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毕业设计(论文)(2011届)题目带式输送机传动装置设计目录摘要第一章绪论…………………………………………
31.1选题依据及意义……………………………………
31.2研究内容……………………………………3第二章传动装置的总体设计………………………
42.1传动方案分析……………………………………
42.2电动机的选择……………………………………
52.3传动比的分配……………………………………
62.4传动装置的运动和动力参数计算………………6第三章传动件的设计计算…………………………
83.1带传动设计……………………………………
83.2齿轮传动设计…………………………………
93.
2.1高速级齿轮的传动设计…………………………
123.
2.2低速级齿轮的传动设计…………………………17第四章轴系零部件设计……………………………
244.1轴的设计与校核………………………………
244.2滚动轴承的选择及校核………………………
264.3键的选择与校核………………………………
294.4联轴器的选择…………………………………31第五章箱体的设计…………………………………32第六章润滑及密封的设计…………………………34第七章设计总结……………………………………35第八章装配图及零件图……………………………36参考文献……………………………………………38致谢…………………………………………………40摘要在现代化的企业中,有大量的原料半成品和成品(如,矿石、水泥等)需要机械搬运,除了起重机械搬送一部分可以装箱或堆垛的大件物品外,大量的粒散料和小件物品的运输,是靠各种运输机来完成的,在很多工艺中运输机械是必不可少的生产机械运输机械的形式有很多,通常根据有无扰性牵引件(比如,链、绳、带等)等分为;
(1)具有扰性牵引件的运输机;如带式运输机、板式运输机、刮式运输机、提升机、空架锁道等
(2)无扰性牵引件的运输机;如螺旋运输机、滚柱运输机、气力运输机以及其他装载机械等带式运输机是用途最为广泛的一种运输机械,主要应用在水平方向或沿坡度不大的倾斜方向,连续的大批量的运送散状物料或单件物品它具有生产效率高,运送距离长,工作平稳、结构简单、可以在任意位置上装载卸载、卸载自重小、工作可靠、操作简便、耗能少等重要优点;缺点是允许的倾角小(一般小于30度),带条磨损较快等其传动装置是其主要部分,它的设计和选型对带式运输机起着关键性的作用因此我们必须严格按照设计规范对其进行设计关键词带式输送机;选型设计;主要部件AbstractInamodernenterprisealargenumberofrawmaterialsbulkandfinishedproducte.g.orecementetc.inadditiontoneedmechanicalhandlinghoistingmachinerypartcanmovesentpackingorstackingthelargegoodsoutsidealargenumberofgrainbulkmaterialandsmallarticletransportationisaccomplishedbyvarioustransportersinmanyprocesstransportationmachineryisindispensableproductionmachinery.Therearemanyformsoftransportmachinerywithoutinterferencenormallyaccordingtosexualtractionpiecesforexamplechainropetapeetcisdividedinto;OfconveyorbeltisUSESthemostwidelyatransportationmachinerymainlyusedinhorizontaldirectionoralongtheslopenotslopingdirectioncontinuousmasstransportdispersestheshapematerialorpiecegoods.Ithashighproductionefficiencylongdistancetransportsmoothsimplestructurecanbeinanypositiononloadunloadingunloadingself-respectsmallreliableoperationsimpleoperationlowenergy-consumingsuchimportantadvantages;Defectisallowedobliquitysmallgenerallylessthan30degreetakethewearfasteretc.Itstransmissiondeviceisthemainpartitsdesignandselectionofbeltconveyorplayakeyrole.Thereforewemuststrictlyaccordingtothedesigncodeforitsdesign.Keywords:beltconveyorSelectiondesign;Maincomponents第一章绪论
