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设计题目带式运输机传动装置的设计学院专业班级设计者学号指导教师2014年1月3日课程设计任务书2013—2014学年第1学期学院专业班级课程名称机械设计基础设计题目带式运输机传动装置的设计完成期限自2013年12月30日至2014年1月3日共1周内容及任务
一、传动装置简图
二、原始数据带的圆周力F/N带速v(m/s)滚筒直径D/mm
8501.6280
三、工作条件三班制,使用年限10年,连续单向运转,载荷平稳,小批量生产,运输带速度允许误差为±5%
三、设计任务
1、设计计算说明书一份,内容包括传动方案的分析与拟定、原动机的选择、传动比及分配、传动装置的运动及动力参数计算、V带传动设计、齿轮传动设计、轴的设计、轴承的选择和校核、键连接的选择和校核、联轴器的选择、箱体的结构设计、减速器附件的选择、润滑和密封、课程设计总结和参考文献
2、A1装配图1张进度安排起止日期工作内容
2013.
12.30~
2014.
01.01编写设计计算说明书
2014.
01.02~
2014.
01.03绘制装配图主要参考资料
[1]王继焕.机械设计基础(第二版).武汉华中科技大学出版社,
2011.3
[2]金清肃.机械设计基础课程设计(第二版).武汉华中科技大学出版社,
2011.4指导教师(签字)年月日系(教研室)主任(签字)年月日目录
一、拟定传动方案4
二、选择电动机5
三、传动装置总传动比及其分配7
四、传动装置的运动参数及动力学计算8
五、V带传动设计9
六、齿轮传动设计11
七、轴的设计13
八、轴承的选择和校核21
九、链连接的选择和校核23
十、联轴器的选择25
十一、箱体的结构设计26
十二、减速器附件的选择28
十三、润滑和密封31
十四、课程设计总结32
十五、参考文献32
一、拟定传动方案结果传动装置简图(设计带式运输机中的单级圆柱齿轮减速器)
1、V带传动
2、运输带
3、单级圆柱齿轮减速器
4、联轴器
5、电动机
6、卷筒
1、工作条件三班制使用年限10年连续单向运转载荷平稳小批量生产运输带速度允许误差为±5%
2、原始数据滚筒圆周力F=850N;带速V=
1.6m/s;滚筒直径D=280mm
3、传动方案的分析 机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要是机器的重要组成部分本设计中原动机为电动机工作机为皮带输送机传动方案采用了一级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器齿轮传动的传动效率高适用的功率和速度范围广使用寿命较长是现代机器中应用最为广泛的机构之一本设计采用的是单级直齿轮传动传动方案首先要满足工作机的要求如传递的功率和转速此外还应该满足结构简单、尺寸紧凑、成本低、传动效率高、工作可靠、环境适应和操作维护方便等要求但是要同时满足所有要求是不可能的所以应当根据具体的设计任务统筹兼顾有侧重的满足工作机的主要要求若是多级传动应对多级传动中各传动机构进行合理的布置而我选择的是一级圆柱齿轮减速器所以就不详述了F=850NV=
1.6m/sD=280mm
二、选择电动机结果
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可以选用Y系列三相异步电动机380V因为Y系列电动机具有高效、节能、噪音小、振动小、运行安全可靠的特点安装尺寸和功率等级符合国际标准电动机的外壳结构形式可选择防护式
2、电动机容量的选择1传动装置的总效率η总=η带×η轴承2×η齿轮×η联轴器=
0.97×
0.99×
0.99×
0.98×
0.99=
0.92其中查【2】表10-2机械传动和摩擦副的效率概略值确定各部分的效率联轴器效率为
0.99滚动轴承传动效率为
0.99一对齿轮传动效率为
0.982电机所需的工作功率Pd=FV/1000η总η机=850×
1.60/1000×
0.92×
0.86=
1.71kW其中三相异步电动机的工作效率可取
0.86因载荷平稳电动机额定功率Pcd略大于Pd即可由【2】第十九章表19-1所示Y系列三相异步电动机的技术参数选择电动机的额定功率Pcd为
2.2kW
3、电动机转速的选择滚筒轴的工作转速nw=60×1000V/πD=60×1000×
1.6/π×280=
109.13r/min根据【2】表2-1取V带传动比iv=2~4单级圆柱齿轮传动比范围ic=3~5则合理总传动比i的范围为i=6~20故电动机转速的可选范围为:nd=i×nw=6~20×
109.13=
654.5~
2082.6r/min符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min和1500r/min由于750r/min无特殊要求不常用因此仅将1000r/min、1500r/min同步转速两种方案进行比较由【2】表19-1查出有二种适用的电动机型号查得电动机数据及计算出的总传动比列于表2-1中方案电动机型号额定功率同步转速满载转速总传动比1Y100L1-
42.2kW1500r/min1430r/min
13.102Y112M-
62.2kW1000r/min940r/min
8.61表2-1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2因电动机转速低传动装置尺寸较大价格较高方案1适中故选择电动机型号Y100L1-
44、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型所需的额定功率及同步转速选定电动机型号为Y100L1-4其主要性能额定功率
2.2KW满载转速1430r/min额定转矩
2.2Y系列三相异步电动机η总=
0.92Pd=
1.71kWnw=
109.13r/min电动机型号Y100L1-4
三、传动装置总传动比及其分配结果我们知道合理的分配各级传动比是传动装置总体设计中的一个重要问题它将直接影响传动装置的外廓尺寸、重量及润滑条件所以分配传动比要注意以下几点1各级传动比一般应在常用的范围内不得超过最大值单级传动比的常用值和最大值可查【2】中表2-12各级传动零件应做到尺寸协调结构均匀避免传动零件之间发生相互干涉或安装不便3应尽量使传动装置获得较小的外廓尺寸和较小的重量计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比i总=n电动/n筒=1430/
109.13=
13.
