还剩13页未读,继续阅读
本资源只提供10页预览,全部文档请下载后查看!喜欢就下载吧,查找使用更方便
文本内容:
课程设计说明书课程名称机械设计基础课程设计设计题目带式运输机的传动装置院系机械工程系学生姓名……….学号……..专业班级……..指导教师…….2009年03月08日课程设计任务书设计题目带式输送机传动装置的设计学生姓名….所在院系机械工程系专业、年级、班0…..设计要求输送机连续工作,单向运转,载荷较平稳,两班制工作,使用期限10年,小批量生产允许输送带速度误差为±5%原始数据如下输送带拉力F(KN)=
2.2输送带速度Vm/s=
1.95滚筒直径Dmm=320学生应完成的工作1.编写设计计算说明书一份(6000-8000字)2.减速器部件装配图一张A0或A1;3.绘制零件图2-3张参考文献阅读
[1]宋宝玉主编.机械设计课程设计指导书.北京.高等教育出版社.
2006.
[2]濮良贵,纪名刚主编.机械设计.北京.高等教育出版社.
2006.工作计划设计准备工作1天总体设计及传动件的设计计算2天装配草图及装配图的绘制5天零件图的绘制1天编写设计说明书1天任务下达日期2009年3月08日任务完成日期2009年3月22日指导教师(签名)学生(签名)一级齿轮减速器摘要本减速器箱体为焊接,适合小批量生产生产时依零件图数据为准按装配图进行装配关键词一级减速器焊接电动机轴齿轮轴承机械设计课程设计计算说明书
一、传动方案拟定…………….……………………………….2
二、电动机的选择……………………………………….…….2
三、运动参数及动力参数计算………………………….…….2
四、齿轮传动的设计计算………………………………….….3
五、轴的结构设计计算………………………………………4
六、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…7
七、键联接的选择及计算………..……………………………8
八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算…………………9
九、润滑与密封………………………………………………9
十、设计小结…………………………………………………10
一、传动方案拟定设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器
(1)工作条件使用年限10年,每年按300天计算,两班制工作,载荷平稳
(2)原始数据滚筒圆周力F=
2.2KN;带速V=
1.95m/s;滚筒直径D=320mm
二、电动机的选择
1、电动机类型和结构型式的选择按已知的工作要求和条件,选用Y系列三相异步电动机
2、确定电动机的功率
(1)传动装置的总效率η总=η^2联轴器×η^3轴承×η齿轮×η滚筒=
0.98^2×
0.99^3×
0.97×
0.94=
0.852电机所需的工作功率Pd=FV/1000η总=2200×
1.95/1000×
0.85=5KW
3、确定电动机转速及型号滚筒轴的工作转速Nw=60×1000V/πD=60×1000×
1.95/π×320=
116.38r/min根据《机械设计课程设计指导书》表
9.1,单级圆柱齿轮传动比范围Ic=4-9,故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=(4-9)×
116.38=
465.52~1047r/min符合这一范围的同步转速有750r/min和1000r/min由《机械设计课程设计指导书》表
14.1查出有2种适用的电动机型号(如下表),并列出2种方案方案电动机型号额定功率满载转速(r/min)传动装置的传动比1Y160M2-
85.5KW
7206.182Y132M2-
65.5KW
9608.25综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,比较两种方案可知方案1因传动装置尺寸有较大的缩小,故选择电动机型号Y160M2-8其主要性能额定功率
5.5KW,满载转速720r/min,额定转矩
2.0
三、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速(r/min)高速级(电机)n1=720r/min底速级(滚筒)n2=116r/min
2、计算各轴的功率(KW)P1=Pd×η联轴器=5×
0.98=
4.9KWP2=P1×η轴承×η齿轮=
4.9×
0.99×
0.98=
4.7KW
3、计算各轴转矩Td=
9.55Pd/nm=9550000×5/720=
66.32×10^3N*mmTI=Td×η联轴器×η轴承=
6.632×10^4×
0.98×
0.99=
66.34*10^3N*mmTII=TI×η轴承×η齿轮=
66.34*10^3×
0.99×
0.97*
6.17=
393.06*10^3N*mm
四、齿轮传动的设计计算
(1)选择齿轮材料与热处理所设计齿轮传动属于闭式传动,通常齿轮采用软齿面查阅《机械设计》表10-1,选用小齿轮材料为40Cr调质,齿面硬度280HBS;大齿轮材料为45钢调质,硬度为240HBS;精度等级运输机是一般机器,速度不高,故选8级精度2按齿面接触疲劳强度设计由d1≥
2.32{kT1u+1/φd/u[ZE/σH]^2}^(1/3)确定有关参数如下传动比=
