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机械设计课程设计计算说明书设计题目:设计带式运输机传动装置班级姓名学院学号指导教师目录一课程设计题目与内容2二电动机的选择3三确定传动装置的总传动比和分配传动比4四计算传动装置的运动和动力参数4五设计V带和带轮5六齿轮设计6七轴径处估与联轴器的选择12八箱体的主要尺寸13九轴的设计与轴承的选择14十轴的校核16H-一轴承的寿命计算19十二键连接设计与校核20十三齿轮的结构设计21十四轴承端盖的设计22十五润滑密封设计
一、课程设计的题目和内容
1、设计课题设计一用于带式运输机上的两极展开式圆柱齿轮减速器,连续单向传动,有轻微冲击,使用期限10年,每年按300天,小批量生产,单班制工作(每班8小时),运输带速度误差为±5%原始数据运输机工作轴转矩T=650N・M运输带工作速度V=
0.85m/s.卷筒直径D=370mm传动装置运动简图3|C
2.课程实际的内容1)传动装置的总体设计2)传动件及轴系零件的设计计算3)减速器装配图及零件工作图设计4)设计计算说明书的编写电动机的选择
1、电动机类型和结构型式的选择选用丫系列三相异步电动机
2、确定电动机容量工作阻力F=2T/D=2X650X103/370N=
3513.51N选定带式运输机效率n=l工作机所需功率Pw=FV/1000n=
3513.51X
0.85/1000X
0.96=
3.11kw查课程设计P86表12・8得球轴承效率n承=
0.99V带传动效率n=
0.958级精度等级齿轮传动效率n齿=
0.97弹性联轴器效率n联=
0.92传动装置总效率na=nv・承.«齿.n联=
0.860电动机所需的输出功率Pd=Pw/na=
3.11/
0.860=
3.616kw
3、选择电动机额定转速工作机转速n=1000•60V/JiD=
43.90r/min查课程设P7表2・1得V带传动比的合理范围为2-4可取偏小一些为
2.328齿轮颤动比的合理范围为3〜5电动机可选的转速范围nd=iv・i・i”•n=
790.2-4390r/min则选择同步转速为1500r/min根据以上数据,由课程设计P193查表
19.1P194表19-3得电动机的主要参数如下型号Y112M-4额定功率为4kw满载转速为1440r/min额定转矩
26.53N-m最大转矩
26.53N-m确定传动装置的总传动比和分配传动比计算总传动比由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为ia=nm/nw=
32.
292.分配传动比由公式ia=iv・i齿及低=”
1.
35.5i齿分配传动比:iv=
2.7i齿1=
3.97i齿2=
3.06计算传动装置的运动和动力参数
1.各轴转速n1=nm/iv=1440/
2.7=
533.33r/minn2=n1/i齿1=
533.33/
3.97=
134.34r/minn3=n2/i齿2=
134.34/
3.06=
43.90r/min各轴的输入功率PI=Pd•nv=
3.616•
0.95=
3.44kwPII=PI•n承•n齿=
3.44-
0.99•
0.97=
3.30kwPIII=PII•门承・n齿=
3.30•
0.99•
0.97=
3.17kwPIV=PIII•,承•n联=
3.17•
0.99•
0.992=
3.12kw各轴的输入转矩T1=9550XPI/n1=
64.50N-mT2=9550XPII/n2=
245.65N•mT3=9550XPIII/n3=
722.10N•mT4=9550XP1V/n4=
710.70N•m运动和动力参数表五.带传动设计
1.确定V带截型工作情况系数,由表7-7取Ka=
1.2计算功率Pc=Ka•Pd=
1.2•