1.1选题依据及意义随着制造业规模的扩大,生产批量的不断增长,生产线已经越来越广泛得应用于车间输送机作为生产线的枢纽,其主要作用就是将工件从一个工序输送到下一个工序,它是由马达提供动力,通过变频器或变频器调节到所需速度进行工作带式输送机是连续运行的运输设备,在冶金、采矿、动力、建材等重工业部门及交通运输部门中主要用来运送大量散装货物,如矿石、煤、砂等粉、块状和包装好的成件物品带式输送机是煤矿最理想的高效连续运输设备,与其它运输设备相比,不仅具有长距离、大运量、连续输送等优点,而且运行可靠,易于实现自动化、集中化控制,特别是对高产高矿井,带式输送机已成为煤炭高效开采机电一体化技术与装备的关键设备特别是近10年,长距离、大运量、高速度的带式输送机的出现,使其在矿山建设的井下巷道,矿井地表运输系统及露天采矿场、选矿厂中的应用又得到进一步推广选择带式输送机传动装置这种通用机械的设计作为毕业设计的选题,能培养我们独立解决工程实际问题的能力,通过这次毕业设计师对所学基本理论和专业知识的一次综合运用,也使我们的设计、计算和绘图能力都等到了全面的训练
1.2研究内容传动装置时输送机的核心,研究其传动装置时关键所在我选用了减速器作为输送机的传动装置,减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置,用来降低转速和增大转矩一满足各种工作机的需要根据输送机的特点工作载荷比较平稳选用展开式齿轮减速器,展开式齿轮减速器,结构简单,但齿轮相对于轴承的位置不对称,因此要求较大的刚度高速级齿轮布置在轴承转矩输入端,这样轴在转矩的作用下产生的弯曲变形可部分相互抵消,以减缓高速齿轮载荷分布不均匀现象,因此展开式齿轮减速器就是就是通用输送机所要设计的重点,其传动装置是其主要部分,它的设计和选型对带式运输机起着关键性的作用因此我们必须严格按照设计规范对其进行设计第二章传动装置的总体设计
2.1传动方案分析设计任务书以给定带式运输机的的传动方案机构运动简图如下
1、传动系统的作用介于机械中原动机与工作机之间,主要将原动机的运动和动力传给工作机,在此起减速作用,并协调二者的转速和转矩
2、该方案的优缺点该工作机有轻微振动,由于V带有缓冲吸振能力,采用V带传动能减小动带来的影响,并且该工作机属于小功率、载荷变化不大,可以采用V带这种简单的结构,而且价格便宜,标准化程度高,大幅降低了成本减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速,这是两级减速器中应用最广泛的一种而且采用高速机使用斜齿圆柱齿轮斜齿轮能承受较大的人载荷而且效率高但是考虑到斜齿轮难于制造所以低速级使用直齿圆柱齿轮齿轮相对于轴承不对称,要求轴具有较大的刚度高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边,以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象原动机部分为Y系列三相交流异步电动机总体来讲,该传动方案满足工作机的性能要求,适应工作条件、工作可靠,此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高
2.2电动机的选择
(一)选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机,全封闭自扇冷式结构,电压380V
(二)选择电动机的容量
①工作机有效功率工作机的有效功率为F=630Nv=
1.6m/s
②各零件传动效率值从电动机到工作机输送带间的总功率为联轴器(弹性),轴承,齿轮,滚筒故
③电动机的输出功率电动机所需工作功率为
(三)确定电动机转速工作机卷筒轴的转速为二级圆柱齿轮减速器传动比合理范围,所以电动机的可选范围为 符合这一范围的同步转速有1000r/min和1500r/min两种综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素,为使传动装置结构紧凑,决定选用同步转速为1500r/min的电动机
(四)选择电动机根据电动机类型、容量和转速,查得选定电动机型号为Y90L-4其主要性能如下电动机型号额定功率满载转速Y90L-
41.
514002.
22.2电动机外形尺寸(mm)如下中心高H外形尺寸L1×b2/2+b1×h底脚安装尺寸A×B底脚螺栓直径K轴伸尺寸D×E建联接部分尺寸F×GD90335×(90/2+155)×190140×1251024×508×
72.3传动比的分配
(一)总传动比为
(二)分配传动比考虑润滑条件,为使两级大齿轮直径相近,取,故
2.4传动装置的运动和动力参数计算参数指各轴的转速、功率p、转矩T先将各轴编号O轴(电动机)、Ⅰ轴(减速器高速轴)、Ⅱ轴(减速器低速轴)、Ⅲ轴(滚筒轴)
①各轴转速Ⅰ轴
②各轴功率电动机所需的输出功率Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴
③各轴转矩计算结果列表轴名参数O轴(电动机)Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴(滚筒)转速r/min9703889090输入功率(kw)
7.
226.
936.
656.52输入转矩(N.m)
71.
08170.
57705.
64691.84传动比
33.591效率
0.
960.
