机械设计课程设计论文二级减速器设计说明书.docx
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机械设计课程设计论文二级减速器设计说明书
第一章设计任务书
一、设计目的
综合运用机械设计及先修课程(机械制图、材料力学、机械原理、机械制造技术、工程材料等)的理论和实际知识,掌握机械设计的一般规律,树立正确的设计思想,培养分析和解决实际问题的能力。
通过本课程设计,在掌握各种运动形式变换,运动参数确定及力和功率传递过程中,对机械运动学和动力学的分析与设计有一较完整的概念,学会从机器功能要求出发,合理选择机构的选型和组合,制定机械传动系统的方案(功能设计),正确计算零件的工作功能,确定它的尺寸、形状、结构及材料,并考虑制造工艺、使用维修、经济和安全等问题,培养机械设计能力(结构设计)。
学习运用标准,规范,手册,图表和查阅有关资料等,培养设计的基本技能。
二、设计内容
1、设计题目
液体包装机的设计
——二级圆柱齿轮减速器的设计
2、主要内容
(1)确定包装机设计方案(包括传动系统和执行机构等)
(2)选择电动机、计算传动装置的运动和动力参数等
(3)进行传动件的设计计算,校核轴、轴承、联轴器、键的强度等
(4)绘制减速箱装配图及典型零件工作图
(5)整理和编写设计计算说明书
(6)答辩
3、设计参数
(1)数据组别Ⅲ
包装量(袋/分)
袋尺寸(长*宽/mm)
计量(ml/袋)
物料输送力F(N)
热封和剪袋所需功率(W)
装料所需功率(W)
60
160*90
40
300
100
200
(2)已知条件
①输送带滚筒直径D=80mm
②装料压缩泵活塞直径为30mm
③装料启闭阀摆角约90°
④工作情况:
两班制工作,每年工作300天,连续单向运转,工作时有轻微振动,空载启动
⑤使用折旧期:
使用年限为8年,3年大修一次
⑥制造条件及生产批量:
一般机械厂制造,小批量生产
⑦总体尺寸:
650*750*1600(mm*mm*mm)以内
4、具体工作
(1)、包装机机构运动简图1张(A1)
(2)、减速箱装配图1张(A0)
(3)、零件工作图2张(A3)
(4)、设计计算说明书一份(约6—8千字)
第二章机械运动方案的设计
一、拟定执行系统的功能原理
1、包装机功能原理
自动完成计量、充料、制袋、封合、切断、输送等全过程
2、各部分功能
电控机构
调速机构
传动机构
拉袋机构
热封机构
供纸机构
装/进料机构
成品输出机构
3、设计部分
①热封部分
②装料部分
③减速器部分
二、执行机构的选型及构型
1、热封部分
①选用凸轮机构
②摆动滚子推杆盘形凸轮机构
2、装料部分
①选用平面四杆机构
②曲柄摇杆机构
3、减速器部分
①圆柱齿轮减速器
②二级圆柱齿轮减速器(展开式)
三、各执行机构的协调设计
根据工艺要求,各执行机构需要按照严格的顺序动作,热封后装袋,然后拉袋,结合执行机构的选型,对执行机构进行协调设计,绘制运动循环图,如图2—1所示。
四、执行机构运动尺寸设计
1、曲柄摇杆机构(含齿轮齿条机构)
(1)、已知条件:
计量40ml/袋,包装量60袋/min,装料压缩泵活塞直径为30mm
(2)、分析:
由曲柄摇杆机构的摇杆驱动齿轮齿条机构(齿条加工在活塞杆上),曲柄每转一周,活塞完成一次推拉动作。
活塞推程由计量量和活塞直径确定,进而可推知摇杆的摆角,再给定设计条件,即可完成要求动作。
(3)、给定设计条件:
齿轮(m=2mm,z=55),分度圆半径为r,连杆b=200mm,摇杆c=52mm,要求该机构无急回运动。
(4)、设计计算:
①活塞行程
②摇杆摆角
③曲柄长度
④机架长度
⑤示意图,如图2—2
⑥传动角验算
γ1<γ2,且γ1>40°~50°满足要求
2、曲柄摇杆机构(含阀体)
(1)、已知条件:
装料启闭阀摆角约90°
(2)、分析:
为保证活塞推杆中心与启闭阀回转中心在同一水平面,机架位置和长度将受到限制
(3)、给定设计条件:
机架长度d=108mm,机架连线垂直水平面
摆角θ=90°
摇杆长度c=40mm
要求该机构无急回运动
(4)、设计计算:
①曲柄长度
②连杆长度
③示意图,如图2—3
④传动角验算
,且>40°~50°满足要求
3、摆动滚子推杆盘形凸轮机构
(1)、分析:
该机构用于驱动热风器进行热封操作,热封时间要充足,盘形凸轮安装在分配轴上,故凸轮的基圆半径减去滚子圆半径应大于轴颈,以便于安装
(2)、分配轴最小轴颈计算:
①已知条件:
分配轴转速n1=60r/min=1r/s,袋尺寸长×宽=160×90(mm×mm)物料输送力F=300N,输送带滚筒直径D=80mm,设输送带滚筒转速n2,
②分配轴输出功率计算
分配轴输出到输送带滚筒由一对锥齿轮传动,如图2—4所示。
其中z1=24,z2=36
输送带线速度
输送带功率
由表6—15[1]查得锥齿轮传动效率
滚动轴承效率
滚筒效率
输送部分总功率
分配轴输出总功率
P1为热封和剪切所需功率
P2为装料所需功率
③计算轴的最小直径
选取轴的材料为45钢,调质处理,根据表15—3[2]取A0=112
④确定凸轮机构基本尺寸
选滚子圆半径
基圆半径,取
机架距离
摆杆长度
初始摆角
最大摆角
推程
远休
回程
近休
⑤推杆运动规律
二次多项式运动规律(等加速等减速运动规律),适于中速轻载,有柔性冲击
等加速段运动方程
等减速段运动方程
()
0
10
20
30
40
50
60
70
80
90
100
110
120
0
0.05
0.19
0.44
0.78
1.22
1.75
2.38
3.11
3.94
4.86
5.88
7
240
250
260
270
280
290
300
310
320
330
340
350
360
()
7
5.88
4.86
3.94
3.11
2.38
1.75
1.22
0.78
0.44
0.19
0.05
0
⑥凸轮示意图
4、包装机机构运动简图
第三章机械传系统方案设计
一、传动系统类型选择
1、传动方案示意图
如图3—1所示,电机作为原动机,经带传动减速,再由减速箱减速输出至锥齿轮传动,实现换向,锥齿轮上端与分配轴用一弹性联轴器联接,实现动力的输出。
2、组成部分
V带传动,二级圆柱齿轮减速器,锥齿轮传动
二、选择原动机确定总传动比分配各级传动比
1、电动机类型的选择
Y系列三相异步电动机
2、电动机功率的选择
(1)、传动装置的总效率
由表6—15[1]查得
(2)、电机所需功率
3、确定电动机型号
根据以上数据,查表6—145[1]选取电动机型号为Y801-4
其主要技术数据:
额定功率0.55kW,满载转速1390r/min
4、传动装置总传动比及其分配
(1)、总传动比
(2)、分配各级传动比
设Ⅰ.Ⅱ.Ⅲ轴的转速nⅠ.nⅡ.nⅢ.且nⅢ=
根据表2—5[1]
且展开式减速器要求
故分配如下
三、计算各轴的转速、转矩及功率
1、计算各轴的转速
电动机的满载转速
2、计算各轴功率
3、计算各轴转矩
电动机轴的输出转矩:
设
5560
为方便下一阶段设计计算,将以上数据整理至下表
参数
轴名
电动机轴
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
Ⅳ轴
转速r/min
1390
695
192
60
60
功率P/W
421.5
404.7
396.6
388.7
361.7
转矩T/Nmm
2896
5560
19727
61870
57576
传动比i
2
3.62
3.2
1
1
效率η
0.7663
0.96
0.9801
0.9801
0.9306
第四章机械传动装置的设计
一、主要传动零部件的设计计算
(一)带传动设计计算
已知电动机额定功率,输出功率,满载转速,传动比,每天工作16小时,连续单向运转,工作时有轻微振动,空载启动。