102、分配各级传动比1取i带=4V带常用传动比iv=2~42∵i总=i齿×i带∴i齿=i总/i带=
13.10/4=
3.275i总=
13.10i带=4i齿=
3.275
四、传动装置的运动及动力参数计算结果
1、计算各轴转速r/minV带高速轴=满载转速nm=1430r/min 减速器高速轴n1=nm/i带=1430/4=
357.5r/min减速器低速轴n2=n1/i齿=
357.5/
3.275=
109.10r/min传动滚筒轴n3=n2=
109.10r/min
2、计算各轴的功率KW电动机实际输出功率Pd=
1.71减速器高速轴P1=Pd×η带=
1.71×
0.97=
1.66KW减速器低速轴P2=P1×η轴承2×η齿轮=
1.66×
0.99×
0.99×
0.98=
1.59KW
3、计算各轴转矩电动机输出转矩Td=
9.55Pd/nm=9550×
1.71/1430=
11.36N•m减速器高速轴T1=
9.55P1/n1=9550×
1.66/
357.5=
44.344N•m减速器低速轴T2=
9.55P2/n2=9550×
1.59/
109.10=
138.45N•mn1=
357.5r/minn2=
109.10r/minn3=
109.10r/minP1=
1.66KWP2=
1.59KWTd=
11.36N•mT1=
44.344N•mT2=
138.45N•m
五、V带传动设计结果设计时应注意检查带轮尺寸与传动装置外廓尺寸的相互关系带轮结构形式主要由带轮直径大小决定带传动的主要失效形式是打滑和带的破坏因此带传动的设计准则为在保证不打滑的条件下使带具有一定的疲劳强度和寿命
1、确定设计功率根据传递的功率Pc、载荷性质、原动机种类和工作情况等确定设计功率P=KA×Pc其中P为设计功率KA工作情况系数Pc为所需传递的额定功率由【1】中表9-7可知KA=
1.2Pc=Pd=
1.71KW,P=
1.2×
1.71KW=
2.05KW
2、选择带型查【2】中表18-5得选用A型普通V带
3、确定带轮基准直径国标中规定了普通V带带轮的最小基准直径和带轮的直径系列见【1】中表9-3其他条件不变时带轮基准直径越小带传动越紧凑但带内的弯曲应力也越大使带轮的疲劳强度减弱传动效率下降因此选择小带轮基准直径时应使得dd1dmin并取标准直径取dd1=100mmdmin=75mm一般情况下可以忽略滑动率的影响通过【1】中(P122表达式9-21)计算出大带基准直径dd2,dd2=nm/n1×dd1=1430/
357.5×100=400mm
4、验算带速由【1】课本P122表达式9-22得带速V V=πdd1nm/60×1000=π×100×1430/60×1000=
7.49m/s在5~25m/s范围内带速合适
5、确定带长和中心距初定中心距
0.7dd1+dd2a0=500mm2dd1dd2带长Ld=2a0+πdd1+dd2/2+dd2-dd12/4a0=2×500+
3.14100+400/2+400-100×400-100/4×500=1830mm根据【1】中表9-2选取相近的Ld=1800mm确定中心距a≈a0+Ld-Ld0/2=500+1800-1830/2=485mm考虑安装、调整、和补偿紧张的需要中心距应有一定的变化范围amin=a-
0.015Ldamax=a+
0.03Ld所以中心距的变化范围是458mma539mm
6、验算小带轮包角α1=180°-
57.3°×dd2-dd1/a=180°-
57.3°×400-100/485=
144.6°120°适用
7、确定带的根数1计算单根V带传递的额定功率.据dd1=100和n1=1430查【1】中表9-4得P0=
1.32KW2根据nm=1430r/min传动比i带=4Ld=1800mm和α1=
144.6°查【1】中P119表9-5和P120表9-6得△P0=
0.17KWKα=
0.92KL=
0.99计算【P0】=P0+△P0×Kα×KL=
1.357KW3计算带的根数Z=P/【P0】=
1.49所以V带取2根
8、确定单根带的初拉力由【1】中P112表9-1查得A型带的单位长度质量q=
0.11kg/m由【1】中公式9-30计算单根V带的初拉力F0=500P
2.5-Kα/Kα×z×v+qV2F0=500×
2.05×
1.58/
0.92×
7.49×2+
0.11×
7.49×
7.49=
123.7N
9、计算轴上压力作用在轴承的压力FQFQ=2×Z×F0×sinα1/2=2×2×
123.7sin
156.40°/2=
484.4NP=
2.05KW选用A型普通V带dd1=100mmdd2=400mmV=