6.18取小齿轮齿数Z1=24则大齿轮齿数Z2=iZ1=×24=
148.32取Z2=148由课本表10-1取φd=
1.3转矩T1T1=
9.55×10^6×P1/n1×η联轴器×η轴承=
49266.8N*mm4载荷系数k:取k=
1.35许用接触应力[σH][σH]=σHlimZN/SHmin由课本图10-6查得σHlim1=600MpaσHlim2=550Mpa接触疲劳寿命系数Zn按一年300个工作日,每天16h计算,由公式N=60njtn计算N1=60×720×10×300×16=
2.0376x10^9N2=N/i=
2.0376x10^9/
6.18=
3.3553×10^8查课本图10-19中曲线,得KHN1=
0.90KHN2=
0.95按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=
1.0[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=600×
0.9/1=540Mpa[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=550×
0.95/1=
522.5Mpa故得d1≥
2.32{kT1u+1/φd/u[ZE/σH]^2}^(1/3)=
49.85mm计算圆周速度v=π×
49.8×720/(60×1000)=
1.879m/s计算齿宽高之比b/h模数mt=dt/Zt=
49.85/24=
2.077mm.齿高h=
2.2mt=
2.25×
2.077=
4.673mm.b/h=
9.85/
4.
673.计算载荷系数根据
1.879m/s,7级精度,动载系数,查得KV=
1.10,直齿轮KHa=KFa=1使用系数KA=1由表10-4查得7级精度,小齿轮相对支承对称布置时,KHB=
1.
311.由b/h=
10.67KHB=
1.311查得KFB=
1.47故载荷系数K=KA×KV×KHa×KHB=1×
1.1×1×
1.311=
1.422故按实际载荷系数校正所得的分度圆直径d1=d1t×k/kt^1/3=
49.85×
1.432/
1.3^1/3=
51.603mm计算模数m=d1/z1=
51.603/24=
2.156根据齿根弯曲疲劳强度计算设计公式m=KT1YFaYYSa/ǿdz1^2[σF]^1/3确定有关参数和系数由图10-20c查得小齿轮的弯曲强度极限σE1=500MP;大齿轮的弯曲强度极度σE2=380MP;由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN2=
0.85KFN1=
0.88;计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=
1.4,由式(10-12)得[σE]1=KFN1×σE1/S=
0.85×500/
1.4=
303.57MP[σE]2=KFN2×σE2/S=
0.88×380/
1.4=
238.86MP计算载荷系数K=KA*KV*KFa*KFb=1*
1.1*
1.47=
1.617查取齿形系数由表10-5查得YFa=
2.56YFa2=
2.14YFs1=
1.58YFa2=
1.83计算大小齿轮的YFa×YFs1/[σF]并加以比较小齿轮为
0.01379大齿轮为
0.01639大齿轮的数值大设计计算m=2*
1.512*
9.948*10000*
0.016395/24^2^1/3=
1.6612圆整到m=
2.0按接触强度分度圆直径d1=
49.85mm计算小齿轮齿数z1=
49.85/
2.0==25大齿轮齿数z2=25*
6.18==155计算几何尺寸d1=z1*m=25*
2.0mm=50mmd2=z2*m=155*
2.0=310mm计算中心距a=d1+d2/2=180mm计算齿宽取齿宽系数为1则b1=50mm取b2=55mm
五、轴的结构设计Ⅰ、高速轴的结构设计轴结构设计时,需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式,按比例绘制轴系结构草图
1、联轴器的选择可采用弹性柱销联轴器,查表可得联轴器的型号为HL3联轴器35×82GB5014-
852、确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,轴承对称布置在齿轮两边轴外伸端安装联轴器,齿轮套筒实现大齿轮轴向定位和固定,靠平键和过盈配合实现周向固定,两端轴承靠套筒实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定,轴通过两端轴承盖实现轴向定位,联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位..小齿轮与轴做为一体
3、确定各段轴的直径将估算轴d=30mm为外伸端直径d1与联轴器相配(如图),考虑联轴器用轴肩实现轴向定位,左端轴承从左侧装入,考虑装拆方便以及零件固定的要取第二段直径为d2=33mm装轴处d2应大于d1,取d3=35mm根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同取d7=35mm.