960.98第三章传动件的设计计算
3.1带传动设计
1、选择V带型号由表11-7查得KA=
1.1,PC=KA·pd=
1.1×
4.46=
4.906kw根据PC=
4.906kw,nm=960r/min,由图11-8可选取普通B型的
2、确定带轮基准直径,并验算带速V由图11-8可知,小带轮基准直径的推进值为112~140由表11-8,则取dd1=125mm由dd2=dd1·nm/n1=125×960/240=500mm由表11-8取dd2=500mm实际传动比i为i=dd2/dd1=500/125=4由11-14式得v=兀dd1n0/60·1000=
6.28m/sv值在5~25m/s范围内,带速合格
3、确定带长Ld和中心距a由11-15式得
0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
437.5mm≤a0≤1250mm初选中心距a0=550mm由11-16式得L0=2a0+兀(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0=
2145.17mm由表11-2取Ld=2240mm由式(11-17)得实际中心距为a≈a0+(Ld-L0)/2=
597.415mm
4、验算小带轮的包角a1,由式(11-18)得a1=1800-
57.30×(dd2-dd1)/a=
144.040>1200(满足要求)
5、确定V带的根数z查表11-4,由线性插值法可得p=
1.64+[(
1.93-
1.64)/1200-950]·(960-950)=
1.65kw查表11-5,由线性插值法可得△p=
0.25+[(
0.3-
0.25)/980-800]·(960-800)=
0.294kw查表11-6,由线性插值法可得ka=
0.89+[(
0.92-
0.89)/150-140]·(
144.04-140)=
0.902查表11-2,可得kL=
1.00由式(11-19)得V带根数z为z=pC/[(p+△p)kakL]=
4.906/[(
1.65+
0.294)
0.902·
1.00]=
2.8(根)取整数故z=3(根)
6、计算单根V带预紧力F0:查表11-1得q=
0.17kg/m,由式(11-20)得单根V带的预紧力F0为F0=500pC/zV[(
2.5/ka)-1]+qV2=500×
4.906/[3×
6.
282.5/
0.902-1]+
0.17×
6.282=
237.15KN
7、计算V带对轴的压力Q由式(11-21)得V带对轴的压力Q为Q=2zF0sina1/2=2×3×
237.15sin
144.04o/2=
1232.23N
8、V带轮的结构设计,并绘制V带轮的零件工作图
3.2齿轮传动设计对于齿轮传动的设计计算主要有以下工作选择齿轮材料及精度等级、按齿面接触疲劳强度设计、转矩T
1、载荷系数k、许用接触应力[σH]、校核齿根弯曲疲劳强度、齿形系数YFa和应力修正系数YSa、许用弯曲应力[σF]、计算齿轮传动的中心矩a
1、选择材料和热处理方法,并确定材料的许用接触应力根据工作条件,一般用途的减速器可采用闭式软齿面传动查表5-6得小齿轮45钢调制处理齿面硬度HBS1=230大齿轮45钢正火处理齿面硬度HBS2=190两齿轮齿面硬度差为40HBS,符合软齿面传动的设计要求
2、确定材料许用接触应力查表5-11得,两实验齿轮材料接触疲劳强度极限应力为δhlim1=480+
0.93HBS1-135=480+
0.93230-135=
568.4Mpaδhlim2=480+
0.93HBS2-135=480+
0.93190-135=
531.2Mpa由表5-12按一般重要性考虑,取接触疲劳强度的最小安全系数shlim1=
1.0两齿轮材料的许用接触应力分别为[δH1]=δhlim1/shlim1=
568.4Mpa[δH2]=δhlim2/shlim1=
531.2Mpa
3、根据设计准则,按齿面接触疲劳强度进行设计查表5-8,取载荷系数K=
1.2;查表5-9,查取弹性系数ZE=
189.8;取齿宽系数Ψd=1闭式软齿面;[δH]取其中较小值为
531.2Mpa代入故d1≥=
76.34mm
4、几何尺寸计算齿数由于采用闭式软齿面传动,小齿轮齿数的推荐值是20~40,取Z1=27,则Z2=81模数m=d1/Z1=
2.83mm由表5-2,将m转换为标准模数,取m=3mm中心距a=mZ1+Z2/2=162mm齿宽b2=Ψdd1=1×
76.34=
76.34mm,取整b2=76mmb1=76+(5~10)mm,取b1=80mm
5、校核齿根弯曲疲劳强度由校核公式(5-35)δF=YFYs查表5-10,两齿轮的齿形系数,应力校正系数分别是(YF2Ys2由线性插值求出)Z1=27时YF1=
2.57Ys1=
1.60Z2=81时YF2=
2.218Ys2=
1.77查表5-11,两实验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为δflim1=190+
0.2HBS1-135=209Mpaδflim2=190+
0.2HBS2-135=201Mpa查表5-12,弯曲疲劳强度的最小安全系数为sFlim1=
1.0两齿轮材料的许用弯曲疲劳应力分别为[δF1]=δhlim1/shlim1=209Mpa[δF2]=δhlim2/shlim2=201Mpa将上述参数分别代入校核公式(5-35),可得两齿轮的齿根弯曲疲劳应力分别为δF1=YF1Ys<[δF1]=209MpaδF2=YF2Ys2<[δF2]=201Mpa所以两齿轮的齿根弯曲疲劳强度均足够
6、齿轮其他尺寸计算分度圆直径d1=mZ1=3×27=81mmd2=mZ2=3×81=243mm齿顶圆直径da1=d1+2ha=81+2×3=87mmda2=d2+2ha=243+2×3=249mm齿根圆直径df1=d1-2hf=81-2×
1.25=
77.25mmdf2=d2-2hf=243-2×
1.25=
239.25mm中心距a=mZ1+Z2/2=162mm齿宽b1=80mmb2=76mm
7、选择齿轮精度等级齿轮圆周速度v1==
1.36m/s查表5-7,选齿轮精度等级第Ⅱ公差组为9级,由“齿轮传动公差”查得小齿轮9-9-8GJGB10095-88大齿轮9-9-8HKGB10095-
883.
