机械课程设计说明书.docx
- 文档编号:11806967
- 上传时间:2023-04-02
- 格式:DOCX
- 页数:23
- 大小:167.95KB
机械课程设计说明书.docx
《机械课程设计说明书.docx》由会员分享,可在线阅读,更多相关《机械课程设计说明书.docx(23页珍藏版)》请在冰豆网上搜索。
机械课程设计说明书
设计说明书
一、前言
(—)课程设计的目的(参照第1页)
机械零件课程设计是学生学习《机械技术》(上、下)课程后进行的一项综合训练,其主要目的是通过课程设计使学生巩固、加深在机械技术课程中所学到的知识,提高学生综合运用这些知识去分析和解决问题的能力。
同时学习机械设计的一般方法,了解和掌握常用机械零部件、机械传动装置或简单机械的设计方法与步骤,为今后学习专业技术知识打下必要的基础。
(二)传动方案的分析(参照第10页)
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。
传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。
合理的传动方案除满足工作装置的功能外,还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。
本设计中原动机为电动机,工作机为皮带输送机。
传动方案采用了两级传动,第一级传动为带传动,第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。
带传动承载能力较低.在传递相同转矩时,结构尺寸较其他形式大,但有过载保护的优点,还可缓和冲击和振动,故布置在传动的高速级,以降低传递的转矩,减小带传动的结构尺寸。
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—。
本设计采用的是单级直齿轮传动(说明直齿轮传动的优缺点)。
说明减速器的结构特点、材料选择和应用场合(如本设计中减速器的箱体采用水平剖分式结构,用HT200灰铸铁铸造而成)。
设计说明书
二、传动系统的参数设计
已知输送带的有效拉力Fw=2350,输送带的速度Vw=1.5,滚筒直径D=300。
连续工作,载荷平稳、单向运转。
1)选择合适的电动机;2)计算传动装置的总传动比,分配各级传动比;3)计算传动装置的运动参数和动力参数。
解:
1、选择电动机
(1)选择电动机类型:
按工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。
(2)选择电动机容量
工作机所需功率:
其中带式输送机效率ηw=0.94。
电动机输出功率:
其中η为电动机至滚筒、主动轴传动装置的总效率,包括V带传动效率ηb、一对齿轮传动效率ηg、两对滚动轴承效率ηr2、及联轴器效率ηc,值
计算如下:
η=ηb·ηg·ηr2·ηc=0.90
由表10—1(134页)查得各效率值,代入公式计算出效率及电机输出功率。
使电动机的额定功率Pm=(1~1.3)Po,由表10—110(223页)查得电动机的额定功率Pm=5.5。
(3)选择电动机的转速
计算滚筒的转速:
95.49
根据表3—1确定传动比的范围:
取V带传动比ib=2~4,单级齿轮传动比ig=3~5,则总传动比的范围:
i=(2X3)~(4X5)=6~20。
电动机的转速范围为n´=i·nw(6~20)·nw=592.94~1909.8
在这个范围内电动机的同步转速有1000r/min和1500r/min,综合考虑电动机和传动装置的情况,同时也要降低电动机的重量和成本,最终可确定同步转速为1000,根据同步转速确定电动机的型号为Y132M2-6,满载转速960。
(223页)
型号
额定功率
满载转速
同步转速
Y132M2-6
5.5
960
1000
2、计算总传动比并分配各级传动比
(1)计算总传动比:
i=nm/nW=8~14
(2)分配各级传动比:
为使带传动尺寸不至过大,满足ib 3、计算传动装置的运动和动力参数 (1)各轴的转速: n1=nm/ibn11=n1/ignw=n11 (2)各轴的功率: P1=Pm·ηbP11=P1·ηr·ηgPw=P11·ηr·ηc (3)各轴的转矩: T0=9550Pm/nmT1=9550P1/n1T11=9550P11/n11Tw=9550Pw/nw 最后将计算结果填入下表: 参数 轴名 电机轴 I轴 II轴 滚筒轴 转速n(r/min) nm=960 n1=384 n11=96 nw=96 功率P(kW) Pm=5.5 P1=5.28 P11=5.08 Pw=4.99 转矩T(N·m) T0=54.71 T1=131.31 T11=505.67 Tw=496.5 传动比i ib=2.5 ig=4.02 1 效率η ηb=0.96 nb·ηr=0.96 ηr·ηc=0.98 三、带传动的设计计算 已知带传动选用Y系列异步电动机,其额定功率Pm=5.5,主动轮转速nw=960,从动轮的转速n1=384,ib=2.5。 单班制工作。 有轻度冲击。 计算项目 计算内容 计算结果 1确定设计功率 2选V带型号 3确定带轮直径 4验算带速 5确定带的基准长度和 6验算小带轮包角 7计算带的根数 8计算初拉力 9计算对轴的压力 ⑩带轮结构设计绘工作图 查表34—3,取KA: 1.2,故 Pd=KAP=1.2×11=6.05kW 根据Pd和nl查图34—9,选B型普通V带 由表34—4,取小带轮基准直径ddl=125mm 传动比 2.5 大带轮基准直径dd2=idd12.94×125=312.5mm 圆整da2=315mm 验算 = 由0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)初定中心距a0=700mm带的基准长度为 传动中心距 Ld0 2×700+ (125+375)+(375-125)2=2208mm查表34—2,取Ld=2800mm 由式(34—9),实际中心距 a=a0+ =647mm a1 180°-57.3°× 155 由式(34—11),z= 由ddl=125mm,n1=960r/min,查表34—5, P1=0.8kW 查表34—6,B型带,Kb=2.67×10-3,查表34—7,由I=2.5,得 Ki=1.14 P1=2.67×10-3×960 =0.32kW Ka=1.25(1-5-a1/180°)=1.25(1-5-160°/180°)=0.937 查表34—2,由Ld=2800mm,得KL=1.03 则Z= 6.7 取c=7根 查表34—1,B型带,q=0.17kg/m;由式(34—13)得 F0=500× +0.17×6.352=249.1N 由式(34-14)得 Q=2zFosin 2×5×1×sin =3434。 4N Pd=6.05kw B型 dd1=125mm dd2=375mm V=6.28m/s 合适 2800mm a=700mm a1=155 合适 Z=3 四、齿轮的设计计算 已知传递的名义功率P1=5.28,小齿轮转速n436.36,传动比ig=4.05连续单 向运转,传动尺寸无严格限制;电动机驱动。 计算项目 计算内容 计算结果 1.选精度等级、材料及齿数 2.按齿面接触强度设计 3传动尺寸计算 1)精度等级选用8级精度; 2)试选小齿轮齿数z1=24,大齿轮齿数z2=96的; 因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算 按式(10—21)试算,即 dt≥ 按式 查表35-12得Ka=1 初估速度=4 由图35-30b查得Kv=1.1 取 =0 由式 =[1.88-3.2( + )]cos =1.713 取 =1 由图35-31得,K =1.46 由图35-32得,K =1.05 所以K`=1.364 d` 61.4 v= =3.08 因与初估圆周速度相差较大,故应修正载荷系数及小齿轮直径 由图35-30b得Kv=1.03, K=1.276, d1=59.5, =147.6,取150mm =2.48, 取m=2.5 d1= =60 d2=ud1=240 b= = 取b1=70,b2=60 3)结构设计 以大齿轮为例。 因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式为宜。 其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 Z1=24 Z2=96 五、轴的设计计算 (一)主动轴的设计计算 已知传递的功率为P1=5.28,主动轴的转速为n1=384,小齿轮分度圆直径d1=60, 啮合角d=20,轮毂宽度B小齿轮=700mm,工作时为单向转动。 