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毕业设计任务书
理工大学成人教育学院
毕业设计任务书
标题皮带运输机减速器设计
指导老师
专业年级
姓名
学号
年月日
前言
本文依据机械制造的一般原理和减速器设计的特殊规律,设计一台二级减速器。
本文详细论述了本减速器设计的各个环节,从传动比的分配、减速器整体布局。
材料和安全系数的选择、主要零件参数设计计算、主要零件结构设计到主要零件强度和刚度的计算进行了阐述。
第一章讲述了传动比的分配,减速器整体布局以及电动机的选择和皮带装置的设计;第二章讲述了齿轮的参数设计和强度交合以及轴的参数设计;第三章讲述了主要零件的结构设计和轴承的选择;第四章讲述了轴、轴承以及键的强度和刚度校核。
文章灵活运用了机械制造的一般原理,合理地选项了各个参数,使本减速器既有足够的强度、刚度和高度的可靠度,又具有完美的外形,是科学和美学的结合。
主题词:
齿轮轴传动比安全系数强度刚度
第一章概况…………………………………………………4
第二章减速器主要零件参数设计……………………………13
第三章减速器主要零件结构设计……………………………26
第四章轴的强度和刚度校核及轴承、键的校核……………29
第五章参考书目………………………………………………44
第六章设计小结………………………………………………45
第一章概况
第一节设计已知条件:
1、要求
1、)输入轴功率P=7.1KW
2、)输入轴转速N=960r/min
3、)单向传动,载荷平稳,中型机械,传动比i=4.2
4、)设计寿命:
10年
2、主要零件选材
1.)齿轮:
8级精度,小齿轮40Cr钢,调质齿面硬度250HBS;大齿轮45﹟钢,齿面硬度225HBS。
2、)传动轴:
选用45﹟钢,正火处理,200HBS,Ób=590Mpa
3、)减速器上、下座箱材料:
灰口铸铁HT200
4、)电动机:
JO2—42—2(旧标准)P=7.5KW,N=1500r/min
3、设计要求
1、)齿轮和轴的设计内容详细,包括材料与热处理,齿轮的主要参数及几何尺寸,轴的结构,技术要求强度和钢度的核校。
2、)电动机型号的选择,轴承选择,减速器上下座箱基本尺寸,键、轴盖、皮带轮尺寸等简要说明。
第二节带式运输机减速器的发展使用前景
1、带式运输机传动装置减速器功能原理如图1.1所示
2、带式输送机减速器发展前景
带式输送机的技术发展很快,主要表现在以下2个方面:
一方面是带式输送机的功能多元化、应用范围扩大化,如高倾角带输送机、管状带式输送机、空间转弯带式输送机等各种机型,另一方面是带式输送机本身的技术与装备有了巨大发展,尤其是长距离、大运量、高带速等大型带式输送机已成为发展的主要方向,其核心技术是开发应用了带式输送机动态分析与监控技术,提高了带式输送机的运行性能和可靠性。
3、工作环境
带式输送机减速器的工作环境主要在一些工矿,例如:
大型煤矿企业、铁矿、以及有色金属等作为运输装置。
本设计的带式输送机减速器主要运用于煤矿企业,运送部分煤炭、矸石和一些其他原材料。
4、工作原理
利用各级齿轮传动来达到减速目的,减速器就是由各级齿轮副组成的,例如用小齿轮带动大齿轮就能达到一定的减速目的,再采用多级这样的结构,就可大大降低转速。
5、工作条件
连续单向传动,载荷平稳,中型机械,工作时有轻微震动,设计寿命10年,小批量生产,三班工作制(3小时/班,合计每天8—9小时)