2.1高速级齿轮的传动设计
①材料及齿轮精度考虑到齿轮所传递的功率不大,且该机构传动尺寸无严格限制,所以齿轮材料可选用中碳钢,调质处理参照参考资料[1]中表6-2可得,小齿轮齿面硬度为230-240HBS,大齿轮齿面硬度为190-200HBS,且大小齿轮都采用斜齿圆柱齿轮闭式软齿面传动,选用8级精度
②选取齿轮齿数和螺旋角闭式软齿面齿轮传动,初选=24则,取=95验算(符合要求)初选
③按齿面接触疲劳强度设计 对闭式软齿面齿轮传动,承载能力一般取决于齿面接触强度,故按接触强度计算,校核齿根弯曲疲劳强度式中各参数为
(1)因为启动载荷为名义载荷的
1.5倍,故初取齿轮载荷系数=
1.5
(2)
(3)由参考文献
[1]P133表6-6,因为所设计的减速器为不对称布置,故的取值范围应在
0.6~
1.2,为方便计算,选取齿宽系数
(4)由参考文献
[1]P122表6-5查得弹性系数
(5)由参考文献
[1]P124图6-14查得节点区域系数
(6)初取螺旋角由参考文献
[1]P122公式(6-7)可计算齿轮传动端面重合度由参考文献
[1]P127公式(6-13)取重合度系数,由式得,则由参考文献
[1]P140图6-28查得螺旋角系数,由参考文献
[1]P122图6-13查得重合度系数
(7)
(8)齿数比
(9)根据设计要求单班制工作,每班8小时减速器使用寿命5年每年按300天计小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为,由参考文献
[1]P125图6-15查得,由参考文献
[1]P124公式(6-11)计算许用接触应力式中——接触疲劳极限,由参考文献
[1]P126图6-16d,按小齿轮齿面硬度230~240HBS,均值235HBS,在MQ和ML中间(适当延长MQ和ML线)查得;同理,由图6—16c查得, ——安全系数,查得 ——寿命系数,已由参考文献
[1]P125图6-15查得,;==又因为在选择许用接触的时候,应该选取其中较小的一个,即来进行齿轮的参数设计将确定后的各项数值代入设计公式,求得修正由参考文献
[1]P117表6-3查得使用系数;由参考文献
[1]P118图6-7查得动载系数;由参考文献
[1]P119图6-10查得齿向载荷分布系数(减速器轴的刚度较大);由参考文献
[1]P120表6-4查得齿间载荷分配系数,则由参考文献
[1]P113表6-1,选取第一系列标准模数,同时,传动需满足模数m≥
1.5-2mm,取齿轮主要几何尺寸中心距,圆整为91mm≤120mm,满足要求修正螺旋角小齿轮分度圆直径大齿轮分度圆直径,取,
④校核齿根弯曲疲劳强度式中各参数为
(1)因为启动载荷为名义载荷的
1.5倍,故初取齿轮载荷系数=
1.5
(2)
(3)齿宽b=
36.71
(4)模数
(5)小齿轮分度圆直径
(6)齿形系数和应力修正系数齿轮当量齿数,由参考文献
[1]P128图6-19查得齿形系数,由参考文献
[1]P129图6-20查得应力修正系数,
(7)重合度系数由《机械原理》可得公式,由参考文献
[1]P126公式6-13计算可得8由参考文献
[1]P140图6-28查得螺旋角系数之前算得,小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为;由参考文献
[1]P130图6-21查得弯曲强度寿命系数为;由参考文献
[1]P126图6-22c,按小齿轮齿面硬度230~240HBS均值235HBS,在ML线(适当延长)查得;同理,在图6-22b上,查得;取;再将确定出来的数值代入弯曲强度校核公式,可得所以,齿根弯曲疲劳强度足够
⑤齿轮精度设计根据设计要求,以低速级画装配图,所以以低速级为例
3.