3.616=
4.339kwV带截型根据P和nm由7・12选取A型V带确定V带轮基准直径图7-12和表7・4选取小带轮基准直径d1=90mm大带轮基准直径d2=d1Xnm/n1=90X1440/
533.33mm=
243.0mm由表7-5知,带轮基准直径系列选取d2=244mm检验带速v=3d1nm/60X1000=
6.78m/s确定中心距及v带基准长度初定中心距由
0.7d1+d2wa°wd1+d2及的d
1、d2得
233.8mm668mm,初定ao=5OOmm计算V带基准长度Ld=2ao+n/2d1+d2+d1-d22/4ao=
1536.238mmV带基准长度由表7-2选取Ld=1600mm实际中心距aeao+Ld—L‘d/2=
533.88mm取a=534mm验算小带轮包角a=180°-[d1-d2/a]X
57.3°=
162.86°确定V带根数单根V带基本额定功率由表7-6确定P1=
1.07kw单根V带额定功率增量,由表7-8得△P1=
0.17kw小带轮包角修正系数,由表7・2得ka=
0.96带长修正系数,由表7・2得Kl=
0.99V带根数zMPc/P1+P2kaKL=
3.75取z=
45.计算初拉力V带单值长度质量q=
0.10kg/m单根V带初拉力Fo=5OOPc/Vz
2.5/Kd-1+qv2=
132.92N取Fo=133N
6.作用在轴上的载荷Fq=2•Z•Fo•Sind1/2=
1056.10N
7.带轮结构设计由表7・3得带轮轮槽的基准宽度bd=11mm带轮齿距e=15±
0.3小带轮轮槽锲角41=34°大带轮轮槽锲角62=38带轮轴向宽度B=z-1e+2f=65mm
六、齿轮设计一高速级齿轮传动的设计计算1选择齿轮材料并确定初步参数选择齿轮材料与热处理由表8・1选取小齿轮材料为Cr合金钢,调质处理,齿面硬度290HBW;大齿轮材料为Cr合金钢,正火处理,硬度为215HBW;
(2)初选齿数取小齿轮齿数z1=21大齿轮齿数z2=i1Xz1=
86.1取z2=84
(3)选择齿宽系数Wd和传动精度等级初估小齿轮直径d1=45初选螺旋角P=15°照表8-8取齿宽系数Wd=1则b估=Wd•d估=45mm齿轮圆周速度v估=Jid1n1/(60X1000)=
1.26参照表8-8齿轮精度选为8级
(4)计算需用接触应力1)计算齿轮盈利循环齿数N
1、N2小齿轮N1=60r•n1•th=60X
533.33X10X300X8=
7.68X108(次)大齿轮N2=60rN1/i1=
1.93X108(次)2)寿命系数Zn由表8・24得Zm=1Zn2=13)接触疲劳极限H由表8-20a查MQ线得Hlim1=700Mpa5Hmin2=600Mpa4)安全系数Sh由表8-11取Sh=15)许用接触应力,由表8-12得[oHl]=Hliml•Zhi/Sh=700;[H2】=Hlim2•ZH1/Sh=
6002.按齿面接触疲劳强度设计齿轮的主要参数
(1)小齿轮转矩T1=
64.50X103N•mm
(2)确定载荷系数k查表8-4取ka=
1.10动载荷系数kv查表8-11取kv=
1.05齿间载荷分布系数kaKaFt/b=2KaT1/bd1=
70.07N•mm^WON•mm由表8-5取Ka=
1.4齿间载荷分布系数K3=
1.05则载荷系数K=KaKvKaK6=
1.74确定弹性系数ZE由表8-6得ZE=190JMpa确定节点区域系数,由图8-16取ZH=
2.42确定重合度系数Ze由式8-24计算得端面重合度£a=[
1.88-
3.21/zi+1/Z2]COS17°=
1.698纵向重合度eB=巾dzitan3/ji=
2.05重合度系数,因£B1由式8-23得Ze=V1/ea=
0.69确定螺旋角系数,Zp=Vcos15°=
0.98求所需小齿轮直径d1由式8-21得d1M
43.