7.49m/sLd=1800mma=485mmα1=
144.6°P0=
1.32KW【P0】=
1.357KWP=
2.05KWZ=2F0=
123.7NFQ=
484.4N
六、齿轮传动设计结果
1、齿轮传动失效形式1齿轮折断2齿面点蚀3齿面磨损4齿面胶合5塑性变形
2、设计准则在设计齿轮传动时应按照可能出现的主要失效形式悬着相应的强度计算方法确定齿轮主要参数和尺寸然后再进行其他方面的强度校核以保证在规定的试用期间内不发生任何形式的失效
3、选择齿轮材料与热处理所设计齿轮传动属于闭式传动而且带式输送机的工作载荷比较平稳对减速器的外廓尺寸没有限制为了便于加工采用软齿面齿轮传动小齿轮选用45钢调质处理齿面平均硬度为240HBS;大齿轮选用45钢正火调质处理齿面平均硬度为190HBS
4、参数选择确定有关参数如下
1.传动比i齿轮=
3.275由于采用软齿面闭式传动故齿数取Z1=20所以Z2=i齿轮×Z1=
3.275×20=
65.5,取Z2=
662.查资料【1】P147表11-2取电动机载荷系数K=
1.
23.由于是单级齿轮传动且两支承相对齿轮为对称布置两轮均为软齿面查资料【1】P151表11-5取齿宽系数=
1.
05、确定许用应力小齿轮的齿面平均硬度为240HBS.许用应力可根据表查【1】P145表11-1通过线性插值来计算[σH]1=[513+240-217/255-217×545-513]MPa=532MPa[σF]1=[301+240-217/255-217×315-301]MPa=309MPa大齿轮的齿面平均硬度为190HBS查参考资料【1】P145表11-1通过线性插值来计算[σH]2=491Mpa[σF]2=291MPa
6、计算小齿轮的转距T1=44344N•mm
7、按齿面接触疲劳强度计算由【1】P148表11-3知=
189.8取较小的许用接触应力[σH]2代入d1=
2.32[KT/u+1/u/[σH]22]1/3=51mm式中d1——小齿轮的分度圆直径T1——小齿轮的转矩u——齿数比u=Z2/Z1——齿宽系数[σH]2——许用接触应力齿轮的模数为m=d1/Z151/20mm=
2.55mm取标准模数m=
2.5mm
8、计算齿轮的主要几何尺寸分度圆直径:d1=mZ1=
2.5×20mm=50mm,d2=mZ2=
2.5×66mm=165mm齿顶圆直径:da1=Z1+2h*am=[20+2×1×
2.5]mm=55mmda2=Z2+2h*am=[66+2×1×
2.5]mm=170mm中心距a=d1+d2/2=50+165/2mm=
107.5mm齿宽:b=φbd1=50mm故取b2=50mmb1=b2+5~10mm取b1=60mm
9、按齿根弯曲疲劳强度校核确定有关系数如下
1、齿形系数查【1】P149表11-4=
2.65=
2.
2362、应力修正系数查【1】P149表11-4=
1.58=
1.754代入σF1=2KT1/bm2Z1YFa1YSa2=2×
1.2×44344/50×
2.52×20×
2.65×
1.58MPa=
71.3MPa[σF]1=309MPaσF2=σF1×YFa2YSa2/YFa1YSa1=
71.3×
2.236×
1.754/
2.65×
1.58MPa=
66.8MPa[σF]2=291MPa齿根弯曲强度校核合格
10、计算齿轮的圆周速度V齿轮V齿轮=πd1n1/60×1000=
0.94m/小齿轮选用45钢调质处理大齿轮选用45钢正火调质处理Z1=20Z2=66K=
1.2=
1.0[σH]1=532MPa[σF]1=309MPa[σH]2=491MPa[σF]2=291MPaT1=44344N•mm=
189.8m=
2.5mmd1=50mmd2=165mmda1=55mmda2=170mma=
107.5mmb2=50mmb1=60mmσF1=
71.3MPaσF2=
66.8MPaV齿轮=
0.94m/s
七、轴的设计结果
(一)输出轴的设计计算
1、轴的设计要求在进行轴的设计时为了保证其具有足够的工作能力必须根据使用条件对轴进行强度计算;对于有刚度要求的轴还要进行刚度计算;对于高速运转的轴要进行震动稳定性的计算但对于一般的机械设备中的轴因转速不高只要保证强度或刚度要求就行了另外还要根据装配、加工等具体要求合理的进行轴的结构设计
2、轴的材料的选择由于工作时轴上的应力多为交变应力所以轴的失效一般为疲劳断裂因此轴的材料首先应有足够的疲劳强度;对应力集中敏感性低;还应满足刚度、耐磨性、耐腐蚀性的要求了并具有良好的加工性轴的常用材料主要有碳钢、合金钢、球墨铸铁、和高强度铸铁因此轴的材料选择为45钢调质处理查【1】P224表15-1可知强度极限σb=650MPa屈服极限σs=360MPa许用弯应力[σ]=60MPa硬度217~255HBS
