油箱课程设计.docx
- 文档编号:11170048
- 上传时间:2023-02-25
- 格式:DOCX
- 页数:21
- 大小:49.41KB
油箱课程设计.docx
《油箱课程设计.docx》由会员分享,可在线阅读,更多相关《油箱课程设计.docx(21页珍藏版)》请在冰豆网上搜索。
油箱课程设计
课程设计
课程名称
题目名称
学生学院
专业班级_
学号
学生姓名__
指导教师
2014年7月11日
1、传动方案拟定和说明……………………………………5
2、电动机的选择……………………………………………5
3、传动零件的设计计算……………………………………7
4、齿轮传动的设计计算……………………………………9
5、箱体尺寸的选择…………………………………………11
6、轴的设计计算……………………………………………12
7、滚动轴承的选择及校核计算……………………………16
8、键连接的选择及计算……………………………………18
9、联轴器的选择……………………………………………18
10、润滑与密封方式选择、润滑剂选择…………………18
11、其他技术说明…………………………………………19
12、设计总结………………………………………………19
13、心得体会………………………………………………19
14、参考资料目录…………………………………………19
一、课程设计的内容
设计一带式运输机传动装置(见图1)。
设计内容应包括:
传动装置的总体设计;传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择;减速器装配图和零件工作图设计;设计计算说明书的编写。
图2为参考传动方案。
二、课程设计的要求与数据
已知条件:
1.运输带工作拉力:
F=2.4kN;
2.运输带工作速度:
v=2.1m/s;
3.卷筒直径:
D=350mm;
4.使用寿命:
10年;
5.工作情况:
8小时/天,一年300天,连续单向运转,载荷较平稳;
6.制造条件及生产批量:
一般机械厂制造,小批量。
7.工作环境:
室内,轻度污染环境
8.边界连接条件:
原动机采用一般工业用电动机,传动装置和工作机分别在不同底座上,用弹性联轴器连接
三、课程设计应完成的工作
1.减速器装配图1张;
2.零件工作图1张;
3.设计说明书1份。
4.草图1份
四、应收集的资料及主要参考文献
1.机械制图、机械设计手册等。
2.机械设计基础。
发出任务书日期:
2014年7月8日指导教师签名:
计划完成日期:
2014年7月11日基层教学单位责任人签章:
:
一、传动方案拟定和说明
设计方案:
单级斜齿圆柱齿轮减速器和一级带传动
工作条件:
使用年限10年,工作为8小时/天,一个月30天,载荷平稳,环境清洁。
原始数据:
运输带工作拉力F=2.4kN;
运输带工作速度v=2.1m/s;
卷筒直径D=350mm。
二、电动机选择
1、电动机类型的选择:
Y系列三相异步电动机
2、电动机功率选择:
(1)传动装置的总功率:
η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒×η滑动
=0.94×0.982×0.97×0.99×0.96×0.95
=0.7906
(2)电机所需的工作功率:
Pd=FV/1000η总
=2400X2.1/(1000×0.7906)
=6.37KW
3、确定电动机转速:
计算滚筒工作转速:
n筒=60×1000V/πD
=60×1000×2.1/(π×350)
=114.59r/min
取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i齿=2—5;取V带传动比i带=2—4;故总传动比范围为i总=i齿i带=4--20。
故电动机转速的可选范围为n电=i总×n筒=(4--20)×114.59=458.36—2291.8r/min
符合这一范围的同步转速有1000r/min、和1500r/min。
取n=1500r/min 。
4、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Y132M-4。
其主要性能:
额定功率:
7.5KW,满载转速1440r/min,额定转矩2.3,质量79kg。
3、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=1440/114.59=12.57
2、分配各级传动比
取齿轮i齿轮=3.75(单级减速器i=2--6合理)
∵i总=i齿轮×i带
∴i带=i总/i齿轮=12.57/3.75=3.35
4、运动参数及动力参数计算
(1)计算各轴的转速(r/min)