43.与处估大小毕本相符确定模数mn中心距a等主要儿何参数模数mn=d1cos8/z1=
1.99取标准模数mn=2中心距aa=mnz1+z2/2cosB=
108.7取圆整中心距a=110mm螺旋角P=arcosz1+z2/2a=
17.3414°分度圆直径d1d2d1=mnz1/cosB=
43.99mmd2=mnz2/cosB=
175.99mm确定齿宽bb=Wd•d
143.99取圆整b=44mm大齿轮齿宽b2=b=44mm小齿轮齿宽b1=b2+6=50mm
3.按齿根弯曲疲劳强度校核计算许用弯曲应力1)寿命系数Yn由图8-29取Yn1=Yn2=1极限应力oHim由图8-25a取Him=3100MpaHim=270Mpa尺寸系数Yx由图8-30取Yxi=Yx2=1安全系数Sf由表8-11取Sf=
1.6许用弯曲应力[oF]由式8-16得[oF1]=ZoFiimiYnlYx1/SF=
387.5Mpa[F2]=ZFiim2Yn2Yx2/SF=
337.5Mpa
(2)计算齿根弯曲应力1)齿形系数YFa
1、YFa2当量齿数Zv1=Z1/COSPA3=
24.
16.Zv2=Z2/cosf3A3=
96.58由图8・18取YFai=
2.64YFa2=
2.172)应力修正系数Ysal=
1.57Ysa2=
1.773)重合度系数Ye端面压力角at=arctantanan/cosB=
20.87°基圆螺旋角Pb=arctantan8•cosat=
16.27°当量齿轮端面重合度£an=£a/COSPbA2=
1.86,Ye=
0.25+
0.75/£an=
0.6414)螺旋角系数YB=
0.875)齿根弯曲应力,由式8・25得oF1=2k•T2•YFa1-Ysai・Y£•Yb/b•d1•mn=
133.997Mpa
387.5MpaOF2=OF1-YFa2-Ysa2/YFa1-YSa1=
124.17Mpa
337.5Mpa齿根弯曲疲劳强度满足
(二)低速级齿轮传动的设计计算.选择齿轮材料并确定初步参数
(1)选择齿轮材料与热处理由表8・1选取小齿轮材料为45号钢,调质处理,齿面硬度280HBW;大齿轮材料为45号钢,正火处理,齿面硬度为240HBW;
(2)初选齿数取小齿轮齿数z1=32大齿轮齿数z2=i1Xz1=31取z2=95
(3)选择齿宽系数Wd和传动精度等级初估小齿轮直径d1=60初选螺旋角8=15照表8・8取齿宽系数Wd=1则b估=Wd•d估=60mm齿轮圆周速度v估=Jid1n1/(60X1000)=
0.42m/s参照表8-8齿轮精度选为8级
(5)计算需用接触应力1)计算齿轮盈利循环齿数N
1、N2小齿轮N1=60r・n1•th=60X
134.34X10X300X8=
1.93X108(次)大齿轮:N2=60rN1/i1=
6.04X107(次)6)寿命系数Zn由表8-24得Zm=1Zn2=17)接触疲劳极限oh由表8-20a查MQ线得Hiimi=730MpaoHmin2=680Mpa8)安全系数Sh由表8-11取Sh=19)许用接触应力,由表8-12得[oHi]=OHiimi•Zhi/Sh=730[Ohi]=700Mpa[oH2】=oHiim2•Zhi/Sh=680[hi]=700Mpa.按齿面接触疲劳强度设计齿轮的主要参数小齿轮转矩T1=
2.46X105N•mm确定载荷系数k查表8・4取ka=
1.0动载荷系数kv查表8-11取kv=
1..O齿间载荷分布系数kaKaFt/b=2KaT1/bd1=
150.33N-mm^WON-mm由表8-5取Ka=
1.2齿间载荷分布系数KB=
1.09则载荷系数K=KaKvKaK8=
1.44确定弹性系数ZE由表8-6得ZE=190VMpa确定节点区域系数,由图8・16取ZH=
2.42确定重合度系数Ze由式8・24计算得端面重合度ea=[1-88-
3.21/zi+1/Z2]cos17°=
1.75纵向重合度£B=WdzitanB/n=
2.92重合度系数,因e31由式8・23得Ze=V1/ea=