1、确定计算功率
由表8—8[2]查得工作情况系数
2、选择V带的带型
根据由图8—11选用Z型
3、确定带轮的基准直径,并验算带速
1)、初选小带轮基准直径,由表8—7,8—9,取
2)、验算带速
鉴于工作机低速轻载,故带速小于5m/s也认为合适
3)、计算大带轮基准直径
由图8—9取标准值为
4、确定V带的中心距a和基准长度
1)、初定中心距
2)、计算带所需的基准长度
由表8—2选带的基准长度
3)、计算实际中心距a
中心距的变化范围为
5、验算小带轮上的包角
6、计算带的根数z
1)、计算单根V带的额定功率
由
由
由
2)、计算V带的根数z
7、计算单根V带的初拉力
由表8—3得Z型带的单位长度质量为
8、计算压轴力
9、带轮结构设计
小带轮采用实心式,大带轮采用腹板式,大带轮轮毂宽度取L=28mm,B=26mm。
结构从略。
10、主要设计结论
选用Z型普通V带2根,带基准长度920mm,带轮基准直径中心距控制在a=297~339mm,单根带初拉力F0=41N,带轮安装角度为30°。
(二)、高速级齿轮传动设计
已知采用斜齿轮传动,高速轴输入功率,小齿轮转速,传动比,工作寿命8年,每年按300天算,两班制,连续单向运转,工作时有轻微振动,空载启动。
1、确定齿轮类型精度等级材料及齿数
(1)、根据传动方案及减速箱高速级要求,选用斜齿圆柱齿轮传动,压力角
(2)、参考表10—6[2],通用减速器齿轮精度等级范围6~8,主动齿轮偏上限选取,故选6级精度
(3)、由表10—1选择小齿轮材料为40Cr(调质),齿面硬度280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),齿面硬度240HBS
(4)、选
(5)、初选螺旋角
2、按齿面接触疲劳强度设计
(1)、试算小齿轮分度圆直径
1)、确定式中各参数值
①试选载荷系数
②小齿轮传递的转矩
高速轴的输出功率
③由图10—20查取区域系数
④由表10—7选取齿宽系数
⑤由表10—5查取材料的弹性影响系数
⑥计算接触疲劳强度用重合系数
⑦螺旋角系数
⑧计算接触疲劳许用应力[]
由图10—25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为
,
计算应力循环次数
由图10—23查取接触疲劳寿命系数
取失效概率为1%,安全系数S=1
取中较小者,即
2)、试算小齿轮分度圆直径
(2)调整小齿轮分度圆直径
1)、数据准备
①圆周速度
②齿宽b
2)、计算实际载荷系数
①由表10—2查得使用系数
②根据,由图10—8查得动载系数
③齿轮的圆周力
由表10—3查得齿间载荷分配系数
④由表10—4插值得6级精度小齿轮相对支撑非对称布置时
载荷系数
3)、用实际载荷系数计算分度圆直径
对应的齿轮模数
由表10—1[3]取标准模数
4)、确定齿轮各参数
①齿数
②中心距
考虑模数从0.93mm增大圆整至1.5mm,为此将中心距减小圆整为85mm
③按圆整后的中心距修正螺旋角
④计算小、大齿轮分度圆直径
⑤计算齿轮宽度
取
⑥圆周速度
3、按齿根弯曲疲劳强度校核
根据公式
1)、确定式中各参数值
①根据,由图10—8查得动载系数
②齿轮的圆周力
由表10—3查得齿间载荷分配系数
由表10—4用插值法得
结合
查图10—13得
载荷系数
③计算弯曲疲劳强度用重合度系数
④计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数
⑤选取
斜齿轮当量齿数为
查图10—17得齿形系数
查图10—17得应力修正系数
⑥计算弯曲疲劳许用应力[]
由图10—24c查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为
,