N1=n电机=1440r/min
N2=n1/i带=1440/3.35=429.85r/min
N3=n2/i齿轮=429.85/3.75=114.63r/min
(2)计算各轴的功率(kW)
P1=Pd=6.37kW
P2=P1×η带=6.37×0.94=5.99kW
P3=P2×η轴承×η齿轮=5.99×0.98×0.97=5.69kW
(3)计算各轴的扭矩(N·m)
T1=9.55×106P1/n1=9.55×106×6.37/1440
=42.245N·m
T2=9.55×106P2/n2
=9.55×106×5.99/429.85
=133.080N·m
T3=9.55×106P3/n3=9.55×106×5.69/114.63
=474.043N·m
三、传动零件的设计计算
1、皮带轮传动的设计计算
(1)选择普通V带截型
kA=1.2,PC=KAP=1.2×6.37=7.644kW
(2)选V带型号
选普通V带
根据PC=7.644Kw,N1=1440r/min,由图13-15查出可得:
选用A型V带
(3)求大、小带轮的基准直径
推荐的小带轮基准直径为112—140mm
dmin应不小于75mm
现取dd1=118mm
由于dd2=(1-e)n1·dd1/n2
=(1-0.02)1440X118/429.85=387.4mm
取dd2=400mm
(4)求实际从动轮转速
n实=n1dd1/dd2=1440×118/400=424.8r/min
转速误差为:
(n2-n实)/n2=(429.85-424.8)/429.85
=0.012<0.05(数据允许范围内)
(5)验算带速V:
V=πdd1n1/(60×1000)
=π×118×1440/(60×1000)
=8.9m/s
在5~25m/s范围内,带速合适。
(6)确定带长和中心矩
初步选取中心距
a0=1.5(dd1+dd2)=1.5X(118+400)=777mm
取a0=780mm,符合0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
由式(13-2)得带长:
L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0
=2×780+1.57(118+400)+(400-118)2/(4×780)
=2399.2mm
取Ld=2500mm
a≈a0+(Ld-L0)/2=780+(2500-2399.2)/2
=830.4mm
(7)验算小带轮包角
α1=1800-(dd2-dd1)×57.30/a
=1800-(400-118)×57.30/830.4
=160.50>1200(适用)
(8)确定带的根数
P0=1.77KW△P0=0.17KW
Ka=0.95KL=1.09
Z=PC/(P0+△P0)KaKL
=7.644/(1.77+0.17)×0.95×1.09
=3.8
取4根
(9)计算轴上压力
q=0.1kg/m,单根V带的初拉力:
F0=500PC/ZV(2.5/Ka-1)+qV2
=[500×7.644/4×8.9×(2.5/0.95-1)+0.1×8.92]N
=183.09N
则作用在轴承的压力FQ,由课本公式得
FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×183.09sin160.5/2
=1442.47N
四、齿轮传动的设计计算
(1)选择齿轮材料及确定许用应力
齿轮采用软齿面。
小齿轮选用40MnB调质,齿面硬度为240~286HBS,σHlim1=700Mpa,σFE=600Mpa。
大齿轮选用45钢,调质,齿面硬度220HBS,σHlim2=600Mpa,σFE=450Mpa,由课本表11-1,SH=1.0,SF=1.25,ZH=2.5,ZE=189.8
[σH1]=σHlim1/SH=700/1.0Mpa=700Mpa
[σH2]=σHlim2/SH=600/1.0Mpa=600Mpa
[σFE1]=σFE1/SF=600/1.25Mpa=480Mpa
[σFE2]=σFE2/SF=450/1.25Mpa=360Mpa
(2)按轮齿弯曲强度设计计算
齿轮按8级精度制造,取载荷系数K=1.2,齿宽系数φd=0.8。
小齿轮上的转矩
T2=9.55x106×P/n2=9.55x106×5.99/424.8=1.35x105
初选螺旋角β=10°,
取齿数Z1=20,则Z2=3.75x20≈75,实际传动比
齿数比:
u=i=3.75
由d1≥(kT1(u+1)/φdu[ZEZHZβ/[σH]]2)1/3
=2x1.2x1.35x(3.65+1)(189.8x2.5x(cos10°)1/2/700)2/0.8x3.65