0.76确定螺旋角系数,Zi3=Vcos15°=
0.98求所需小齿轮直径d1由式8・21得d1M
60.81与处估大小毕本相符确定模数mn中心距a等主要几何参数模数mn=d1cosP/z1=
1.86取标准模数mn=2中心距aa=mnz1+z2/2cosB=
134.20取圆整中心距a=135mm螺旋角8=arcosz1+z2/2a=
17.1462°分度圆直径d1d2d1=mnz1/cosB=
64.995mmd2=mnz2/cosP=
205.116mm确定齿宽bb=Wd•d1=
61.995取圆整b=65mm大齿轮齿宽b2=b=65mm小齿轮齿宽b1=b2+6=71mm
3.按齿根弯曲疲劳强度校核计算许用弯曲应力寿命系数Yn由图8-29取Yn1=Yn2=1极限应力Him由图8-25a取oHim=310MpaHim=270Mpa尺寸系数Yx由图8-30取Yxi=Yx2=1安全系数Sf由表8-11取Sf=
1.6许用弯曲应力[oF]由式8・16得[F1]=ZFiimiYnlYx1/SF=
387.5Mpa[F2]=ZFiim2Yn2Yx2/SF=
337.5Mpa计算齿根弯曲应力1齿形系数YFa
1、YFa2当量齿数Zv1=Z1/cosBA3=
35.
53.Zv2=Z2/cosPA3=
112.4由图8・18取YFal=
2.48YFa2=
2.79应力修正系数YSa1=
1.64YSa2=
1.77重合度系数Ye端面压力角at=arctantanan/cosB=
20.85°基圆螺旋角Bb=arctantanB•cosat=
16.10°当量齿轮端面重合度£an=£a/COSBbA2=
1.86Ye=
0.25+
0.75/ean=
0.658螺旋角系数YB=
0.84齿根弯曲应力,由式8-25得F1=2k•T2•YFa1-Ysa1・Y£•YB/b.d1•mn=
165.48Mpa
387.5MpaoF2=OF1-YFa2-Y8a2/YFa1-YSa1=
1114.23Mpa
337.5Mpa齿根弯曲疲劳强度满足
七、轴径初估与联轴器的选择
1、轴径初算轴径可按扭转强度计算dMSJP/nc取为c=110轴的材料为45钢高速轴dI淫VPi/m=
20.85mm因此处轴有一个键连接,直径增大3%diM
20.85X1+3%mm=
21.45取dl=21mm又根据联轴器选择中间轴diiM
32.56取dll=35低速轴dillM
46.6因此处轴有一个键连接,直径增大3%dillM
46.6X1+3%mm=
448.55mm取dni=48计算转矩,工作情况系数Ka=
1.5Tciii=Ka•Tni=
1.5X
722.10=
1083.15N・m联轴器的选择查表17-2选取HL型弹性柱销联轴器GB/T5014-1995选取HL4弹性柱销联轴器主动端Z型轴孔,A型键槽,d2=48mmL1=84mmL=112mm从动端:J型轴孔,A型键槽d3=45mmL1=84mm.L=112mm
八、箱体的主要尺寸设计箱座壁厚,=8mm箱盖壁厚o1=8mm箱座凸缘壁厚b=
1.5=12mm箱盖凸缘壁厚b1=
1.51=12mm箱座底凸缘厚度b2=
2.5o=20mm地脚螺栓直径df=16mmM16地脚螺栓数目n=4轴承旁联接螺栓直径d1=12mm箱盖与箱座联接螺栓直径d2=10mm轴承端盖螺钉直径d3=8mm视孔盖螺钉直径d4=6mm定位销直径d=8mm大齿轮顶圆与内机壁距离△1M8mm齿轮端面与内机壁距离△2=8mmC1C2请看课程设计,查表4・2得C1=18C2=16
九、轴的设计与轴承选取
(一),高速轴的结构设计
(1)、各轴段直径确定:d1=22d2=30d3=34d4=40d5=34d6=30各轴段长度确定L1=65L2=28L3=83L4=50L5=8L6=26
(二)中间轴的结构设计(该轴所用轴承为7207ACd=35D=72B=17)
(1)各段轴直径设计d1=35d2=38d3=65d4=40d5=38d6=35