第三节传动方案的拟定和电动机的选择及减速箱工艺
1、输入轴转速N=960r/min可选择同步转速为1000r/nin或1500r/min的三相异步电动机作为原动机,根据总传动比值拟定二级传动为主要的传动方案。
2、选择电动机:
按照工作要求和工作条件,选用电动机型号为
JO2—42—2其输入功率P=7.5KW,N=1500r/min效率η=87.5﹪
减速箱体加工工艺
上箱体
序号
工序号
工艺说明
所用设备
备注
1
铸造
铸造毛坯并应力退火
冲天炉。
混砂机等
2
刨削
刨分箱面和视窗孔面,保证图纸要求的尺寸精度和表面光洁度
B665刨床
3
钻削
钻攻6-M6、M10×1及2-N10螺孔
并刮平座平面
Z525转床及丝攻
上箱体
1
铸造
铸造毛坯并应力退火
冲天炉。
混砂机等
2
刨削
刨分箱面和视窗孔面,保证图纸要求的尺寸精度和表面光洁度
B665刨床
3
钻削
钻攻6-Ø6地脚孔和游标尺座孔Ø19孔,钻攻M30及M10×1螺孔
并刮平座平面
Z525钻床及丝攻
合箱操作
1
钻铰
合上上下体,配合铰2-Ø6锥销孔
2
钻削
装上2-Ø6锥销后,配钻14-Ø10栓孔,并锪平Ø18
Z525钻床
3
刨削
装上并拧紧14-Ø8螺栓后配刨轴承孔外凸缘,保证尺寸275js9
B665刨床
4
镗削
配镗Ø72H7、Ø82H9、Ø80H7、Ø90H9、Ø120H7、Ø130H9孔,惰轮轴孔及其断面,保证尺寸精度、行为公差和表面光洁度
T611镗床
5
检验
全面检查各尺寸是否与图纸相符。
千分尺、游标卡尺
第四节减速器总体结构初定
1.1减速器总体结构初定
由于总传动比i=16,若采用单级减速器,则大小齿轮尺寸相差过大,使得整个减速器结构庞大而笨重,故确定拟设计的减速器为二级减速器。
高速级用符号Ⅰ代表,低速级用符合Ⅱ代表。
高低两级减速器所用材料相同,因而高低两级齿轮的接触疲劳极限相等,即σHlimⅠ=σHlimⅡ。
低级齿轮的齿宽系数ФaⅡ初定为高速级ФaⅠ的0.7倍。
按齿面接触强度相等,并具有最小中心距的原则分配总传动比:
式中:
—低速级传动比;i—总传动比=16;
K=
所以:
则:
高低两级传动比相差嫌大,对润滑不利,参考同类型减速器,确定=4.5,,这样,虽然减速器的总体尺寸和重量有所增加,但改善了综合性能。
1.2电动机的悬着及皮带机传动装置的设计
本小节内容涉及设计问题,不应该放在概论中,但因其内容相对简单,又是后面设计的基础,故把他们至于此处。
1.3.1电动机的选择
由于皮带传动装置的效率为95%左右,而带式输送机要求的功率为3.8kW,故电动机的功率P=3.8/0.95=4kW。
查成大先先生主编的《机电设计手册》第5卷22章35页,应选型号Y2-112M-4的电动机,该电动机额定功率为4kW,转速为1440r/min,轴身为Ø28×60,底座4个螺栓孔的分布尺寸为190×140,螺栓孔为Ø12,电动机应用4个M10的螺栓固定在基座上。
1.3.2皮带传动装置的设计
确定用三角胶带传动,设计计算过程于下:
1.3.2.1计算功率Pc=KAP,式中,KA为工作情况系数,查表取KA=1.1,P为所传递的功率,为4KW。
所以Pc=KAP=1.1×4=4.4KW。
1.3.2.2根据Pc=4.4KW和小带轮转速n1=1440r/min(即电动机转速)查表初选胶带类型为B型,取小带轮节圆直径d1=125mm.
1.3.2.3大带轮节圆直径d2=d1×n1/n2=125×1440/960=187.5mm.