=61.458mm
模数:
mn=d1cosβ/Z1=61.458xcos10°/20=3.03mm
取第一系列模数:
m=4,
则齿轮传动的中心矩a=4x(20+75)/2=190mm
取a=190mm,
确定螺旋角β=arcosmn(z1+z2)/2a
=arcos4(20+75)/2x190
=11°46′12″
确定齿轮的分度圆直径:
d1=mnZ1/cosβ=4x20/cos11°46′12″=81.724mm
d2=mnZ2/cosβ=4x75/cos11°46′12″=306.443mm
确定齿轮的宽度:
b=φdd1=0.8x81.724=65.379mm
取b2=70mm,b1=75mm
(3)验证轮齿的弯曲强度
齿轮按8级精度制造,取载荷系数K=1.2齿形系数:
Zv1=Z1/cosβ=20/cos11°46′12″=20.43
Zv2=Z2/cosβ=75/cos11°46′12″=76.61
齿形系数YFa和应力修正系数YSa
查图11-8得,YFa1=2.92YSa1=1.56
YFa2=2.21YSa2=1.74
载荷系数取k=1.2
许用弯曲应力[σF],计算两轮的许用弯曲应力
σF1=(2kT1/bd1mn)YFa1YSa1
=(2×1.2×1.35×105/75×81.724×4)×2.92×1.56Mpa
=60Mpa<[σF1]=480Mpa
σF2=σF1YFa2YSa2/YFa1YSa1
=60x2.21x1.74/2.92x1.56Mpa
=50.65Mpa<[σF2]=360Mpa
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(4)计算齿轮的圆周速度V
V=πd1n1/(60×1000)=3.14×81.739×1440/(60×1000)
=6.16m/s
选8级制造精度是合宜的
五、箱体尺寸的选择
箱体为铸铁减速器箱体,结构为部分式。
由课程设计书规定选择。
单位:
mm
箱体壁厚δ=8,箱盖壁厚δ1=8;
箱体凸缘厚度b1=12,b2=12,b3=20;
加强肋厚m=6.8,m1=6.8;
地脚螺钉直径df=20;
地脚螺钉数目n=4;
轴承旁联接螺栓直径d1=16;
箱盖、箱座联接螺栓直径d2=12;
轴承盖螺钉直径和数目d3=8,10,n=20;
轴承盖(轴承座端面)外径D1=125,D2=160;
观察孔盖螺钉直径d4=7;
df至箱外壁距离:
C1=26,C2=24;
d1至箱外壁距离:
C1=22,C2=20;
d2至箱外壁距离:
C1=18,C2=16;
df至凸缘边缘的距离:
36;
d2至凸缘边缘的距离:
14
轴承旁凸台高度和半径:
h=45,R1=20;
箱体外壁至轴承座端面距离:
L1=50;
齿轮顶圆至箱体内壁的距离:
△1=10;
齿轮端面至箱体内壁的距离:
△2=9;
轴承端面至箱体内壁的距离(轴承用油润滑):
△3=5;
大齿轮齿顶圆至箱底内壁的距离:
△6=50;
箱底至箱底内壁的距离:
△7=17.4;
减速器中心高:
H=227;
箱体内壁至轴承座孔端面的距离:
L1=48;
轴承端盖凸缘厚度:
e=9.6;
箱体内壁轴向距离:
L2=88;
箱体轴承座孔端面间的距离:
L3=214
六、轴的设计计算
(1)输入轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质,硬度217~255HBS
取A=110
d≥110(5.99/424.8)1/3mm=26.575mm
考虑有键槽,将直径增大5%,则
d=26.575×(1+5%)mm=27.904mm
最后选d=30mm
2、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,由于计算可得,小齿轮齿根圆到键槽底部的距离e=36-29=7,正好小于2倍模数,所以采用把齿轮和轴做成一体。
(2)确定轴各段直径和长度
第1段:
d1=30mm,查带轮P163,计算轮毂长度
B=(z-1)e+2f=78,
第2段:
定位轴肩取值范围为3—5mm,故取5mm
则d2=d1+2h=30+2×5=40mm,
此轴安装毛毡圈,和轴承盖,所以其长度由壁厚、扳手空间、凸缘5—10mm、轴承盖厚度、和螺钉空间15—20mm,所以此处的周长L2=8+22+20+6+1.2X8+16=82mm查
第3段:
非定位轴肩为2—4mm,但由于此轴要装滚动轴承,而轴承是标准件,查表最终确定d3=45mm,初选用7209C角接触球轴承,内径是45mm,外径85mm,厚度18.2mm,考虑到轴承是用脂润滑的,要用封油盘,所以取L3=40mm
第4段:
按照非定位轴肩的方法确定轴肩,考虑到做齿轮轴,取h=3取其d4=48mm,轴长为齿轮的宽度小2mm,所以L4=73mm
第5段:
由于轴承对称安装,可知直径d5=45mm.长度L5=40mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=311mm
(3)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径:
已知d1=81.724mm
②求转矩:
已知T2=1.35×105N·mm
③求圆周力Ft:
Ft=2T2/d2=2x1.35×105/81.724=3304N
④求径向力Fr:
Fr=Ft·tanα/cosβ=3304×tan20/cos11°46′12″=1234.2N
⑤求径向力Fa:
Fa=Ft·tanβ=3304xtan11°46′12″=650N
(1)求垂直面的支承反力
F1v=(Fr·L/2+Fa·d2/2)/L
=(1234.2x122/2+650x81.724/2)/122=617.13N
F2v=Fr-F1v
=1234.2-617.133=617.07N
(2)求水平面的支承力
F1H=F2H=Ft/2=3304/2=1652N
(3)Fq在支承点产生的反力
F1q=Fq·K/L=286.39x147/122=345.08N
F2q=Fq+F1q=286.39+345.08=631.47N
Mav=F2v·L/2=440.73x0.122/2=26.88Nm
Ma’v=F1v·L/2=987.77x0.122/2=60.25Nm
MaH=F1H·L/2=1921x0.122/2=117.18Nm
MaF=Fq·L/2=286.39x0.122/2=17.47Nm
Ma’=(Ma’v2+MaH2)1/2+MaF
=(60.252+117.182)1/2+17.47
=149.23Nm
Ma=(Mav2+MaH2)1/2+MaF
=(26.882+117.182)1/2+17.47
=137.69Nm
(4)求轴的传递的转矩
T=Ft·d2/2=3842x0.081724/2=156.99Nm
(5)求危险截面的当量弯矩
其当量弯矩为
Me=(149.232+(0.6x156.99)2)1/2=170.59Nm
(6)计算危险截面处轴的直径
轴的材料选用45号钢,调质处理,[σ-1b]=60Mpa,
d≥(Me/0.1[σ-1b])1/3=(170.59/0.1x60)1/3=30.52mm
故装齿轮处直径48mm满足要求,
综上所述,输入轴满足强度要求!
2、输出轴的设计计算
按扭矩初算轴径
d≥C(p/n)1/3
取C=110,n=118.09r/min
d≥110×(6.65/118.09)1/3mm=42.16mm
考虑有键槽,将直径增大5%,则
d=42.16×(1+5%)mm=44.27mm
初选输出轴的最小直径d=48mm
齿轮左面由轴肩定位,右面由封油盘固定,联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别以轴肩和封油盘定位,则采用过渡配合固定
输出轴的直径和长度确定
第1段:
d1=48mm,查联轴器型号,取L1=84mm
第2段:
非定位轴肩取值范围为6—10mm,故取7mm
则d2=d1+2h=48+7=55mm,
此轴安装毛毡圈,和轴承盖,所以其长度由壁厚、扳手空间、凸缘5—10mm、轴承盖厚度、和螺钉空间15—20mm,所以此处的周长L2=8+22+20+6+1.2X8+16=82mm
第3段:
非定位轴肩为2—4mm,但由于此轴要装滚动轴承,而轴承是标准件,查表最终确定d3=60mm,初选用7212C角接触球轴承,内径是60mm,外径110mm,厚度22.4mm,考虑到轴承是用脂润滑的,要用封油盘,所以取L3=43mm
第4段:
按照非定位轴肩的方法确定轴肩,取h=3取其d4=63mm,轴长为齿轮的宽度小2mm,所以L4=68mm
第5段:
轴环,取d5=73mm,L5=9mm
第6段:
由于轴承对称安装,可知直径d6=60mm.长度L5=35mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=321mm
(3)按弯扭复合强度计算
方法和输入轴一样,经校核,此轴强度足够
7、滚动轴承的选择及校核计算
根据条件,轴承预计寿命
8×30×12×10=28800h
1、计算输入轴承
(1)初选轴承类型为角接触球轴承,型号为7209C,e=0.38,Y=1.47,求轴承的径向载荷
Fr1={F1H2+(F1q+F1v)2}1/2={19212+(345.08+987.77)2}1/2
=2338.10N