(2)各段轴长度设计L1=30L2=8L3=71L4=8L5=42L6=27
(三)低速轴的结构设计(滚动轴承选取7212ACd=55mm.D=100mmB=21mm)
(1)各轴段的直径设计d1=55d2=62d3=76d4=66d5=58d6=55
(2)各轴段长度设计L1=50L2=64L3=10L4=60L5=35L6=4217=112
十、轴的校核(低速轴)画轴的空间受力图画垂直面受力图,求出轴上垂直的载荷,求得垂直支反力齿轮切向力Ft=2T/d=
7010.68N轴向力FX=Ft•tanB=
2162.96N由SMA=O得FBVX177-FtX64=0Fbv=
3793.61N由£Fy=O得Fav—Ft+FBV=OFav=
3217.07N
3、画水平面受力图,求出轴上水平面的载荷,求得水平面支反力齿轮的径向力Fr=Ft•tanan/cos3=
2670.62N由EMA=0得FrX64-FbhX177=0Fbh=
965.65N由SFy=0得,FAH=Fr-FBH=
1704.97N
4、制垂直面弯矩图MIv=FavX64=
205892.48N•mm
5、绘制水平面弯矩Mh图MIh=—FahX57=—
109118.08N•mm
6、绘制合成弯矩M图1\/11左=丁M2ih+M2iv=
233020.32N•mm1\/11右=M2iv+M2ix+M2ih=
468684.64N-mm
7、绘制弯矩T图T=T3=
722.10X103N-mm
8、绘制当量弯矩Me图轴的弯矩可按脉动循环考虑,一直轴材料为45钢调质,由表11・1查得[o-iw]=60Mpa[oow]=1OOMpaq=[o-iw]/[ow]=O.6Me^=JVPi+qT2=
468686.64N•mmMeiifi=VVPii+aT2=
638262.89N•mm
9、校核危险截面处轴的直径由轴的当量弯矩图可知,I截面是危险截面由式11-7得dI拳jMeI/
0.1[o-iw]=
47.38mm计入键槽的影响dI=
47.38X1+
0.04mm=
49.28mm55mm
10、结论经过与轴径尺寸比较,个界面的计算直径分别小于其结构设计确定的直径,轴的强度时足够的
十一、轴承的寿命计算
1、总支反力FriFR2Fri=F2av+F2ah=
3640.91NFr2=VF2bv+F2bh=
3914.58N计算轴承内部轴向力Fs
1、Fs2由表12・11知7212AC轴承的内部轴向力Fs=
0.68FRFS1=
0.68XFri=
2475.12N方向向右FS2=
0.68XFr2=
2661.91N方向向左
3、计算轴承所受轴向载荷FA
1、FA2Fsi+Fx=
4638.78NF=
2661.91NFa2=Fsi+Fx=
4638.78NFai=Fsi=
2358.09N
4、计算轴承的当量动载荷Fpi、FP2fp=
1.1Fai/Fri=
0.65e,所以Xi=1Yi=0Fpi=fpXiFri+YiFai=
4005.00NFa2/Fr2=1018e所以Xi=
0.41Y2=
0.87Fp2=fpX2FR2+Y2FA2=
6204.07N
5、轴承的寿命计算两端轴承选择相同型号,由于FpKFP2故应按Fp2进行计算球轴承e=3查表12・7温度系数ft=
1.0C=58200Lno=106/60nsftXC/fpXFp3=
2.35X105h轴承工作时间T=8X300X10=24000hLno=
2.35X1O5hT=24000h轴承满足寿命要求十二键连接设计与校核高速轴,di=22mmLi=65mm高速轴主动轴与V带轮联接的键为键bXhXL6X6X56GB1096-79校核挤压强度,表5-2[op]=100Mpa选取A型键,材料为钢键的工作长度l=L—b=50mm工作高度k=h/2=3由表5・1op=2Ti/k•I•d1=
39.09Mpa[op]=100Mpa键的联接强度满足中速轴,d5=40mml5=44mm中速轴与齿轮连接的键位键112X8X40GB1096-79校核挤压强度,表5・2[op]=100Mpa选取A型键,材料为钢键的工作长度l=L—b=28mm工作高度k=h/2=4mm由表5・1p=2T2/k•I•d5=