4、选择轴承型号.初选深沟球轴承代号为6207查手册可得:轴承宽度B=
17.
5、确定轴各段直径和长度Ⅰ段d1=30mm长度取L1=56mmII段:d2=33mm初选6207深沟球轴承,其内径为35mm宽度为17mm.考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面和箱体内壁应有一定距离通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度,并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定,为此,取该段长为54mm,III段直径d3=35mmL3=为6207轴承宽度35mmⅣ段直径应该方便轴承拆卸取d4=40mm长度为齿轮到齿轮端面的距离即L4=22mmⅤ段与小齿轮一体的,相关参数见小齿轮Ⅵ直径也应该方便轴承拆卸取40mm长度为齿轮端面到轴承端面取22Ⅶ段安装轴承直径取35mm长度取17mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=111mm
6、轴端倒角以及各轴肩圆周角半径见原图图形如下图a.
7、按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径已知d1=50mm
②求转矩已知T1=
66.34N*m
③求圆周力Ft根据课本得Ft=2T1/d1=2×
66.34/
0.05=2653N
④求径向力FrFr=Ft﹡tanα=2653×tan20=
965.6N
⑤因为该轴两轴承对称,所以LA=LB=
55.5mm1绘制轴受力简图(b图)轴承支反力FAY=FBY=Fr/2=
965.6/2=
482.8NFAZ=FBZ=Ft/2=2653/2=
1325.5N由两边对称,知截面C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=
482.8×111mm÷2=
26.8N*m截面C在水平面上弯矩为MC2=FAZL/2=
1325.5×111mm÷2=
73.56N*m2绘制合弯矩图(c图)MC=MC12^2+MC22^2^1/2=(
26.8^2+
73.56^2^1/2=
78.3N*m5绘制扭矩图(d图)转矩T1=
9.55×(P2/n2)×10^6=
66.3194N*m6转矩产生的扭转力按静应力算时,取α=
0.3,截面C处的当量弯矩Mec=[MC^2+αT^2]^1/2=[
78.3^2+
0.3×
663.22]^1/2=
213.8N*m7校核危险截面C的强度由式为保证
4、6段安全按d=40mm计算σe=213800/
0.1d^3=213800/
0.1×40^3=
33.4MPa[σ-1]b=60MPa∴该轴强度足够abCdⅡ、低速轴的设计
1、选择轴的材料确定许用应力选轴的材料为45号钢,调质处理可知σb=650Mpaσs=360Mpa[σb+1]bb=215Mpa[σ0]bb=102Mpa[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴,输出端与联轴器相接,从结构要求考虑,输出端轴径应最小,最小直径为d≥C45钢根据《机械设计课程设计指导书》P20取C=100则d≥100×
4.7/
116.38^1/3mm=
34.3mm考虑键槽的影响以系列标准,取d=35mm
3、轴的结构设计
(1)轴的零件定位,固定和装配单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面用轴肩定位,右面用套筒轴向定位,周向定位采用键和过渡配合,两轴承分别以轴承肩和套筒定位,周向定位则用过渡
4、确定轴的各段直径和长度为方便轴承安装初选用6208深沟球轴承,其内径为40mm宽度为18mm.Ⅰ段与联轴器配合长度56mm直径35mm.Ⅱ段长度要方便联轴器的安装取54mm直径要方便轴承安装取38mmⅢ段要考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面与箱体内壁应有一定矩离,取套筒长为22mm,该段轴长40mm,与轴承配合则直径40mm.Ⅳ安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm大齿轮宽48mm,故其下轴长46mm直径46mm.Ⅴ轴环宽6mm.直径52mm.Ⅵ段主要为固定轴承和方便轴承拆装,取长14mm直径38mmⅦ段安装轴承,长18mm直径40mm.
