电动机主要性能电动机型号额定功率/kw同步转速/（r.min-1）满载转速（r.min-1）Y132S-43150014202.22.2Y132S-6电动机主要外形和安装尺寸见表13。中心高H外形尺寸L(AC/2+AD) HD安装尺寸AB轴伸尺寸DE平键尺寸FG132475(+210) 315216140388010332.计算传动系统的总传动比和分配各级传
7、动比（1）传动系统的总传动比(2)分配传动系统的传动比ia=i0i1i1=为使V带传动外廓尺寸不知过大，初步取i0=3，则减速器传动比所得减速器传动比值符合一般一级展开式圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。3.机械传动系统运动和动力参数的计算（1）各轴的输入功率：电动机轴 轴 轴 p=卷筒轴 p=（2）各轴的转速电动机轴转速 n=1420轴 轴 卷筒轴 (3)各轴的转矩电动机轴 卷筒轴 表14 机械传动系统运动和动力参数的计算数值计算项目电动机轴高速轴低速轴卷筒轴功率/kw32.882.772.72转速/（rmin-1）1420473.3118.325118.325转矩/（NM）20.258.12
8、23.6219.5传动比341效率0.960.970.99重要参数设计：V带设计已知：电机型号：Y132S-4，额定功率为3KW，转速1420r/min-1，轴转速为473.3 r/min-1。每天工作为16h.设计项目计算内容和依据计算结果1.设计功率由表9-12查得工况系数=1.2。=1.23=3.6 KW=3.6 KW2.选择带型根据=3.6 KW和473.3 r/min-1由图9-10选择B型普通v带。选择B型普通v带3.带轮基准直径da1及da2参考表9-4、表9-6和图9-10，取da1=140mm，大带轮基准直径dd2=i0dd1=,查表，大带轮基准直径 dd2=425dd1=1
9、40mmdd2=425mm4.验算传动比误差传动比.04原传动比则传动比误差: 在允许+ -5%范围内。在允许范围内5.验算带速V在5 25m/s范围内，带速合适V带在允许范围内6.确定中心距a及带的基准长度La（1）初定中心距a00.7(140+425) 2(140+425) 取900mm(2)初算带长Ld0=2687.1mm(3)确定带基准长度Ld由表9-2取Ld=2800mm KL=1.05(4)确定实际中心距=956.45mm安装时所需最小中心距张紧或补偿伸长所需最大中心距7.验算小带轮包角包角合适8.单根V带额定功率p0根据dd1=140mm，n0=1420r/min-1由表9-7查
10、得B型带p0=2.77p0=2.779.额定功率增量p0由表9-9查得p0=0.45p0=0.4510.确定V带的根数Z由表9-11查得k=0.955由表9-2查得KL=1.05取z=2根。z=2根11.确定带的初拉力F0由表9-1查得A型带q=0.20kg/m.12.计算带对轴的压力FQFQ=629.68N齿轮设计：已知：p1=2.88kw、n1=473.3r/min、n2=118.325r/min、寿命10年、每天工作16h（两班制）、一年工作300天。1.选择齿轮材料热处理、齿面硬度、精度等级及齿数。（1）选择精度等级（2）选择齿轮材料（3）选齿数z1、z2运输机为一般工作机，速度不高，