99.66Mpa[op]键满足强度要求低速轴低速轴,d2=65mml2=66mm大齿轮与轴连接的键为键18X11X56GB1096-79校核挤压强度,表5・2[op]=100Mpa选取A型键,材料为钢键的工作长度l=L—b=38mm工作高度k=h/2=
5.5由表5・1op=2T3/k•I•d2=
96.30Mpa[p]满足强度要求d7=50mmL7=110mm轴与联轴器的键为键14X9X100GB1096-79校核挤压强度,表5-2[op]=100Mpa选取A型键,材料为钢键的工作长度l=L—b=86mm工作高度k=h/2=
4.5由表5-1p=2T3/k•I•d7=
77.73Mpa[p]键满足强度要求十三.齿轮的结构设计高速轴上齿轮.因齿根圆与轴的直径相差不大,估设计成齿轮圆.中间轴上齿轮对于小齿轮,因齿根圆与轴径相差不大,设计成齿轮轴对于大齿轮,应设计成腹板式齿轮,尺寸如下d=40mmb=46mmdd=
175.475mmda=
180.19mmdf=
170.76mmd1=
1.6d=64mml=b=46mmC=
0.3b=
13.8mm圆整C=14o0=4m=8mmD1=dt-2o0=
152.176mm取圆整D1=153D0=
0.5D1+d1=109mmd0=
0.25D1-d1=
22.5取圆整d0=23mm.低速轴上齿轮应设计成腹板式齿轮,尺寸如下d=58mmb=66mmdd=
204.591mmda=
209.302mmdf=
199.88mmd1=
1.6d=
92.38mm取圆整d1=93mml=b=66mmC=
0.3b=
19.8mm取圆整C=20mmD1=df-20=
181.88mm取圆整D1=182mmD0=
0.5D1+d1=140mmd0=
0.25D1-d1=24十四.轴承端盖的设计
1、高速轴D=62mme=
1.2Xd3=
9.8mm取整=10mmD0=D+2Xd3=78mmD2=D0+
2.5d3=98mmD4=
0.9D=
55.8mm取整=60mmD5=D0—
2.5d3=58mmm=17mm毡圈选取25JB/ZQ4606D=
39、d1=
24、B=7槽D0=38d0=26b=6o=15mm
2、中间轴D=72mme=
1.5Xd3=
7.2mm取e=10mmD0=d+2Xd3=88mmD2=D0+
2.5Xd3=108mmD4=
0.9D=
64.8mm取整=65D5=D0—
2.5Xd3=58mmm=
163、低速轴D=100mme=10D0=116mmD2=136mmD4=90mmD5=96mmm=15mm毡圈选取55JB/ZQ4606D=74mmd1=53mmB=8mm槽D0=72mmd0=56mmb=7mm15mm十五,润滑密封设计
1.齿轮的润滑采用浸油润滑,由于为单级圆柱齿轮减速器,速度vv12m/s当m20时,浸油深度h约为1个齿高,但不小于10mm所以浸油高度约为36mm滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利,考虑到该装置用于小型设备,选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油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GB
894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定轴功率P/kw转矩T/N•m转速n/r•min传动比i电动机轴
426.531440I轴
3.
4464.
50533.
332.
70.95II轴
3.
30245.
65134.
343.
970.96m轴
3.
17722.
1043.
903.
060.96工作机轴
3.
12710.
7043.
9010.98。