由图10—22查取接触疲劳寿命系数
取弯曲疲劳安全系数S=1.4
⑦校核弯曲强度
齿根弯曲疲劳强度满足要求,且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。
4、主要设计结论
齿数,模数,压力角20°,螺旋角,变位系数,中心距,齿宽,小齿轮用40(调质),大齿轮用45钢(调质),齿轮按6级精度设计。
(三)、低速级齿轮传动设计
已知采用直齿轮传动,低速轴输入功率,小齿轮转速,传动比,工作寿命8年,每年按300天算,两班制,连续单向运转,工作时有轻微振动,空载启动。
1、确定齿轮类型精度等级材料及齿数
(1)、根据传动方案及减速箱高速级要求,选用直齿圆柱齿轮传动,压力角
(2)、参考表10—6[2],通用减速器齿轮精度等级范围6~8,故选7级精度
(3)、由表10—1选择小齿轮材料为40Cr(调质),齿面硬度280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),齿面硬度240HBS
(4)、选
2、按齿面接触疲劳强度设计
(1)、试算小齿轮分度圆直径
1)、确定式中各参数值
①试选载荷系数
②小齿轮传递的转矩
低速轴的输出功率
③由图10—20查取区域系数
④由表10—7选取齿宽系数
⑤由表10—5查取材料的弹性影响系数
⑥计算接触疲劳强度用重合系数
⑦计算接触疲劳许用应力[]
由图10—25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为
计算应力循环次数
由图10—23查取接触疲劳寿命系数
取失效概率为1%,安全系数S=1
取中较小者,即
2)、试算小齿轮分度圆直径
(2)调整小齿轮分度圆直径
1)、数据准备
①圆周速度
②齿宽b
2)、计算实际载荷系数
①由表10—2查得使用系数
②根据,由图10—8查得动载系数
③齿轮的圆周力
由表10—3查得齿间载荷分配系数
④由表10—4插值得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时
载荷系数
3)、用实际载荷系数计算分度圆直径
对应的齿轮模数
由表10—1[3]取标准模数
4)、确定齿轮各参数
①齿数
②中心距
③计算小、大齿轮分度圆直径
④计算齿轮宽度
取
⑤圆周速度
3、按齿根弯曲疲劳强度校核
根据公式
1)、确定式中各参数值
①根据,由图10—8查得动载系数
②齿轮的圆周力
由表10—3查得齿间载荷分配系数
由表10—4用插值法得
结合
查图10—13得
载荷系数
③计算弯曲疲劳强度用重合度系数
④选取
查图10—17得齿形系数
查图10—17得应力修正系数
⑤计算弯曲疲劳许用应力[]
由图10—24c查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为
由图10—22查取接触疲劳寿命系数
取弯曲疲劳安全系数S=1.4
⑥校核弯曲强度
齿根弯曲疲劳强度满足要求,且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。
4、主要设计结论
齿数,模数,压力角20°,变位系数,中心距,齿宽,小齿轮用40(调质),大齿轮用45钢(调质),齿轮按7级精度设计。
(四)、高速轴及轴上零件的设计计算及校核
1、轴的设计
(1)、已知高速轴的输入功率
输出功率
高速轴传递的转矩
高速轴输出的转矩
(2)、初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为40,调质处理,根据表15—3,取
最小轴颈处安装带轮,需开键槽,故将轴颈增加,取最小轴颈为
(3)、轴的结构设计
1)、轴上零件的定位,固定和装配
普通齿轮减速器中的轴支承跨距较小,常采用两端单向固定支承,轴承内圈由轴肩或套筒定位,外圈由轴承端盖作轴向固定。