解: 1、选择轴的材料、热处理方式,确定许用应力(按教材表39—1、39—8) 轴名 材料 热处理 硬度 抗拉强度 许用弯曲应力 主动轴 45号钢 调制 217~255 650MPa 60MPa 2、画出轴的结构示意图: 3、计箅轴各段直径 计算项目 计算内容 计算结果 1、计算d1 2、计算d2 3、计算d: 4、计算山 5、计算d5 由教材表39-7得: A=118~106,取A=118(取较大值) d1" 27.14, 轴上有一个键槽,故轴径增大5% d1’=d1”×(1+5%)=28.50按138页圆整dl=30 d2’=d1+2a=d1+2×(0.07-0.1)×d1=34.2-36,因d2必须符合轴承密封元件的要求,取d2=35。 (191页) d3’=d2+(1~5)mm=36-40,d3必须与轴承的内径一致,圆整d3=40。 所选轴承型号为6208,B=18,D=80,G=22.8,C0r=15.8 d4’=d3+(1-5)mm=41-45,为装配方便而加大直径,应 圆整为标准直径;一般取0,2,5,8为尾数。 取d4=45 d5=d3=40,同一轴上的轴承选用同一型号,以便于 轴承座孔镗制和减少轴承类型。 d1=30 d2=35 d3=40 d4=45 d5=40 4、计笪轴各段长度 计算项目 计算内容 计算结果 1、计算Ll 2、计算L2 3、计算L3 4、计算L4 5、计算L5 B带轮=(Z一1)e+2f=,e、f值查教材表34-8 L1’=(1.5~2)d1,按138页取Ll=58 L2=l1+e+m=50 e=1.2d3,其中d3为螺钉直径,查表5—1(23页) m=L-Δ3-B轴承小 =6+C1+C2+(3~8)-Δ3小一B轴承小=20 式中6、Cl、C2查表5—1。 l1、Δ3小查表6—8(75页, 按凸缘式端盖查l1),若m L3=B轴承小+Δ2小+Δ3小,Δ2小查表6—8(75页) <10—15,故小齿轮做成齿轮轴,L4=B小齿轮 L5=L3 L1=58 L2=50 L3=40 L4=70 L5=40 5、校核轴的强度 计算项目 计算内容 计算结果 1.求轴上的载荷 Mm=316767N.mm T=925200N.mm 6.弯扭校合 6、画出轴的工作图,标出具体尺寸和公差 (二)从动轴的设计计算 已知传递的功率为P11=5.08,从动轴的转速为n11=96,大齿轮分度圆直径d2=240 啮合角α=20°轮毂宽度B大齿轮=600mm,工作时为单向转动。 解: 1、选择轴的材料、热处理方式,确定许用应力(按教材表39—1、39—8) 轴名 材料 热处理 硬度 抗拉强度ob 许用弯曲应力[o川b 从动轴 45号钢 正火 170-217 600MPa 55MPa 画出轴的结构示意图 计算轴各段直径 计算项目 计算内容 计算结果 1、计算d, 2、计算d2 3、计算d3 4、计算d4 5、计算d5 6、计‘算d6 由教材表39-7得: A=118~106,取A=115(取较大值) d1" 轴上有一个键槽,故轴径增大5% d1’=d1”×(1+5%)=45,为使所选轴径与联轴器的孔径 相适应,故需同时选取联轴器。 查184页,相配合的联 轴器选HL4型弹性柱销联轴器,轴径相应圆整为dl’, 半联轴器长l=112。 d2’=d1+2a1=d1十2×(0.07-0.1)×dl=36.48-38.4,因d2必须符 合轴承密封元件的要求,取d2=55。 (191页) d3’=d2+(1~5)mm=41-45,d3必须与轴承的内径一致,圆 整d3=。 所选轴承型号为6212,B=22,D=110,Cr=36.8,Cor=27.8 d4’=d3+(1~5)mm=,为装配方便而加大直径,应圆 整为标准直径: 一般取0,2,5,8为尾数。 取d4=62 d5’=d4+2a4=d4+2×(0.07-0.1)×d4,d5=75(取整) d6=d3=60,同一轴上的轴承选用同一型号,以便于轴 承座孔镗制和减少轴承类犁。 