3、按扭转强度估算轴的最小直径轴径d的设计计算公式为d≥AP2/n21/3查【1】P230表15-3取A=115代入上面公式得:d≥28mm考虑键槽影响以及联轴器孔径系列标准将直径增大5%则d=28×1+5%mm=
29.4mm取d=30mm合适因此可取最细的轴径d1=30mm
4、轴的结构设计1轴上零件的定位固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央相对两轴承对称分布齿轮左面由轴肩定位右面用套筒轴向固定联接以平键作过渡配合固定两轴承分别以轴肩和大筒定位则采用过渡配合固定2确定轴各段直径绘制轴的计算简图图
7.1输出轴的结构图查【2】P42定位轴肩当直径变化时为了固定轴上零件或承受轴向力时其轴肩高度要大些如图
7.1中的d1与d2d4与d5d6与d7的轴肩.查【1】P226表15-2可知为保证零件与定位面靠紧轴上的过度圆角半径r应小于轴上的零件圆角半径R和倒角C一般取定位轴肩高度a=
0.07~
0.1d轴环宽度b
1.4a所以d2=d1+
20.07~
0.1d1=
33.8~36mm取d2=34mm查【2】P42有配合或安装标准件的直径轴上有轴、孔配合要求的直径如图
7.1所示的安装齿轮和联轴器处的直径d
4、d1一般应取标准值见查【2】表10-7表14-1另外安装轴承及密封元件处的轴径d
2、d7和d3应与轴承及密封元件孔径的标准尺寸一致查【2】表13-2和表17-5查【2】P43非定位轴肩轴径变化仅为装拆方便时相邻直径要小些一般为1~3mm如图7-1中的d2与d3d3与d4d5与d6处的直径变化因此由初算并考虑键影响及联轴器孔径方位等d1=30mm考虑前面所述决定径向尺寸的各种因素其他各段直径可确定为求d3齿轮和左端轴承从左侧装入考虑装拆方便以及零件固定的要求装轴处d3应大于d2所以d3=d2+1~3=35mm~37mm,取d3=35mm求d4为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3,所以d4=d3+1~3=38mm~40mmd4处安装齿轮一般取标准值查【2】P97表10-
7.可知取d4=40mm求d5考虑在d4与d5处用轴肩实现轴向定位,所以,d5=d4+
20.07~
0.1d4=
45.6mm~48mm,取d5=46mm求d7满足齿轮定位的同时还应满足右侧轴承的安装要求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求d6d6与d7用轴肩实现轴向定位齿轮在左端用轴环定位轴环直径d6所以,d6=d7+
20.07~
0.1d7=
39.9mm~42mm,取d6=42mm3选择轴承型号由于d7和d3两处都安装轴承且d7=35mm初选深沟球轴承查【2】P130表13-2可知轴承代号可为6007轴承宽度B=14mm安装尺寸为damin=41mm所以d6=41mm4确定轴各段的长度如图
7.1中d
4、d
1、d7处的长度由齿轮、联轴器的轮毂宽度及轴承宽度确定轮毂宽度L0与孔径有关查【2】P
43.知一般情况下轮毂宽度L0=
1.2~
1.6d最大宽度Lmax
1.8~2d轮毂过紧则轴向尺寸不紧凑装拆不便而且键连接不能过长键长一般不大于
1.6~
1.8d以免压力沿键长分布不均匀现象严重.轴上零件靠套筒或轴端挡圈轴向固定时轴段长度L应较轮毂宽L0短2~3mm以保证轴上零件定位可靠.因此可以得到L1=
1.8~2d-2=
1.8~2×30-3=51mm~57mm取L1=52mmL4=
1.2~
1.6d4-3=
1.2~
1.6×40-3=45mm~61mm取L4=48mm因为轴端倒角45度所以,L7=B+2=16mm考虑齿轮端面和箱体内壁轴承端面和箱体内壁的距离取为2mm采用脂润滑取套筒长L套筒=16mm;所以,L3=B+L套筒+2=16+16+2=34mm齿轮位于轴的中间即L5+L6=L套筒所以可得L5=6mmL6=10mm在图
7.1中L2与箱体轴承座孔的长度、轴承的宽度及伸出轴承盖外部分的长度.轴承座孔及轴承的轴向位置和宽度在前面已确定此次设计的为凸缘式轴承盖查【2】表4-15伸出端盖外部分的长度LB与伸出端安装的零件有关与端盖固定螺钉的装拆有关查【2】P44可取B
3.5~4d3螺钉此处d3为轴承端盖固定螺钉直径轴上零件不影响螺钉等的拆卸查【2】P44这时可取LB=
0.15~