2.2低速级齿轮的传动设计
①材料及齿轮精度 考虑到齿轮所传递的功率不大,且该机构传动尺寸无严格限制,所以齿轮材料可选用中碳钢,调质处理参照参考资料[1]中表6-2可得,小齿轮齿面硬度为230-240HBS,大齿轮齿面硬度为190-200HBS,且大小齿轮都采用斜齿圆柱齿轮闭式软齿面传动选用8级精度
②选取齿轮齿数和螺旋角 闭式软齿面齿轮传动,初选=28则,取=85初选验算(符合要求)
③按齿面接触疲劳强度设计 对闭式软齿面齿轮传动,承载能力一般取决于齿面接触强度,故按接触强度计算,校核齿根弯曲疲劳强度式中各参数为
(1)因为启动载荷为名义载荷的
1.5倍,故初取齿轮载荷系数=
1.5
(2)
(3)由参考文献
[1]P133表6-6,因为所设计的减速器为不对称布置,故的取值范围应在
0.6~
1.2,为方便计算,选取齿宽系数
(4)由参考文献
[1]P122表6-5查得弹性系数
(5)由参考文献
[1]P124图6-14查得节点区域系数
(6)初取螺旋角由参考文献
[1]P122公式(6-7)可计算齿轮传动端面重合度由参考文献
[1]P127公式(6-13)取重合度系数,由式得,则由参考文献
[1]P140图6-28查得螺旋角系数,由参考文献
[1]P122图6-13查得重合度系数
(7)
(8)齿数比
(9)根据设计要求单班制工作,每班8小时减速器使用寿命5年每年按300天计小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为,由参考文献
[1]P125图6-15查得,由参考文献
[1]P124公式(6-11)计算许用接触应力式中——接触疲劳极限,由参考文献
[1]P126图6-16d,按小齿轮齿面硬度230~240HBS,均值235HBS,在MQ和ML中间(适当延长MQ和ML线)查得;同理,由图6—16c查得, ——安全系数,查得 ——寿命系数,已由参考文献
[1]P125图6-15查得,;==又因为在选择许用接触的时候,应该选取其中较小的一个,即来进行齿轮的参数设计将确定后的各项数值代入设计公式,求得修正由参考文献
[1]P117表6-3查得使用系数;由参考文献
[1]P118图6-7查得动载系数;由参考文献
[1]P119图6-10查得齿向载荷分布系数(减速器轴的刚度较大);由参考文献
[1]P120表6-4查得齿间载荷分配系数,则由参考文献
[1]P113表6-1,选取第一系列标准模数,同时,传动需满足模数m≥
1.5-2mm,取齿轮主要几何尺寸中心距,圆整为87mm≤140mm,满足要求修正螺旋角小齿轮分度圆直径大齿轮分度圆直径,取,
④校核齿根弯曲疲劳强度式中各参数为
(1)因为启动载荷为名义载荷的
1.5倍,故初取齿轮载荷系数=
1.5
(2)
(3)齿宽b=
43.12
(4)模数
(5)小齿轮分度圆直径
(6)齿形系数和应力修正系数齿轮当量齿数,由参考文献
[1]P128图6-19查得齿形系数,由参考文献
[1]P129图6-20查得应力修正系数,
(7)重合度系数由《机械原理》可得公式,由参考文献
[1]P126公式6-13计算可得8由参考文献
[1]P140图6-28查得螺旋角系数之前算得,小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为;,由参考文献
[1]P130图6-21查得弯曲强度寿命系数为;由参考文献
[1]P126图6-22c,按小齿轮齿面硬度230~240HBS均值235HBS,在ML线(适当延长)查得;同理,在图6-22b上,查得;取;再将确定出来的数值代入弯曲强度校核公式,可得所以,齿根弯曲疲劳强度足够
⑤齿轮精度设计(大齿轮)按选择的8级精度,查参考文献
[2]齿轮公差表可得,,,,,齿厚偏差计算(由参考文献
[1]可知)分度圆弦齿高公称值分度圆弦齿厚公称值由参考文献
[1]P151中式(6-35)可确定最小侧隙齿后上偏差,取负值,得查齿轮公差表,齿轮径向跳动公差查标准公差数值表,IT9=查参考文献
[1]P151表6-9,径向进刀公差齿厚公差齿厚下偏差各级齿轮的主要参数具体数值如下高速级低速级齿数24952885中心距91107法面模数
1.