11、故齿轮选用8级精度。因传动功率不大，转速不高，选用软齿面齿轮传动。齿轮选用便于制造且价格便宜的材料。小齿轮：45钢（调质）硬度为240HBS；大齿轮：45钢（正火）硬度为200HBS;Z1=26u=i=4Z2=uz1=426=104因为用闭式软齿面传动，故按齿面接触疲劳强度设计，然后校核其齿根弯曲疲劳强度。 8级精度小齿轮：45钢（调质）硬度为240HBS；大齿轮：45钢（正火）硬度为200HBS;u=4Z1=26Z2=1042.按齿面接触疲劳强度设计（1）初选载荷系数kt(2)小齿轮传动转矩T1（3）选取齿宽系数（4）弹性系数(5)节点区域系数(6)接触疲劳强度极限 （7）接触应力循环次数N
12、1、N2（8）接触疲劳强度寿命系数ZN1、ZN2（9）接触疲劳安全系数SH(10)计算许用接触应力(11)试算小齿轮分度圆直径d1t（12）计算圆周速度Vt(13)确定载荷系数k(14)修正小齿轮分度圆直径d1按式（5-35）设计公式为选用载荷系数kt=1.3小齿轮名义转矩由表5-14选齿宽系数=0.8由表5-12，查得弹性系数节点区域系数由图5-24查得 由式5-28由图5-26查得，取得接触疲劳强度寿命系数ZN1=1、ZN2=1.18（允许一点蚀）取失效概率为1%，接触强度最小安全系数SH=1由式（5-29）取=由表5-10查取使用系数KA=1根据由图5-28，动载系数kv=1.025直齿
13、轮传动，齿间载荷分配系数k=1由表5-11，齿向载荷分配系数k=1.03故载荷系数k=kAkVkk=11.02511.03=1.06kt=1.3T1=58111N.mm=0.8ZN1=1ZN2=1.18d1t=53.44mmK=1.063确定齿轮传动主要参数和几何尺寸。（1）确定模数m(2)计算分度圆直径d1、d2(3)计算传动中心距a(4)计算齿宽b1、b2由表5-1，圆整为标准值m=2mm取b1=50mm b2=45mmb1=50mmb2=45mm4. 校核齿根弯曲疲劳强度（1）齿形系数YFa1、YFa2（2）应力修正系数YSa1、YSa2（3）弯曲疲劳强度极限、弯曲疲劳强度寿命YN1、Y
14、N2（5）弯曲疲劳强度安全系数SF（6）计算许用弯曲应力、校核齿根弯曲疲劳强度按式5-36校核公式为由表5-13得YFa1=2.60 YFa2=2.1768（内插）YSa1=1.595 YSa2=1.7932（内插）由图5-25查得：=230Mpa =210Mpa由图5-27查得：YN1=1 YN2=1取弯曲强度最小安全系数SF=1.4由式5-29=329Mpa=300MpaYFa1=2.60YFa2=2.1768YSa1=1.595YSa2=1.7932=230Mpa=210MpaYN1=1YN2=1=329Mpa=300Mpa满足弯曲疲劳强度要求轴的设计：已知： N.M r/min-1 N
15、.M r/min-1m=2、u=4、Z1=26、Z2=104、d1=52、d2=208、a=130、b1=50、b2=45选择轴的材料：该轴无特殊要求，故而选用调质处理的45钢，由表10-1知：、。一、高速轴轴的设计（1）先作轴的受力计算简图（及力学模型）如图41（a）所示，取集中载荷作用于齿轮轴承的中点。求齿轮上作用力的大小转矩：圆周力：径向力：Ft1、Fr1的反方向图如41（a）所示。由表101查得 （2）初步估算轴径由表1017得45钢（117106）=C和公式1032取21mm。由于安装带轮处有一个键槽，轴颈应增加5%，取22mm（3）轴的结构设计图4-1（4）确定各段轴径和长度（图4
16、-3）轴径：从带轮向右取轴长：取决于轴上零件的宽度及它们的相对位置。选用6005轴承，其宽度为12;齿轮端面至箱璧间的距离a=15mm；考虑到箱体的铸造误差，装配时留有余地，取滚动轴承与箱体内边距s=5mm，轴承处箱体凸缘宽度：暂取宽度=轴承宽+（0.080.1）a+（1020）mm，取37mm；轴承盖厚度取为20mm；轴承盖与带轮间距离取为15mm；带轮与轴配合长度为44mm；已知齿轮轮毂宽b1=50mm，为使套筒压住齿轮端面，去相应轴长为43mm。图4-3轴的强度校核（1）求轴承的支反力：水平面上的支反力FRA=FRB=Ft1/2=垂直面上得支反力Ft2、Fr2、的方向如图4-3a（2）画