0.25d3螺钉由装拆弹性套销距离B确定B值可由联轴器标准查出.轴承盖轴段长应根据轴承盖的宽度并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定查【2】P21可知地脚螺栓直径df=
0.036a+12=
0.036×
107.5+12=
15.87mm轴承盖螺钉直径d3螺钉=
0.4~
0.5df=
6.348mm~
7.935mm,取d3螺钉=7mm所以LB=
0.15~
0.25d3螺钉=
1.05~
1.75mm.取LB=
1.5mm查【2】P37表4-
15.可知e=1~
1.2d3螺钉=7mm~
8.4mm取e=8mm同时取m=
16.5mm则L2=e+m+LB=8+
16.5+
1.5=26mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=L3+L4+L5+L6=60+34+6+10=110mm
5、求作用在轴上的外力和支反力根据轴系机构图绘制轴的计算简图如图
7.2abcde图
7.2轴的强度计算轴上所受的外力有作用在齿轮上的两个分力圆周力和径向力方向如图所示;作用在齿轮和半联轴器之间轴段上的扭矩为T
1、求转矩T2=
9.55P2/n2=9550×
1.59/
109.10=
138.45N•m
2、求分度圆直径已知:d2=165mm
3、求圆周力Ft=2T2/d2=
1678.2N
4、求径向力Fr=Ft·tanα=
1678.2×tan200N=
610.8N将作用在轴上的力向水平面和垂直面分解然后按水平和垂直面分别计算..垂直面的支反力见图
7.2bRAV=RBV=Fr/2=
610.8/2=
305.4N.水平面上的支反力见图
7.2cRAH=RBH=Ft/2=
1678.2/2=
839.1N
6、作弯矩图
1.作垂直弯矩图见图
7.2b垂直面上截面的D处的弯矩MDV=-RAV×L3+L4+L5/2=-
305.4×110/2N•mm=-16797N•mm
2.作水平面弯矩图见图
7.2cMDH=RAH×L3+L4+L5/2=
839.1×110/2N•mm=
46150.5N•mm
3.作合成弯矩图见图
7.2d把水平面和垂直面上的弯矩按矢量和合成起来其大小为:MD=MDV2+MDH21/2=167972+
46150.521/2N•mm=
49112.2N•mm
4.作扭矩图见图
7.2e扭矩只作用在齿轮和半联轴器中间平面之间的一段轴上,T=T2=
138.45N•m
6.校核轴的强度轴在D处截面处的弯矩和扭矩最大故为轴的危险截面轴单向转动扭矩可认为按脉动循环变化故取折合系数轴的材料为45钢调质处理查【1】P224表15-1得[σ]=60MPa[
49112.22+
0.6×1384502]1/2/
0.1×403MPa=
15.1MPa=60MPa由此可知轴的强度满足要求
(二)输入轴的设计
1、选择轴的材料与输出轴选材一样选择45钢调质处理
2.齿轮上作用力的计算1转矩已知T1=
9.55P1/n1=9550×
1.66/
357.5=44344N·mm2分度圆直径已知d1=50mm3求圆周力Ft=2T1/d1=
1773.8N4求径向力Fr=Ft·tanα=
1773.8×tan200N=
645.6N
3.按扭转强度估算轴的最小直径轴径d的设计计算公式为d≥AP1/n11/3查【1】P230表15-3取A=115代入上面公式有d=
19.2mm查【1】P230上式求出的直径为轴的最小直径即外伸轴段直径需要圆整为标准直径与标准件相配是应与标准件相一致当轴上开有键槽时轴径还应增大5%~7%一个键槽或10%~15%两个键槽因为外伸轴段上有一个键槽所以取d1=
19.21+5%=
20.16mm查【2】P139表14-1可知取最细的轴径d1=20mm
4、轴的结构设计1确定轴上零件的位置和固定方法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靠油环和套筒实现.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.2确定轴的径向尺寸查【2】P42定位轴肩当直径变化时为了固定轴上零件或承受轴向力时其轴肩高度要大些如图
7.3中的与与与处的轴肩.查【1】P226表15-2定位轴肩高度a=
0.07~
0.1d轴环宽度b
1.4a.查【2】P42有配合或安装标准件的直径轴上有轴、孔配合要求的直径如图
7.3所示的安装齿轮处的直径一般应取标准值见查【2】P97表10-
7.另外安装轴承及密封元件处的轴径、和应与轴承及密封元件孔径的标准尺寸一致见查【2】表13-2和表17-
5.查【2】P43非定位轴肩轴径变化仅为装拆方便时相邻直径要小些一般为1~3mm.如图