51.5螺旋角11°15′17″13°3′32″法面压力角20°20°端面压力角
20.36°
20.48°齿宽b43384742齿根高系数标准值11齿顶系数标准值
0.
250.25当量齿数
25.
44100.
728.
11101.61分度圆直径
36.
71145.
2930.
2991.95第四章轴系零部件设计
4.1轴的设计与校核轴的设计a)从动轴的设计
1、选取材料和热处理方法,并确定轴材料的许用应力由于为普通用途,中小功率,选用45钢正火处理查表15-1得σb=600Mpa,查表15-5得[σb]-1=55Mpa
2、估算轴的最小直径由表15-2查得A=110,根据公式(15-1)得:d1≥A=
42.295mm考虑轴端有一键槽,将上述轴径增大5%,即
42.295×
1.05=
44.40mm该轴的外端安装联轴器,为了补偿轴的偏差,选用弹性柱销联轴器查手册表选用柱销联轴器,其型号为为HL3,最小直径d1=45mmb主动轴的设计
1、选取材料和热处理的方法,并确定轴材料的许用应力根据设计要求,普通用途,中小功率,单向运转,选用45钢正火处理查表15-1得δb=600Mpa查表15-5[δ]0=55Mpa.
2、估算轴的最小直径由表
[7]查取A=110,根据公式(15-1)得d1≥=
26.2mm考虑轴端有一键槽,将上述轴径增大5%,即
26.2×
1.05=
27.51mm该轴的外端安装V带轮,为了补偿轴的偏差,选用腹板式带轮,最后取轴的最小直径为d1=30mm
3、轴的结构设计并绘制草图1)确定轴上零件的布置方案和固定方式2)参考一般减速器机构3)确定轴的各端直径外端直径d1=30mm按工艺和强度要求把轴制成阶梯形,取穿过轴承盖周段的轴径为d2=d1+2h=d1+2×
0.07d1=
34.2mm,由于该处安装垫圈,故取标准直径d2=36mm考虑到轴承的内孔标准取d3=d7=45mm(两轴承类型相同)初选深沟球轴承型号为6209直径为d4的轴段为轴头,取d4=54mm轴环直径d5=50mm,根据轴承安装直径,查手册得d6=47mm
4、确定各轴的长度L4=84mm(轮毂宽度为B2=82mmL4比B2长1~3mm)L1=58mm(HL3弹性注销联轴器J型轴孔长度为B1=60mmL1比B1短1~3mm)L7=20mm(轴承的宽度B3为19mm,加1mm的挡油环)L5=8mm(轴环宽度为b≥
1.4h)根据减速器结构设计的要求,初步确定Δ2=10~15mml2=5~10mmL6=△2+L2-L5=11mmL3=B3+L2+△2=42mmL2=55mm两轴承的跨距L=B3+2L2+2△2+B2=22+2×(5~10)+2×(10~15)+56=135mm轴的校核根据总合成弯矩图、扭矩图和轴的结构草图的判断a、b截面是否为为危险截面,下面分别进行校核
(1)校核a截面da≥=
23.96mm考虑键槽后,由于da=
23.96×
1.05=
25.158mmd1=32mm,故a截面安全
(2)校核b截面Meb=M合=107767N·mmdb≥=
26.96mm考虑键槽后,由于db=
26.96×
1.05=
28.3mmd4=
47.5mm,故b截面安全因为危险截面a、b均安全,所以原结构设计方案符合要求
4.2滚动轴承的选择及校核a滚动轴承的选择
1、输入轴承选用6209型深沟球轴承,其内径d为45mm外径D为85mm,宽度B为19mm.Cr=
24.5kN根据根据条件,轴承预计寿命16×365×8=48720小时
(1)已知nⅡ=
458.2r/min两轴承径向反力FR1=FR2=
500.2N初先两轴承为6209型深沟球轴承根据手册P265(11-12)得轴承内部轴向力FS=
0.63FR则FS1=FS2=
0.63FR1=
315.1N 2因为;FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端FA1=FS1=
315.1N FA2=FS2=
315.1N 3求系数x、yFA1/FR1=
315.1N/
500.2N=
0.63FA2/FR2=
315.1N/
500.2N=
0.63根据手册P263表(11-8)得e=
0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR2e x2=1 y1=0 y2=0 4计算当量载荷P
1、P2根据手册P263表(11-9)取fP=
1.5根据手册P262(11-6)式得P1=fPx1FR1+y1FA1=
1.5×1×
500.2+0=
750.3NP2=fpx2FR1+y2FA2=
1.5×1×
500.2+0=