d1=45 d2=55 d3=60 d4=62 d5=75 d6=60 计算项目 计算内容 计算结果 1、计算Ll 2、计算L2 3、计算13 4、计算L4 5、计算L5 6,计算L6 半联轴器的长度l=112,为保证轴端挡圈只压在半 联轴器上,而不压在轴的端面上,故第1段的长度应 比l略短一些,按138页取L1=82 l2=l1+e+m‘=50 e=1.2d3,其中d3为螺钉直径,查表5—1(23页) m=L-Δ3-B轴承小 =6+C1+C2+(3~8)-Δ3小一B轴承小=20 式中6、Cl、C2查表5—1。 l1、Δ3小查表6—8(75页, 按凸缘式端盖查l1),若m L3=B轴承大+Δ2大+Δ3大,Δ2大=Δ2小+ =54(公式中B为齿轮宽度) L4=B大齿轮一2=60 L5=b=1.4a4=12取整) L6=Bz轴承大+Δ2大+Δ3大-L5=31 L1=82 L2=50 L3=54 L4=58 L5=22 L6=45 5、校核轴的强度 计算项目 计算内容 计算结果 2.求轴上的载荷 Mm=316767N.mm T=925200N.mm 6.弯扭校合 6、画出轴的工作图,标出具体尺寸和公差(例图)略 计算注意事项: 1、主动轴与从动轴的e应相等,2、主、从动轴m+Δ3+B螈应相等 (一)主动轴外伸端处键的校核 已知轴与带轮采用键联接,传递的转矩为T1=131,轴径为d1=30,轴长L1=58 带轮材料为铸铁,轴和键的材料为45号钢,有轻微冲击 六、键的选择与验算 计算项目 计算内容 计算结果 1)键的类型 及其尺寸 选择 2)验算挤压 强度 3)确定键槽尺 寸及相应的公 差 带轮传动要求带轮与轴的对中性好,故选择A型 平键联接。 根据轴径d=30,由表10-33(165页),查得: 键宽 b=8,键高h=7,因轴长L1=58,故取键长L=50 将I=L—b,k=0.4h代入公式得挤压应力为 53.82Mpa 由教材表33—3查得,轻微冲击时的许用挤压应 力[ ]50—60MPa,ap<[ ],故挤压强度足够。 (以 为例)由附表10-33(165页)得, 轴槽宽为20N9-0520,轴槽深t=7.5mm,r6对应的 极限偏差为: 。 毂槽宽为20Js9±0.026,毂槽深 h=4.9mm。 H7对应的极限偏差为0.030 键b×h 键长L=50 53.58 ap<[Op] 强度足够 4)绘制键槽工作图 (二)从动轴外伸端处键的校核 已知轴与联轴器采用键联接,传递的转矩为T11=505轴径为d1=45,宽度L1=82。 联轴器、轴和键的材料皆为钢,有轻微冲击 计算项目 计算内容 计算结果 1)键的类型 及其尺寸 选择 2)验算挤压 强度 3)确定键槽尺 寸及相应的公 差 带轮传动要求带轮与轴的对中性好,故选择A型 平键联接。 根据轴径d=45,由表10-33(165页),查得: 键宽 b=12,键高h=8,因轴长L1=82,故取键长L=70 将I=L—b,k=0.4h代入公式得挤压应力为 52.41Mpa 由教材表33—3查得,轻微冲击时的许用挤压应 力[ ]50—60MPa,ap<[ ],故挤压强度足够。 (以 为例)由附表10-33(165页)得, 轴槽宽为20N9-0520,轴槽深t=7.5mm,r6对应的 极限偏差为: 。 毂槽宽为20Js9±0.026,毂槽深 h=4.9mm。 H7对应的极限偏差为0.030 键b×h 键长L=70 52.41 ap<[Op] 强度足够 (三)从动轴齿轮处键的校核 已知轴与齿轮采用键联接,传递的转矩为T11=505,轴径为d1=52,宽度L4=58。 齿轮、轴和键的材料皆为钢,有轻微冲击 计算项目 计算内容 计算结果 1)键的类型 及其尺寸 选择 2)验算挤压 强度 3)确定键槽尺 寸及相应的公 差 带轮传动要求带轮与轴的对中性好,故选择A型 平键联接。 根据轴径d=30,由表10-33(165页),查得: 键宽 b=14,键高h=9,因轴长L1=60,故取键长L=45 将I=L—b,k=0.4h代入公式得挤压应力为 59.17Mpa 由教材表33—3查得,轻微冲击时的许用挤压应 力[ ]50—60MPa,ap<[ ],故挤压强度足够。 (以 为例)由附表10-33(165页)得, 轴槽宽为20N9-0520,轴槽深t=7.5mm,r6对应的 极限偏差为: 。 毂槽宽为20Js9±0.026,毂槽深 h=4.9mm。 H7对应的极限偏差为0.030 键b×h 键长L=45 59.17 ap<[Op] 强度足够 注意: 从动轴的许用挤压应力[op]: 100—120Mpa。 键的工作图都需要画出。 