7.3中与、与、与的轴径变化.由以上可知d1=20mm,d2=d1+
20.07~
0.1d1=
22.8mm~26mm,取d2=24mmd3=d2+1~3=25mm~27mm,取d3=25mmd4=d3+1~3=26mm~28mm,取d4=28mmd5=d4+
20.07~
0.1d4=
31.92mm~
33.6mm,取d5=32mmd7=d3=25mmd6=d7+
20.07~
0.1d7=
28.5mm~30mm,取d6=30mm3选择轴承型号由于和两处都安装轴承初选深沟球轴承查【2】P130表13-2可知轴承代号为6005轴承宽度B=12mm安装尺寸为damin=30mm所以可知d6=30mm4确定轴的轴向尺寸由轴上安装零件确定的轴段长度如图
7.3中、、处由带轮轴、齿轮的轮毂宽度及轴承宽度确定.查【2】P43知一般情况下轮毂宽度L=
1.2~
1.6d最大宽度Lmax
1.8~2d轮毂过紧则轴向尺寸不紧凑装拆不便而且键连接不能过长键长一般不大于
1.6~
1.8d以免压力沿键长分布不均匀现象严重.轴上零件靠套筒或轴端挡圈轴向固定时轴段长度应较轮毂宽L短2~3mm以保证轴上零件定位可靠.所以L1=
1.8~2d-3=
1.8~2×20-3=33mm~37mm取L1=36mmL4=
1.2~
1.6d4-2=
1.2~
1.6×28-2=
31.6mm~
42.8mm,取L4=42mm因为轴端倒角45度所以L7=B+2=14mm.考虑齿轮端面和箱体内壁轴承端面和箱体内壁的距离取为2mm采用脂润滑取套筒长L套筒=16mm;所以L3=12+16+2=30mm齿轮位于轴的中间即L5+L6=L套筒所以可得L5=6mmL6=10mm查【2】P21可知地脚螺栓直径、轴承盖螺钉直径与输出轴的相同df=
15.87mmd3螺钉=7mm所以LB=
0.15~
0.25,d3螺钉=
1.05~
1.75mm.取LB=
1.5mm查【2】P37表4-
15.可知e=1~
1.2d3螺钉=7mm~
8.4mm,取e=8mm同时取m=
16.5mm所以L2=e+m+LB=8+
16.5+
1.5=26mm45钢调质处理σb=650MPaσs=360MPa[σ]=60MPaP2=
1.59KWn2=
109.10r/minA=115d=30mmd1=30mmd2=34mmd3=36mmd4=40mmd5=46mmd7=35mmd6=42mmL1=52mmL4=48mmB=14mmL7=16mmL3=34mmL5=6mmL6=10mmdf=
15.87mmd3螺钉=7mmLB=
1.5mme=8mmm=
16.5mmL2=26mmL=110mmT2=
138.45N•md2=165mmFt=
1678.2NFr=
610.8NRAV=
305.4NRAH=
839.1NMDV=-16797N•mmMDH=
46150.5N•mmMD=
49112.2N•mmT=138450N·mm[σ]=60MPaσca=
15.1MPa45钢调质处理P1=
1.66KWn1=
357.5r/minFt=
1773.8NFr=
645.6Nd1=20mmd1=20mmd2=24mmd3=25mmd4=28mmd5=32mmd7=25mmd6=30mmB=12mmL1=36mmL4=42mmL7=14mmL3=30mmL5=6mmL6=10mmLB=
1.5mme=8mmm=
16.5mmL2=26mm
八、轴承的选择与校核结果
1、滚动轴承的类型选择选用轴承时首先是选择轴承类型正确选择轴承类型时应考虑一下主要因素
1、轴承的载荷、
2、轴承的转速
3、轴承的调心性能
4、轴承的经济性当我们进行选择时应综合考虑
2、计算输出轴承
1、输出轴承类型选择由已知条件查【2】P131表13-2因其直径与输出轴第3段直径相等故其直径取d3=30mm可选6007型深沟球轴承其内径d为35mm外径D=62mm宽度B为14mm基本额定动载荷Cr=
16.2kN由已知条件知道工作时间为10年且每天三班制工作则大概总的各种时间为轴承预计寿命Lh=365×10×24h=87600h
2、计算当量动截荷考虑到最不利的情况单个轴承所受的径向力为Fr1=Fr/2=
610.8/2N=
305.4N向心轴承只承受径向载荷时P=Fr1=
305.4N
3、校核轴承寿命轴承计算寿命公式为L10h=106/60n×ftC/Pε查【1】P185表13-4ft=1ε=3已知n=n2=
109.1r/min,所以,L10h=106/60×
109.1×1×25500/
305.43h=
88936938.9hLh由于L10hLh满足要求预期寿命足够故选用6007型深沟球轴承.