750.3N 5轴承寿命计算因为;P1=P2 故取P=
750.3N所以;角接触球轴承ε=3根据手册得7206AC型的Cr=23000N由手册P264(11-10c)式得LH=16670/nftCr/Pε=16670/
458.2×1×23000/
750.33=1047500h48720h所以预期寿命足够
2、输出轴承选6213型深沟球轴承,其内径d为65mm,外径D=120mm,宽度B为23mmCr=
44.0kN1已知nⅢ=
76.4r/min Fa=0 FR=FAZ=
903.35N试选6213型深沟球轴承根据手册P265表(11-12)得FS=
0.063FR则FS1=FS2=
0.63FR=
0.63×
903.35=
569.1N 2计算轴向载荷FA
1、FA2∵FS1+Fa=FS2 Fa=0∴任意用一端为压紧端,1为压紧端,2为放松端两轴承轴向载荷FA1=FA2=FS1=
569.1N 3求系数x、yFA1/FR1=
569.1/
903.35=
0.63FA2/FR2=
569.1/
930.35=
0.63根据手册P263表(11-8)得e=
0.68因为;FA1/FR1e 所以;x1=1 y1=0因为;FA2/FR2e 所以;x2=1 y2=0 4计算当量动载荷P
1、P2根据表(11-9)取fP=
1.5根据式(11-6)得P1=fPx1FR1+y1FA1=
1.5×1×
903.35=1355NP2=fPx2FR2+y2FA2=
1.5×1×
903.35=1355N 5计算轴承寿命LH因为;P1=P2 故P=1355 ε=3根据手册P71 7207AC型轴承Cr=30500N根据手册P264表(11-10)得ft=1根据手册P264 (11-10c)式得Lh=16670/nftCr/Pε=16670/
76.4×1×30500/13553 =
2488378.6h48720h所以;此轴承合格b)滚动轴承的校核
1、中间轴上滚动轴承正装型号为6207深沟球轴承查表得取A点总支反力B点总支反力
2、外部轴向载荷
3、派生轴向力则A被压紧B被放松.
2、当量动载荷据工况工作平稳取载荷系数则算得当量动载荷如下:
3、验算轴承寿命则只用验算A轴承预期寿命则轴承的寿命满足要求.
4.3键的选择与校核标准键的选择包括键的选择,联轴器的选择,螺栓、螺母、螺钉的选择,销的选择、垫圈、垫片的选择
1、键的选择查表4-1(机械设计基础课程设计)键1圆头普通平键(A型)b=8mmh=7mmL=28mm键2圆头普通平键(A型)b=14mmh=9mmL=45mm键3圆头普通平键(A型)b=14mmh=9mmL=63mm键4圆头普通平键(A型)b=20mmh=12mmL=56mm键5圆头普通平键(A型)b=16mmh=10mmL=40mm
2、螺栓、螺母、螺钉的选择考虑到减速器的工作条件,后续想体的附件的结构,以及其他因素的影响选用螺栓GB5782–86M6*25和GB5782–86M10*35,GB5782–86M10*25三种选用螺母GB6170–86M10和GB6170–86M12两种选用螺钉GB5782–86M6*25和GB5782–86M6*30两种
3、键的校核设定输入轴与联轴器之间的键为1,齿轮2与中间轴之间的键为键2,齿轮3与中间轴之间的键为键3,齿轮4与输出轴之间的键为键4,输出轴与链轮之间的键为键5校核键的承载能力因为键1受到的转距T1=
34.12N·m键2受到的转距T2=
97.78N·m键3受到的转距T2=
97.78N·m键4受到的转距T4=
357.58N·m键5受到的转距T5=
357.58N·m键的材料为钢,轻微冲击,[]为100~120Mp,取[]=110Mp键的校核公式(k=
0.5hl=L-bd为轴的直径)所以校核第一个键≤[]校核第二个键≤[]校核第三个键≤[]校核第四个键≤[]校核第五个键≤[]
4.4联轴器的选择查
[1]表15-1得为了隔离振动和冲击,查
[2]表13-6,选用弹性套柱销联轴器;载荷计算公称转矩T=
594.40N*m选取工作情况系数为所以转矩因为计算转矩小于联轴器公称转矩所以选取LT9型弹性套柱销联轴器,其公称转矩为1000Nm,孔径长度为J型第五章箱体的设计1)减速器箱体的结构设计箱体采用剖分式结构,剖分面通过轴心下面对箱体进行具体设计
1.确定箱体的尺寸与形状箱体的尺寸直接影响它的刚度首先要确定合理的箱体壁厚根据经验公式(T为低速轴转矩,N·m)可取为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度,箱盖与箱座连接部分都有较厚的连接壁缘,箱座底面凸缘厚度设计得更厚些
