一机械设计基础设计资料.docx
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一机械设计基础设计资料
机械设计基础课程设计
——双级斜齿轮圆柱齿轮减速器
专业:
学号:
姓名:
指导教师:
日期:
设计计算及说明
结果
第一节 设计任务
设计任务:
设计一带式输送机用单级圆柱齿轮减速器。
已知输送拉力F=2.6KN,带速V=2.2m/s,传动卷筒直径D=380mm。
有电动机驱动,工作寿命八年(每年工作300天),两班制,带式输送机工作平稳,转向不变。
设计工作量:
1、减速器装配图1张(l号图纸)
2、零件图2张(输出轴及输出轴上的大齿轮)(按1:
1比例绘制)
3、设计说明书1份
第二节、传动方案的拟定及说明
传动方案如第一节设计任务书(a)图所示,1为电动机,2为V带,3为机箱,4为联轴器,5为带,6为卷筒。
由《机械设计基础课程设计》表2—1可知,V带传动的传动比为2~4,斜齿轮的传动比为3~6,而且考虑到传动功率为KW,属于小功率,转速较低,总传动比小,所以选择结构简单、制造方便的单级圆柱斜齿轮传动方式。
第三节、电动机的选择
1.传动系统参数计算
(1)选择电动机类型.
选用三相异步电动机,它们的性能较好,价廉,易买到,同步转有3000,1500,1000,750r/m四种,转速低者尺寸大;
为了估计动装置的总传动比范围,以便选择合适的传动机构和拟定传动方案,可先由已知条件计算起驱动卷筒的转速nw
经过分析,任务书上的传动方案为结构较为简单、制造成本也比较低的方案。
(2)选择电动机
1)卷筒轴的输出功率
2)电动机的输出功率
P=P/η
传动装置的总效率
η==0.96×0.98×0.98×0.99×0.96=0.86
故P=P/η=5.72/0.86=6.65KW
3)电动机的额定功率Ped
根据《机械设计基础课程设计》第二十章表20-1选取电动机功率Ped=7.5KW
4)电动机的转速
为了便于选择电动机的转速,先推算电动机转速的可选择范围。
根据《机械设计基础课程设计》表2-1查得V带传动的传动比i=2~4,单级圆柱斜齿轮传动比i=3~6,则电动机可选范围为
n=nw×i×i=666~2664r/min故选择1500r/min转速的电动机。
根据《机械设计基础课程设计》表20-1选定电动机Y132M-4
5)电动机的技术数据和外形、安装尺寸
由《机械设计基础课程设计》表20-1、表20-2可查出Y132M-4型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸
第四节、计算传动装置的运动和动力参数
(一)计算传动装置的总传动比和传动比分配
(1) 总传动比
由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速nw,可得传动装置
总传动比为i=n/nw=1440/111=12.97
(2)传动装置传动比分配i=i×i式中i,i分别为带传动和单级圆柱减速器的传动比。
为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取i=2.3,则单级圆柱减速器传动
比为i=i/i=12.97/2.3=5.64。
(二)运动参数及动力参数的计算
(1) 各轴转速
n0=n=1440r/min
n1=n0/i1=1440/2.3=626r/min
n2=n0/(i×i)=111r/min
(2) 各轴输入功率
P0=P=6.65kW
P1=P0×=6.65×0.96=6.38kW
P2=P1×η滚×η齿=6.38×0.98×0.98=6.13kW
(3) 各轴输入转矩
0 轴 T0=9550P0/n0=9550×6.65/1440=44.1N·m
Ⅰ 轴 T1=9550P1/n1=9550×6.38/626=97.33N·m
Ⅱ轴 T2=9550P2/n2=9550×6.13/111=527.4N·m
第五节、传动零件的设计计算
1.V带传动的设计
⑴ 确定计算功率工作情况系数查《机械设计基础》表13-6=1.1
=1.1×6.65=7.315
⑵ 选择带型号
根据Pc=7.315,n=1440r/min,查图初步选用普通A型带.