5、轴端倒角以及各轴肩圆周角半径见原图由以上得图形如下
6、按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径已知d2=310mm
②求转矩已知T3=
393.6N•m
③求圆周力Ft根据课本式得Ft=2T3/d2=2×
393.6×10^3/310=
2539.3N
④求径向力式得Fr=Ft•tanα=
2539.3×
0.36379=
923.8N
⑤两轴承对称LA=LB=53mm
⑥求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=
923.8/2=
461.9NFAZ=FBZ=Ft/2=
2539.3/2=
1269.7N绘制受力简图如图b
⑦由两边对称,截面C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=
461.9×
0.053=
24.5N•m截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=
1269.7×
0.053=
67.3N•m
⑧计算合成弯矩MC=(MC1^2+MC2^2)^1/2=(
24.5^2+
67.3^2)^1/2=
71.6N•m绘制弯矩图如图c
⑨计算当量弯矩根据课本得α=
0.3转矩可由三得出,绘制转矩图如图dMec=[MC^2+αT^2^1/2=[
71.6^2+
0.3×
393.6^2]^1/2=
138.1N•m⑩校核危险截面C的强度σe=Mec/(
0.1d^3)=138100/
0.1×46^3=
14.2Mpa[σ-1]b=60Mpa此轴强度足够
六、滚动轴承的选择及校核计算㈠高速轴上的轴承根据根据条件,轴承预计寿命Lh=10×300×16=48000h1由初选的轴承的型号为:6207可知:d=35mm外径D=72mm宽度B=17mm基本额定动载荷C=
25.7KN基本静载荷CO=
15.3KN极限转速8500r/min
(2)已知nI=720r/min由对轴的校荷可知轴承支反力FAY=FBY=Fr/2=
965.6/2=
482.8NFAZ=FBZ=Ft/2=2653/2=
1325.5N两轴承径向反力FR1=FR2=FAY^2+FAZ^2^1/2=
482.8^2+
1325.5^2^1/2=
1410.7N设当量动载荷为系数为
1.2,轴承只受径向力则单个轴承的当量动载荷为
1.2*
1410.7/2=
846.4NP1=P2故取P=
846.8N深沟球轴承ε=3由课本P324式13-15得达到寿命Lh=10^6/60n*C/Pm^3=10^6/60*720*25700/
846.4^3=648000h预期寿命足够㈡.低速轴上的轴承:1由初选的轴承的型号为:6208查表
12.1可知:d=40mm外径D=80mm宽度B=18mm基本额定动载荷C=
29.5KN可知极限转速8000r/min根据根据条件,轴承预计寿命Lh=10×300×16=48000h已知n=
116.38r/min两轴承与高速轴轴承径向反力相等FR1=FR2=435且两轴承都只受径向力设轴承的载荷系数为P=
1.2两轴承对称安装由对轴的校荷则P1=
8476.8NP2=
846.8N2轴承寿命计算P1=P2故取P=
846.8N深沟球轴承ε=3根据手册得6208型的Cr=29500N由课本P324(13-15)式得达到寿命Lh=10^6/60n*C/Pm^3=10^6/60*
116.38*29500/
846.8^3=
6.05*10^6h故预期寿命足够
七、键联接的选择及校核计算1.根据轴径的尺寸,查《机械设计课程设计指导书》表
11.27高速轴主动轴联接的键为键8×25GB1096-2003大齿轮与轴连接的键为键14×40GB1096-2003轴与联轴器的键为键10×52GB1096-20032.键的强度校核大齿轮与轴上的键键14×40GB1096-2003b×h=14×9L=40则Ls=L-b=256mm圆周力Fr=2TII/d=2×