Fr2={F2H2+(F2q-F2v)2}1/2={19212+(631.47-440.73)2}1/2
=1930.45N
(2)∵FS1=Fr1/2Y=2338.10/2x1.47=795.27N
Fs2=Fr2/2Y=1930.45/2x1.47=656.61N
Fs2+Fa=816.64+656.6=11473.26>Fs1=795.27
则轴承右端为压紧端
Fa1=1473.26NFa2=FS2=656.61N
(3)求系数x、y
Fa1/FR1=1473.26N/2338.10=0.63>e=0.38
Fa2/FR2=656.61N/1930.45N=0.34 Fa1/FR1>ex1=0.44Y1=1.47 Fa2/FR2 (4)计算当量载荷P1、P2 根据课本表格取fP=1.2,ft=1 根据课本公式得 P1=x1FR1+y1FA1=0.44×2338.10+1.47x1473.26)=3194.46N P2=x2FR1+y2FA2=1×1930.45+0=1930.45N (5)轴承寿命计算 ∵P1>P2故取P=3194.46N ∵角接触球轴承ε=3 得7209C型的Cr=38.5KN LH=106/60n(ftCr/p·fP)ε =106/429.85×(1×38500/1.2x3194.46)3 =39280.6h>28800h ∴预期寿命足够 2、计算输出轴承 输出轴选择的是7212C,校核方法和上面一样。 经校核,此轴承合格 八、键联接的选择及校核计算 1、输入轴与带轮联接采用平键联接 轴径d1=30mmL1=78mmT=49.342N·m 选A型平键,L=63mm键长 键10×8GB/T1096 l=L3-b=63-10=53mmh=8mm σp=4T/dhl=4×49342/30×8×53 =15.52Mpa<[σp](110Mpa) 此键合格 2、输出轴与齿轮2、联轴器联接用平键联接 大齿轮处的键用A型平键18×11×50 联轴器处的键用A型平键14×9×70 经校核,此两处键都合格 九、联轴器的选择 选择TL7型弹性套柱销联轴器。 其公称扭矩Tn=500N·m,轴孔直径为48mm. 十、润滑与密封 1.由于齿轮的速度V=6.16m/s<20m/s,故该减速器使用脂润滑,密封方式为使用半粗羊毛毡密封。 上下箱体可以喷水玻璃或涂密封胶,不允许使用任何填料。 2.减速器内装L-AN32号工业齿轮油(GB443-89)油量应该达到规定高度。 十一、其他技术说明 1.装配前,滚动轴承用汽油清洗,其他零件用酒精清洗,箱体内不允许有任何杂物存在,箱体内壁涂耐油油漆。 2.齿轮装配后,用涂色法检验齿面接触斑点,沿齿高不高于40%,沿齿长不小于50%。 十二、设计总结 该传动装置为V带—单级圆柱齿轮减速器装置。 采用为肋式,凸缘端盖结构,轴承用油润滑,箱体结构设计紧凑,过渡面平缓易于加工,装拆。 齿轮传动比为3.35,可有效降低转速,功率在传递的过程中损失较少。 按照相关的公式及查阅相关的资料,箱体各零部件的使用年限,强度均达到要求。 13、心得体会 一周的课程设计结束了,在这次的课程设计中不仅检验了我所学习的知识,也培养了我如何去把握一件事情,如何去做一件事情,又如何完成一件事情。 这次机会也让我了解到自己的学习情况是有多糟糕,几乎是从头开始的。 每天拼了命十几个小时的画,连吃饭都不舍得花时间,真正的体会到了那种废寝忘食的滋味。 大学到现在应该是第一次这么认真过努力过。 虽是短短几天,却让我更深刻意识到做事一定要有耐心恒心细心,一点也粗糙不得。 即便是一个小小的数据,也会让整个计算全部错误。 在这次设计过程中,体现出自己单独设计模具的能力以及综合运用知识的能力,体会了学以致用、突出自己劳动成果的喜悦心情,从中发现自己平时学习的不足和薄弱环节,从而加以弥补。 从自己学到的东西讲,真正的知道了要做一件事,从空白到最后完成是要经过不断探索。 轴的数据的不断校核和计算,很枯燥,很无语,但是最后还是成功了。 从朋友相处方面来讲,我感受到了大家的坚持和大家的热情。 当不懂的时候问到同学,他们会不厌其烦的告诉我们答案,即使他们也不知道,我们也可以一起探讨,到最后问题解决的那一刻,大家的心花怒放啦! 十四、参考资料 《机械设计基础》第二版华中科技大学出版社 《机械设计基础课
- 配套讲稿:
如PPT文件的首页显示word图标,表示该PPT已包含配套word讲稿。双击word图标可打开word文档。
- 特殊限制:
部分文档作品中含有的国旗、国徽等图片,仅作为作品整体效果示例展示,禁止商用。设计者仅对作品中独创性部分享有著作权。
- 关 键 词:
- 油箱 课程设计
![提示](https://static.bdocx.com/images/bang_tan.gif)