1.3.2.4带速v=∏×d1×n1÷(60×1000)=∏×125×1440÷(60×1000)=9.425 1.3.2.5实际转动比i=d2÷(1-ε)÷d1,式中,ε为弹性滑动系数,查表取ε=0.065;∴i=187.5÷(1-0.065)÷125=1.604<7(三角胶带传动最大传动比)。 为保证实际传动比接近于1.5,取d2=1.5×(1-0.065)×125=175.31,取为175.5,从而实际传动比=175.5÷(1.0.065)÷125=1.5016. 1.3.2.6初定中心距a0=1.35d2=1.35×175.5=236.9,取d2=238mm 1.3.2.7初定胶带节线长度 = =950.7mm,查表取胶带节线长度LP=1040mm。 1.3.2.8计算中心距 a=mm 取为283mm。 1.3.2.9小带轮包角: 1.3.2.10查表得特定条件下单根胶带传递的功率P0=1.65kW。 1.3.2.11单根胶带传递功率的增量ΔP0=kbn1(1-1/kt),式中kb为弯曲影响系数,查表取1.9910-3,kt为传动比系数,查表取1.12. ∴ΔP0=1.9910-31440(1-1/1.12)=0.31kW。 1.3.2.12胶带根数Z=Pc/kak1(P0+ΔP0),式中,ka为小带轮包角系数,查表取0.98,k1为长度系数,查表取0.84 ∴Z=4.4/0.980.84(1.65+0.31)=2.73,取Z=3根。 1.3.2.13单根胶带的初拉了=F0=51(2.5/ka-1)Pc/Zv+wv2/g,式中,w为三角胶带每米长的重量,查表取0.17kg/m,g为重力加速度常数,取0.98ms2, ∴F0=51(2.5/0.98-1)4.4/(39.425)+0.179.4252/9.81 =13.85kgfF=135.86N 1.3.2.14有效圆周力Ft=102Pc/v=1024.4/9.425=47.62kgf=467.13N 1.3.2.15作用在轴上的力: F=2F0Zsin(a1/2)=2135.863sin(/2)=811.6N Fmax=3F0*z-Zsin(a/2)=3135.863sin(/2)=1217.4N 小带轮结构见图1,大带轮结构见图2. 第二章减速器主要零件参数设计 2.1高速级齿轮的设计 2.1.1选择材料 小齿轮选用35SiMn调质,硬度280HBS,σHlim1=760N/mm2。 σFlim1=300N/mm2 大齿轮用40Cr调质,硬度250HBS,σHlim1=710N/mm2。 σFlim1=290N/mm2 2.1.2初定主要参数 2.1.2.1按接触强度初定中心距a≥Aa(μ+1) 式中: Aa为中心距常数,安斜齿轮查表取Aa=476, μ=iⅠ=3.55;为动载系数,查表取=1.5;取Фa=Фd/0.5(μ+1)=1.20.5(3.55+1)=0.527,圆整为Фa=0.5;为许用接触应力,0.9σHlim1=0.9×710=639N/mm2;小齿轮转矩T1=9549P/n1=9549×3.9/960=37.8N.M。 a≥476×(3.55+1)-92.63, 取a=100mm 2.1.2.2初定模数、齿数、螺旋角、齿宽、变位系数等几何参数 mn=(0.007—0.02)a=(0.007—0.02)×100=0.7—2mm,取mn=1.5mm; 由公式z1/cosβ=2a/mn(1+μ)=2×100÷15÷(1+3.55)=29.304,取z1=29; Z2=i1z1=3.55×29=102.95,取z2=103; 实际传动比iⅠ =z2/z1=103/23.552 螺旋角β=arcos[mn(z1+z2)/2aarcos[1.5×(2-+103)×100]=8°6′35″; 齿轮b=Φaa=0.5×100=50mm; 小齿轮分度园直径d1=mnz1/cosβ=1.5×29/cos8°6′35″ =43.939mm; 大齿轮分度圆直径d2=mnz2/cosβ=1.5×103/cos8°6′35″ =156.061mm; 采用高度变位,查线图得: xn1=0.38,xn2=-0.38; 齿轮精度等级为8级。 2.1.3齿轮接触面强度核算 2.1.3.1
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