周向固定由相应的配合实现,轴呈阶梯状,轴上零件从两端顺序装入。
2)、确定轴各段直径和长度
1段:
2段:
3段:
初选用6004型深沟球轴承,其参数为
挡油盘长度取14mm
4段:
5段:
6段:
7段:
由上述各轴段长度可算得轴支承跨距
(4)、按弯扭复合强度计算
1)、小齿轮受力分析:
已知分度圆直径
圆周力
径向力
轴向力
2)、带轮压轴力的分解
带轮安装角度为30°(大小带轮中心连线与水平面成30°角)压轴力,,
3)、计算轴的弯矩和扭矩
根据以上数据可知危险截面为B截面(综合考虑弯扭复合强度和轴颈大小),考虑轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取
查表15—1材料为40,调质处理,
因,故安全。
2、轴承的校核
(1)、轴承型号及参数
6004型深沟球轴承,基本额定动载荷,基本额定静载荷
(2)、已知条件
预计寿命,转速
(3)、受力分析
求比值:
由表13—5插值的
(4)、求轴承的当量动载荷
因轴承运转中有轻微振动,按表13—6,
Y值由表13—5插值得
(5)、验算轴承寿命
因,所以按轴承2的受力大小验算
满足寿命要求
3、键的选择及校核
(1)、选择键的类型和尺寸
因带轮装在轴端,选用圆头普通平键(C型)
参考轴的直径,从表6—1中查得键的截面尺寸为,取键长(比带轮轮毂宽度小些)。
(2)、校核键连接的强度
键、轴、轮毂的材料都是钢,由表6—2查得许用挤压应力,取其平均值,,键的工作长度
已知需要传递的转矩
键的标记为:
GB/T1096键C
(五)、中间轴及轴上零件的设计计算及校核
1、轴的设计
(1)、已知中间轴的输入功率
输出功率
中间轴传递的转矩
中间轴输出的转矩
(2)、初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45钢,调质处理,根据表15—3,取
最小轴颈处安装轴承,两处需开键槽,故将轴颈增加,取最小轴颈为
(3)、轴的结构设计
1)、轴上零件的定位,固定和装配
普通齿轮减速器中的轴支承跨距较小,常采用两端单向固定支承,轴承内圈由轴肩或套筒定位,外圈由轴承端盖作轴向固定。
周向固定由相应的配合实现,轴呈阶梯状,轴上零件从两端顺序装入。
2)、确定轴各段直径和长度
1段:
初选用6204型深沟球轴承,其参数为
挡油盘长度取14mm,套筒长度取9mm
2段:
3段:
4段:
5段:
由上述各轴段长度可算得轴支承跨距
(4)、按弯扭复合强度计算
1)、受力分析
小齿轮受力分析:
已知分度圆直径
圆周力
径向力
大齿轮受力分析:
已知大齿轮分度圆直径
圆周力
径向力
轴向力
2)、计算轴的弯矩和扭矩
根据以上数据可知危险截面为B截面(综合考虑弯扭复合强度和轴颈大小),考虑轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取
查表15—1材料为45钢,调质处理,
因,故安全。
2、轴承的校核
(1)、轴承型号及参数
6204型深沟球轴承,基本额定动载荷,基本额定静载荷
(2)、已知条件
预计寿命,转速
(3)、受力分析
求比值:
由表13—5插值的
(4)、求轴承的当量动载荷
因轴承运转中有轻微振动,按表13—6,
(5)、验算轴承寿命
因,所以按轴承1的受力大小验算
满足寿命要求
3、键的选择及校核
(1)、选择键的类型和尺寸
因齿轮装在轴中部,选用圆头普通平键(A型)
参考轴的直径,从表6—1中查得键的截面尺寸为,两齿轮轮毂宽度分别为55mm和38mm,配合轴段长度为53mm和36mm,故取键长
(2)、校核键连接的强度
键、轴、轮毂的材料都是钢,由表6—2查得许用挤压应力,取其平均值,,键的工作长度
已知需要传递的转矩
键的标记为:
GB/T1096键
GB/T1096键