47.310/
0.046=
2056.9N挤压强度
2056.9/
0.04/
0.0045=
11.43MP125~150MPa=[σp]因此挤压强度足够剪切强度
2056.9/
0.04/
0.014120MPa因此剪切强度足够键8×36GB1096-2003和键10×40GB1096-2003根据上面的步骤校核,均符合要求
八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算
1、由于该机器属于单个生产,为减少成本故采用Q235热扎板焊接箱体箱体的主要尺寸由于焊接钢板的强度比铸铁大故箱体厚度可小一些1箱座壁厚z=
0.025a+1=
0.025×180+1=
5.5取6mm2为减少材料种类,箱盖壁厚z1取6mm3箱盖凸缘及箱座凸缘厚度b1=
1.5z1=
1.5×8=94箱座底凸缘厚度b2=
2.5z=
2.5×6=155地脚螺钉直径df=
0.036a+12=16(6地脚螺钉数目n=4因为a2507轴承旁连接螺栓直径d1=
0.75df=
0.75×16=128盖与座连接螺栓直径d2=
0.5-
0.6df=
0.55×16=89轴承端盖螺钉直d3=
0.4-
0.5df=
0.4×16=
6.4取810检查孔盖螺钉d4=
0.3-
0.4df=
0.3×16=
4.8取11df.d
1.d2至外箱壁距离C1=22,内壁距离C2=1412凸台高度根据低速级轴承座外径确定,以便于扳手操作为准13外箱壁至轴承座端面的距离C1+C2+(5~10)14齿轮顶圆与内箱壁间的距离>8mm15齿轮端面与内箱壁间的距离=10mm16箱盖,箱座肋厚m1=6mmm2=6mm17轴承端盖外径∶D+(5~5.5)d3D~轴承外径18轴承旁连接螺栓距离尽可能靠近,以Md1和Md3互不干涉为准,一般取S=D
2.
2、减速器附件的选择根据《机械设计课程设计指导书》选择螺钉型号上下合盖螺钉型号GB/T5782—
8.8级M10×35材料Q235高速轴轴承盖上的螺钉GB/T5782—
8.8级M8X25材料Q235低速轴轴承盖上的螺钉GB/T5782—
8.8级M8×25材料Q235螺母GB/T6170—8级材料Q235螺栓GB/T5782—
8.8级M12×160,材料Q235垫片GB193—1987材料65Mn键GB/T1096—2003材料45轴承GB/T276—1994套筒材料Q235
九、润滑与密封
1.齿轮的润滑由于大轮速度ν2m/s,采用脂(7407号齿轮润滑脂)润滑,
2.滚动轴承的润滑由于齿轮与轴承用同种润滑油较为便利,故也用7407润滑
3.密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整,采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封
十、设计小结课程设计体会课程设计都需要刻苦耐劳,努力钻研的精神对于每一个事物都会有第一次的吧,而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重,挫折不断到一步一步克服,可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关;最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气!课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固,许多计算方法、公式都忘光了,要不断的翻资料、看书,和同学们相互探讨虽然过程很辛苦,有时还会有放弃的念头,但始终坚持下来,完成了设计,而且学到了,应该是补回了许多以前没学好的知识,同时巩固了这些知识,提高了运用所学知识的能力CcccccCFFtFrMTC。