2.合理设计肋板在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋,减少了侧壁的弯曲变形
3.合理选择材料因为铸铁易切削,抗压性能好,并具有一定的吸振性,且减速器的受载不大,所以箱体可用灰铸铁制成2)减速器附件的结构设计
(1)检查孔和视孔盖检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间隙,还可用来注入润滑油,检查要开在便于观察传动件啮合区的位置,其尺寸大小应便于检查操作视孔盖用铸铁制成,它和箱体之间加密封垫
(2)放油螺塞放油孔设在箱座底面最低处,其附近留有足够的空间,以便于放容器,箱体底面向放油孔方向倾斜一点,并在其附近形成凹坑,以便于油污的汇集和排放放油螺塞为六角头细牙螺纹,在六角头与放油孔的接触面处加封油圈密封
(3)油标油标用来指示油面高度,将它设置在便于检查及油面较稳定之处
(4)通气器通气器用于通气,使箱内外气压一致,以避免由于运转时箱内温度升高,内压增大,而引起减速器润滑油的渗漏将通气器设置在检查孔上,其里面还有过滤网可减少灰尘进入
(5)起吊装置起吊装置用于拆卸及搬运减速器减速器箱盖上设有吊孔,箱座凸缘下面设有吊耳,它们就组成了起吊装置
(6)起盖螺钉为便于起盖,在箱盖凸缘上装设2个起盖螺钉拆卸箱盖时,可先拧动此螺钉顶起箱盖
(7)定位销在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销,保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度第六章润滑及密封的设计
1、齿轮的润滑采用浸油润滑,由于低速级周向速度为
1.8m/s,所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径,取为35mm
2、滚动轴承的润滑由于齿轮周向速度为
1.8m/s<2m/s所以宜用脂润滑,应开设封油盘
3、润滑油的选择考虑到该装置用于小型设备,选用L-AN15润滑油
4、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密封圈型号按所装配轴的直径确定为(F)B25-42-7-ACM,(F)B70-90-10-ACM轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定第七章设计总结俗话说“凡事必亲躬”唯有自己亲自去做的事,才懂得其过程的艰辛通过做这次大作业,我着实遇到了不少的困难,构思、定数据、画图、写论文等都得自己去做每天泡在图书馆,找例证、查资料,个中自有不少困难,而这些难题都是课本中所不曾提到过的开始时,由于书本上没有任何提示,我甚至不知道从何入手,只能与同学们相互切磋,这样我慢慢地入了门,进而也可以自己搞定了这其中有一个习惯问题最需要克服众所周知,课堂、书本给我们的都是一种确切的数据,但实际上你去做的时候就会发现它们都是经验性的,也就是说需要你根据从资料上查得的范围靠经验自己去定,这就给习惯于接受确切数字的我带来了很大的挑战幸而,最终我还是学会了怎样去查找自己想要的资料,这应该是这次作业的一大收获吧第二大收获就是学会了做一次设计项目的具体流程从策划构思、总体设计到各个模块的的具体设计及其组合,再到编写需要提交的论文,这一切如今仍历历在目我想,这种对整体设计流程的把握应该是以后走上工作岗位所必需的技能,而这种技能却只能通过自己的亲身实践才能获得这也是为什么我认为机械设计大作业这种教学实践模式值得推广的原因回首这几个星期,有过困难疑惑也有过欢乐收获学会了SolidWorks的使用,学会了各种资料的查找方法,促进了同学之间的互助,也加深了我对设计尤其是机械设计的理解,这收获可真是不小啊!第八章装配图及零件图部件装配图零件图致谢本次毕业设计的顺利完成离不开老师的协助指导借此只言片语对她热心而无私的帮助表示衷心的感谢!从10月接受课题开始到现在完成毕业设计,我衷心的感谢我的指导老师朱老师,虽然大部分时间是我自己在完成毕业设计,但没有老师的精心的指导,我不可能学到那么多知识,尤其在课题设计的前期准备阶段和本人的数据计算阶段朱老师提出许多宝贵的设计意见朱老师在百忙之中抽出时间为我提供了必要的帮助在毕业设计期间,应该说老师给我提供了许多我想不到的问题,这让我受益匪浅,老师知识的渊博让我更加知道了我要学习的知识还有很多,老师思路的开阔让我更加了解了作为一个设计人员所要具备的素质,还有老师实事求是的工作作风让我明白了做任何事都要认真严谨,争取不出任何错误谨此再次向老师表示衷心的感谢和崇高的敬意。