(六)、低速轴及轴上零件的设计计算及校核
1、轴的设计
(1)、已知低速轴的输入功率
输出功率
低速轴传递到转矩
低速轴输出的转矩
(2)、初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45钢,调质处理,根据表15—3,取
最小轴颈处安装锥齿轮,两处需开键槽,故将轴颈增加,取最小轴颈为
(3)、轴的结构设计
1)、轴上零件的定位,固定和装配
普通齿轮减速器中的轴支承跨距较小,常采用两端单向固定支承,轴承内圈由轴肩或套筒定位,外圈由轴承端盖作轴向固定。
周向固定由相应的配合实现,轴呈阶梯状,轴上零件从两端顺序装入。
2)、确定轴各段直径和长度
1段:
初选用6007型深沟球轴承,其参数为
挡油盘长度取14mm,套筒长度取11.5mm
2段:
3段:
4段:
5段:
6段:
7段:
由上述各轴段长度可算得轴支承跨距
(4)、按弯扭复合强度计算
1)、受力分析
大齿轮受力分析:
圆周力
径向力
2)、锥齿轮设计参数及受力分析:
设计通过调整轮毂宽度使锥齿轮受力点距定位轴肩为30mm
圆周力
径向力
轴向力
3)、计算轴的弯矩和扭矩
根据以上数据可知危险截面为C截面(综合考虑弯扭复合强度和轴颈大小),考虑轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取
查表15—1材料为45钢,调质处理,
因,故安全。
2、轴承的校核
(1)、轴承型号及参数
6007型深沟球轴承,基本额定动载荷,基本额定静载荷
(2)、已知条件
预计寿命,转速
(3)、受力分析
求比值:
由表13—5插值的
(4)、求轴承的当量动载荷
因轴承运转中有轻微振动,按表13—6,
Y值由表13—5插值得
(5)、验算轴承寿命
因,所以按轴承2的受力大小验算
满足寿命要求
3、键的选择及校核
(1)、选择键的类型和尺寸
因圆柱齿轮装在轴中部,选用圆头普通平键(A型)
因圆锥齿轮装在轴端,选用圆头普通平键(C型)
参考轴的直径,从表6—1中查得键的截面尺寸为,结合齿轮轮毂宽度取键长
(2)、校核键连接的强度
键、轴、轮毂的材料都是钢,由表6—2查得许用挤压应力,取其平均值,,键的工作长度
已知需要传递的转矩
键的标记为:
GB/T1096键
GB/T1096键C
(七)其它
总传动比验算
1)、实际各传动比
带传动
减速箱高速级
减速箱低速级
2)、实际总传动比
3)、传动比误差
二、传动装置—减速器的设计
(一)、箱体的设计
箱体结构尺寸的设计计算见表4—1和4—2。
表4—1箱体结构尺寸一
名称
符号
设计计算
结果
机座壁厚
δ
8
箱盖壁厚
δ1
8
箱体凸缘厚度
b
b1
b2
12
12
20
加强筋厚度
m
m1
7
7
地脚螺钉直径
df
16
地脚螺钉数目
n
4
轴承旁联接螺栓直径
d1
12
箱盖箱座联接螺栓直径
d2
10
轴承盖螺钉直径和数目
d3
n
n=4
6
4
轴承盖外径
D2
72
77
92
观察孔盖螺钉直径
d4
6
联接螺栓处结构尺寸
C1
C2
轴承旁凸台高度和半径
h
R1
20
16
箱体外壁至轴承座端面距离
l1
42
表4—2箱体结构尺寸二
代号
名称
取值
(荐用值)
代号
名称
取值
(荐用值)
△1
齿轮顶圆至箱体内壁的距离
10
△7
箱底至箱底内壁的距离
20
△2
齿轮端面至箱体内壁的距离
10
H
减速器中心高
155
△3
轴承端面至箱体内壁的距离
轴承用脂润滑时
轴承用油润滑时
12
L1
箱体内壁至轴承座孔端面的距离
48
△4
旋转零件间的轴向距离
e
轴承端盖凸缘厚度
8
△5
齿轮顶圆至轴表面的距离
12
L2
箱体内壁距离
△6
大齿轮齿顶圆至箱体内壁的距离
10
L3
箱
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