七、轴承的选择与验算 (一)主动轴承的选择与验算 已知轴颈直径d3=40,n1=384Rva=1192Rvb=1192 ,运转过程中有轻微冲击 计算项目 计算内容 计算结果 1、确定轴承的基本参数 2、计算当量动负荷P 3、计算基本额定寿命 由轴承型号查课程设计附表得轴承的基本参数 P=RvA、RⅧ中较大者 因球轴承,故c=3,查教材表38-10,取fd=1, 查教材表38-11,取gT=1 代入计算得: Lh= 故所选轴承合适。 (1h’可查表或按大修期确定) P=1.2 Lh>Lh, 合适 (二)从动轴承的选择与验算 已知轴颈直径d3=60,n11=96,RvA=3063,Rw=3063,运转过程中有轻微冲击 计算项目 计算内容 计算结果 1、确定轴承的基本参数 2、计算当量动负荷P 3、计算基本额定寿命 由轴承型号查课程设计附表得轴承的基本参数 P二RvA、RⅧ中较大者 因球轴承,故c二3,查教材表38-10,取fd=1, 查教材表38-11,取gT=1 代入计算得: Lh= 故所选轴承合适。 (1h’可查表或按大修期确定) P=1.2 Lh>Lh, 合适 注意: 如寿命过大,则重选轴承型号,取轻或特轻系列 八、联轴器的选择与验算 已知联轴器用在减速器的输出端,从动轴转速nh=96,传递的功率为P11=5.08 传递的转矩为T"=505,轴径为d1=45 计算项目 计算内容 计算结果 1、类犁选择 2、计算转矩 3、型号选择 为减轻减速器输出端的冲击和振动,选择弹性柱 销联轴器,代号为HL。 由教材表43-l,选择工作情况系数K=1.25 Tc=K·TⅡ=631.96 按计算转矩、轴径、转速,从标准中选取HL3型 弹性柱销联轴器,采用短圆柱形轴孔。 公称转矩: Tn=630>Tc 许用转速: n1=1000>n11 主动端: 了型轴孔、A型键槽、轴径d1=,半联轴 器长度L: HL弹性柱销联轴 器 Tc=631.96 联轴器的选择结果 型号 轴孔直径 轴孔长度 公称转矩 许用转速 HL4 45 112 1250 4000 九、箱体、箱盖主要尺寸计算 箱体采用水平剖分式结构,采用HT200灰铸铁铸造而成。 箱体主要尺寸计算如下: 名称 符号 尺寸 箱体厚度 具体内容参照23页表5-1 8mm 十、齿轮和滚动轴承润滑与密封方式的选择 (一)减速器的润滑 1、齿轮的润滑: 根据齿轮的圆周速度6.28 选择10mm润滑,浸油深度 ,(36页)润滑油粘度为59。 (41页) 2、轴承的润滑: 滚动轴承根据轴径选择脂润滑,润滑脂的装填量 ,润滑脂的类型为钙基2号钠基2号。 (39-40页.) (.-2: )减速器的密封(42—46页) 1、轴伸出处密封: 轴伸出处密封的作用是使滚动轴承与箱外隔绝防止润滑油(脂)漏出和箱外杂质,水基灰尘等侵入轴承室避免轴承急剧磨损和腐蚀,采用垫圈密封方式 2、轴承室内侧密封: 采用挡油环密封方式,其作用是防止过多的油,杂质以及啮合处的热油冲入轴承室 3、箱盖与箱座接合面的密封: 采用密封条密封方法 画出封油环与毡圈示意图(46页与191页) 十一、减速器附件的设计 说明: 按课程设计47—53页进行设计,对每一种附件,说明其作用,并画出结构示意图。 (一)窥视孔盖和窥视孔的设计 作用: 检查传动件的啮合、润滑、接触斑点、齿侧间隙及向箱内注入润滑油 结构示意图 窥视孔开在机盖的顶部,应能看到传动零件啮合,并有足够的大小,以便于检修。 (二)排油孔与油塞 作用: 排放污油,设在箱座底部 结构示意图 放油孔的位置应在油池最低处,并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧,以便于放油,放油孔用螺塞堵住,其结构如图 十二、设计参考资料目录 所用到的参考资料都可以列出,如: 1、机械设计基础课程设计: 张建中主编,徐州: 中国矿业大学出版社, 2、一一一”. 十三、结束语 由于时间紧迫,所以这次的设计存在许多缺点,比如说箱体结构庞大,重量也很大。 齿轮的计算不够精确等等缺陷,我相信,通过这次的实践,能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作,有能力设计出结构更紧凑,传动更稳定精确的设备。
- 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:
- 机械 课程设计 说明书