17、弯矩图（图43（b）（c）（d）截面c处的弯矩:水平面上的弯矩垂直面上的弯矩合成弯矩(3)画转矩图（图43（e）(4)画当量弯矩图（图43（f）。因单向回转，按脉动循环剪应力处理，则截面c处的当量弯矩：截面c左侧（转矩为零）截面c右侧(转矩不为零)(5)判断危险截面并验算强度。截面c当量弯矩最大，故截面c为危险截面。已知故所以该轴的强度足够图4-3低速轴轴的设计：2初步估算轴径按钮转强度估算输出端联轴器处的最小轴径，先根据表10-17，按45钢，取c=110。根据公式（10-32）得由于安装联轴器处有一个键槽，轴颈应增加5%；为使所选轴颈与联轴器孔径相适应，需同时选取联轴器。从手册上查得，选用
18、HL2弹性柱销联轴器J3260/Y3282。故取轴与联轴器连接的轴径为32mm。3.轴的结构设计根据齿轮减速器的简图确定的轴上主要零件的布置图（图4-1）和轴的初步估算定出得轴径，进行轴的结构设计。（1）轴上零件的轴向定位。齿轮的一端靠轴肩定位，另一端靠套筒定位，装拆、传力均匀方便；两端轴承用同一尺寸，以便于购买，加工、安装和维修；为便于装拆轴承，轴承处轴肩不宜太高（其高度的最大值可以从轴承标准中查得）故左边轴承与齿轮间设置两个轴肩，轴上零件的装配方案。如图4-2所示。（2）轴上零件的轴向定位。齿轮与轴吗，半联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接。根据设计手册，并考虑便于加工，取在齿轮、半联轴器处
19、的键剖面尺寸。bh=810配合均用H7/k6;滚动轴承内圈与轴的配合采用基孔制，轴的尺寸公差为k6。（3）确定各段轴径和长度（图4-3）轴径：从联轴器向左取轴长：取决于轴上零件的宽度及它们的相对位置。选用6009轴承，其宽度为16mm;齿轮端面至箱璧间的距离a=15mm；考虑到箱体的铸造误差，装配时留有余地，取滚动轴承与箱体内边距s=5mm，轴承处箱体凸缘宽度：暂取宽度=轴承宽+（0.080.1）a+（1020）mm，取41.5mm；轴承盖厚度取为20mm；轴承盖与联轴器间距离取为15mm；半联轴器与轴配合长度为82mm；已知齿轮轮毂宽b2=45mm，为使套筒压住齿轮端面，去相应轴长为43mm
20、。根据以上考虑可确定每段轴长，并可算出轴承与齿轮，联轴器间的跨度（图4-3）（4）轴的工艺性，考虑轴的结构工艺性，在轴的左端与右端均制成245。倒角，槽布置在同一母线上，并取同一剖面尺寸。4.轴的强度校核先作轴的受力计算简图（及力学模型）如图10-67（a）所示，取集中载荷作用于齿轮轴承的中点。（1）求齿轮上作用力的大小：转矩T2=233.6N.M圆周力Ft2=Ft1=径向力Fr2=Fr1=Ft2、Fr2、的方向如图4-4a（2）求轴承的支反力：水平面上的支反力FRA=FRB=Ft2/2=垂直面上得支反力（3）画弯矩图（图4-4（b）（c）（d）截面c处的弯矩:水平面上的弯矩垂直面上的弯矩合成弯矩(4)画转矩图（图4-4（e）(5)画当量弯矩图（图4-4（f）。因单向回转，按脉动循环剪应力处理，则截面c处的当量弯矩：截面c左侧（转矩为零）截面c右侧(转矩不为零)(6)判断危险截面并验算强度。截面c当量弯矩最大，故截面c为危险截面。已知故所以该轴的强度足够图4-4齿轮一齿轮二带轮一带轮二