3、计算输入轴承滚动轴承的失效形式主要有疲劳点蚀、塑性变形以及润滑不良疲劳点蚀和塑性变形是最主要的失效形式因此要针对这两种主要失效形式进行必要的计算
1、输入轴承类型选择查【2】P131表13-2因其直径与输入轴第3段直径相等故其直径取d3=25mm可选用6005型深沟球轴承其内径d为25mm外径D为47mm宽度B为12mm.基本额定动载荷Cr=
10.0kN由已知条件知道工作时间为10年且每天三班制工作则总的各种时间为轴承预计寿命Lh=365×10×24h=87600h
2、计算当量动截荷考虑到最不利的情况单个轴承所受的径向力为Fr1=Fr/2=
645.6/2N=
322.8N向心轴承只承受径向载荷时P=Fr1=
322.8N
3、校核轴承寿命轴承计算寿命公式为L10h=106/60n×ftC/Pε查【1】P185表13-4ft=1对于球轴承的寿命指数ε=3已知n=n2=
357.5r/min所以,L10h=106/60×
357.5×1×25500/
322.83h=23869440hLh由于L10hLh满足要求预期寿命足够故选用6005型深沟球轴承.6007型深沟球轴承Lh=87600hFr1=
305.4NP=
305.4Nft=1ε=3L10h=
88936938.9h6007型深沟球轴承6005型深沟球轴承L10h=
88936938.9hFr1=
322.8NP=
322.8Nft=1ε=3L10h=23869440h预期寿命足够选用6005型深沟球轴承
九、键连接的选择和校核结果在输出轴与输入轴的14段都需要键连接选用A型的普通平键
1、根据轴径的尺寸查【2】表12-11表
9.1平键轴键键槽公称直径d公称尺寸宽度b深度半径r公称尺寸b极限偏差轴t毂轴H9毂D10轴N9毂Js9公称尺寸公称尺寸minmax12~175+
0.0300+
0.078+
0.0300-
0.030±
0.
0153.
02.
30.
160.2517~226+
0.0300+
0.078+
0.0300-
0.030±
0.
0153.
52.
80.
160.2522~308+
0.0360+
0.098+
0.0400-
0.036±
0.
0184.
03.
30.
160.25a.输出轴
1、轴1段d1=30mm轴4段d4=40mm查【2】P119表12-11可知d1=30mm在22~30mm之间则b=8mmh=7mm.静连接时一般键长L可比轮毂宽度小5~10mm.则L=b2-5~10=40mm~45mm取L=40mm
2、强度校核工作表面的挤压应力查【1】(P171)静连接公式可知σp1=4T2/[hL-bd1]=4×138450/7×37×30=
71.3MPaσp4=4T2/[hL-bd4]=4×138450/7×37×40=
53.5MPa查【1】P142表12-7可知轮毂材料为45钢且载荷平稳时许用挤压应力[σp]=120~150Mpaσp1[σp]σp4[σp]故连接能满足挤压强度要求b.输入轴
1、轴1段d1=20mm轴4段d4=28mm查【2】P119表12-11可知d1=20mm在17~22mm之间则b=6mmh=6mm.静连接时一般键长L可比轮毂宽度小5~10mm.则L=b1-5~10=50mm~55mm取L=50mm则工作表面的挤压应力为σp1=4T1/[hL-bd1]=4×44344/6×48×20=
30.8MPaσp4=4T1/[hL-bd4]=4×44344/6×48×28=22MPa查【1】P142表12-7可知轮毂材料为45钢且载荷平稳时许用挤压应力[σp]=120~150MPa.σp1[σp]σp4[σp]故连接能满足挤压强度要求.键的外型图和键槽的安装图图
9.1平键选用A型普通平键b=8mmh=7mmb2=50mmL=40mmσp1=
71.3MPaσp4=
53.5MPab1=60mmL=50mmd1=20mmσp1=
30.8MPaσp4=22Mpa
十、联轴器的选择结果
1、类型选择根据对各种相对位移有无补偿能力以及是否有过载安全保护作用联轴器可分为刚性联轴器无位移补偿能力、挠性联轴器有位移补偿能力和安全联轴器有过载保护作用综合考虑各种因素选择刚性联轴器
2、型号选择1计算名义扭矩TT=9550P2/n2=9550×
1.59/
109.10=
138.45N•m
2.确定计算扭矩TcaTca=KT由电动机的工作特性可知查【1】P217表12-1取K=
1.
9.则Tca=
1.9×
138.45N•m=
263.1N•m
3.选择联轴器的型号查【2】P141表14-2可知Tca=
263.1N•m[T]=400N•mn2[n]=8000r/min故选择型号为GY5的联轴器T=
138.45N•mTca=
263.1N•m选择型号为GY5的联轴器
十一、箱体的结构设计结果表
11.1铸铁减速器箱体结尺寸单位mm名称符号尺寸箱座壁厚8箱盖壁厚8箱座b12箱盖b112箱座底凸缘厚度b220地脚螺栓直径df16地脚螺栓数目n4轴承旁连接螺栓直径d112箱盖与箱座连接螺栓直径d28连接螺栓d2的间距160轴承盖螺钉直径d36视孔盖螺钉直径d46定位销直径d6df、d
1、d2至外箱壁距离c118df、d2至凸缘边缘距离c214轴承旁凸台半径R114外箱壁至轴承座端面距离40大齿轮顶圆与箱体内距离12齿轮端面与箱体内壁距离10箱盖m17箱座肋厚m7凸台高度h40
十二、减速器附件的选择结果
1.窥视孔及视孔盖为了方便检查传动件的啮合情况、润滑状态、接触斑点和尺侧间隙并为了向箱体内注入润滑油应在传动件啮合区上方设置窥视孔视孔盖用螺钉紧固在窥视孔上其下垫有密封圈以防润滑油漏出或污物进入箱体内如图
12.1图
12.1视孔盖取A的宽度为100mm.A1=A+5d4=100+5×6=130mmA0=
0.5A+A1=
0.5×100+130=115mmB=B1-5d4=200-5×6=170mmB0=
0.5B+B1=
0.5×170+200=185mmh=2mm
2.通气器由已知选M18×
1.5外型安装图图
12.2通气罩表
12.1单位mm
8316404012716184025.
4226223.游标尺选M12型安装图为图
12.3油标尺表
12.2单位mmM
12412628106420164.放油孔及螺塞放油孔应设在油池的最低处平时用螺塞堵住采用圆柱螺塞时箱座上装置处应设凸台并加封油垫片.放油孔不能高于油池底面以免排不干净.
5.启盖螺钉起盖螺钉设置在箱盖连接凸缘上其螺纹有效长度应大于箱盖凸缘的厚度.
6.定位销图12-4定位销定位销的直径d=6mm.其长度应大于箱体上下凸缘的总厚度.见上图
7.起吊装置起吊装置有吊环螺钉、吊耳、吊钩等供搬运减速器之用吊环螺钉或吊耳设在箱盖上通常用于吊运箱盖也用于吊运轻型减速器;吊钩铸在箱座两端的凸缘下面主要用于吊运整台减速器其结构形式参见【1】第19章A1=130mmA0=115mmB=170mmB0=185mm
十三、润滑和密封结果
1.齿轮传动的润滑齿轮在传动时相啮合的齿面有相对滑动易产生摩擦和磨损从而增加动力消耗降低传动效率在轮齿啮合间加注润滑剂可以避免金属直接接触减少摩擦损失还可以散热和防腐蚀因为V齿12m/s可采用浸油润滑圆柱齿轮浸油深度以1个齿高但不小于10mm为宜.浸油润滑的油池应保持一定的深度和储油量齿顶圆距油池底部不应小于30~50mm以免搅起油池底部的杂质
2.滚动轴承的润滑轴承中的润滑剂不仅可以降低摩擦阻力还可以起到散热、减少接触应力、吸收震动和防止锈蚀等作用轴承常用的润滑剂有润滑油和润滑脂两类1输出轴承的润滑在前面轴承的选择和校核中已经选输出轴承的型号为6007查【2】P130表13-2可知d=35mm.又因为轴承的转速n=n2=
109.1r/min则dn=35×
109.1=
3818.5mmr/min查【1】P193可知dn
1.5~2×105mmr/min所以可采用润滑脂润滑2输入轴承的润滑在前面轴承的选择和校核中已经选高速轴承的型号为6005查【2】P130表13-2可知d=25mm又因为轴承的转速n=n1=
382.1r/min则dn=25×
357.5=
8937.5mmr/min查【1】P193可知dn
1.5~2×105mmr/min所以可采用润滑脂润滑
3.密封的选取轴承的密封是为了防止外部粉尘、水分及其他杂物进入轴承并防止轴承内润滑剂流失轴承的密封方法有接触式、非接触式和组合式三大类选择接触式密封中的毡圈密封其密封效果是靠安装与梯形轴上的梯形槽中所产生的径向压力来实现的可补偿磨损后所产生的径向间隙且便于更换毡圈其特点是结构简单廉价但磨损较快、寿命短它主要用于轴承采用脂润滑且密封轴的表面圆周速度较小的场合采用浸油润滑采用润滑脂润滑采用润滑脂润滑
十四、设计小结课程设计体会课程设计使我们对所学的知识得到了一次系统完整的复习让我们初步了解到机械的选择、设计与加工基本知识.课程设计的过程中进一步增强了数据的处理和一些细节处理的能力在设计过程中的经验教训总结
1.设计的过程中必须严肃认真刻苦专研一丝不苟精益求精才能在设计思想方法和技能各方面获得较好的锻炼与提高
2.机械设计课程设计是在老师的指导下独立完成的.必须发挥设计的主动性主动思考问题分析问题和解决问题
3.设计中要正确处理参考已有资料和创新的关系熟悉和利用已有的资料既可避免许多重复的工作加快设计进程同时也是提高设计质量的重要保证善于掌握和使用各种资料如参考和分析已有的结构方案合理选用已有的经验设计数据也是设计工作能力的重要方面
4.整个设计过程中要注意随时整理计算结果并在设计草稿本上记下重要的论据结果参考资料的来源以及需要进一步探讨的问题使设计的各方面都做到有理有据.这对设计正常进行阶段自我检查和编写计算说明书都是必要的
5.课程设计达到了专业学习的预期目的.在一个星期的课程设计之后进一步激发了我们对专业知识的兴趣并能够结合实际存在的问题在专业领域内进行更深入的学习.
6.在设计的过程中还有一些小的问题还未能处理的很好我会努力找的到不足多加注意以便以后能做的更好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
十五、参考资料参考文献【1】王继焕.机械设计基础(第二版).武汉华中科技大学出版社,
2011.3【2】金清肃.机械设计基础课程设计(第二版).武汉华中科技大学出版社,
2011.4426315图1—1传动方案简图。