⑶ 选取带轮基准直径
查《机械设计基础》表13-7选取小带轮基准直径=112mm,则大带
轮基准直径1440÷626×112(1-0.02)=252.5mm 式中ξ
为带的滑动率,通常取(1%~2%),查表后取=250
⑷ 验算带速v
=8.44m/s
在5~20m/s范围内,V带充分发挥。
(5)V带基准长度Ld和中心距a
a0=1.5(112+250)=543mm
取a0=550,符合0.7(+) 由式(13-2)带长 =1677mm 按表13-2定相近的基准长度Ld=1600mm,再由式(13-16)计算实际中心距 =543+(1600-1677)/2=504.5mm (6)验算包角,由式(13-1)得 =>,合适 (7)求确定v带根数z 因=112mm,n=1440r/min,带速v=8.44m/s,得实际传动比 =2.28 查表得单根v带功率增量=0.17KW,包角修正系数=0.96,带长修正系数=0.99,则由公式得 故选5根带。 (8)确定带的初拉力F0(单根带) 查表13-1得q=0.10kg/m,故可由式(13-17)得单根V带的初拉力 =146.157N 作用在轴上的压力 =2×5×146.157×sin/2=1447N (9)带轮的结构设计 查《机械设计基础课程设计》GB-10412-89得带轮缘宽度B=80mm 2、齿轮传动的设计 (1)选择材料与热处理 根据工作要求,采用齿面硬度<=350HBS,查《机械设计基础》表11-1得 小齿轮选用40Cr,调质,硬度为250HBS 大齿轮选用ZG35SiMn,调质,硬度为220HBS 由《机械设计基础》图11-7C得=680MPa,=510MPa, 由《机械设计基础》表11-4得SH=1.1,所以 []==680/1.1MPa=618MPa []==510/1.1MPa=539MPa 由《机械设计基础》图11-10C得=240Mpa,=160Mpa。 由《机械设计基础》表11-4得SF=1.4,所以 []=240/1.4MPa=171MPa []=160/1.4MPa=114.3MPa (2)按齿面接触强度计算 设齿轮按8级精度制造。 取载荷系数K=1.2(表11-3),齿换系数=0.4。 小齿轮上的扭距 T1=9550P1/n1=9550×6.38/626=97.33N·m 按式(11-5)计算中心距 ==188.6mm 取a=190mm 齿数取z=36,z=5.96×136=205,则取z=205,实际传动比i=5.69 mn=2a·cosβ/(Z1+Z2)=2×190×cos/(36+205)=1.25mm 按表4-1,取mn=1.5,去定螺旋角β β=arccos[mn·(Z1+Z2)/2a]= 齿宽b=a=0.4×190=76mm,取b2=76mm,b1=84mm (3)验算弯曲强度 当量齿数: Zv1=Z1/cos3β=41.8,Zv2=Z2/cos3β=238.1 查图11-9得YF1=2.44,YF2=2.13,所以 σF2=σF1·YF2/YF1=61.5Mpa<[σF2]=114.3Mpa (4)求圆周速度V V=πd1n1/(60×1000)=1.86m/S 对照表11-2可知选8级精度是合宜的。 (5)齿轮结构参数 分度圆直径 齿顶圆直径 齿根圆直径 中心距a=190mm 大齿轮齿宽b2=76mm 小齿轮齿宽b1=84mm 通过对减速器结构的分析,可知小齿轮左旋,大齿轮右旋比较合适。 第六节、轴的设计计算 1、初步确定轴的最小直径 1轴的材料选择,45钢,调质处理,由表14-2查得C=110,=6.38KW,=626r/min初步确定1轴的最小直径 ≥=23.8㎜ 由于轴端开键槽,会削弱轴的强度,故需增大轴径5%~7%取=25mm 2轴的材料也选45钢,调质处理,由表14-2查得C=110,=6.13KW,=111r/min初步确定2轴的最小直径 =41.9mm, 由于轴端开键槽,会削弱轴的强度,故需增大轴径5%~7%,取=45㎜ 2.由齿轮的旋向分析2轴受力情况 (1)由以上计算分析可知道,大齿轮右旋,径向力、圆周力、轴向力大小如下: N (2)2轴受力情况如(3-1)图所示 (3)求垂直面的支承反力 N (4)求水平面的支承反力 (5)绘制垂直面的弯距图(3-2) =1817×0.142/2=129.9Nm =-570×0.143/2=-40.8 (6)绘制水平面的弯距图(3-2) (7)求合成弯距 (8)危险截面的当量弯距 由图(3-4)可见,截面a-a最危险,其转距=527.4Nm 当量弯距 如认为轴的扭切应力是脉动循环变力,取折合系数=0.6,代入上式 (9)校核直径 轴的材料为45钢,调质处理,由表14-1查得=650MPa,由表14-3查得=60MPa 考虑到键槽对轴的削弱,将d值加大4%,故 d=1.04×39.2=40.76㎜ 故轴符合强度要求 第七节、滚动轴承的选择及计算 1、轴承的安装方案 轴1和轴2的轴承均采用正装(面对面),其原因在于正装轴承(面对面)适合于传动零件位于两支承之间,轴承反装(背靠背)适合于传动零件处于外伸端,而且支承跨距不大,故采用两端固定式。 轴承类型选为角接触球轴承。 入下图所示: 正装(面对面)反装(背靠背) 2、轴承的校核 (1)轴承的预期寿命取为Lh=14400h,由前面的计算知道,=1247N,=1056N 2轴的工作转速n2=111r/min,初选轴承7211AC,查《机械设计基础课程设计》表15-6得到基本额定动载荷Cr=38.8KN,基本额定静载荷Cor=31.8KN 由表16-13查得轴承的内部轴向力为: 因为F2′+Fa2>F1′ 所以Fa1==F2′+Fa2=2230.2N Fa1=F1′=1174.2N (2)计算轴承的当量动载荷 由表16=13查得e=0.68而 查表16-12得,X1=0.41,Y1=0.87,X2=1,Y2=0,所以 P1=X1Fr1+Y1Fa1=0.41×2441+0.87×2230.2=2941.1N P2=X2Fr2+Y2Fa2=1726.8N (3)轴承寿命的校核 因为轴的结构要求两端选择同样尺寸的轴承,进P1较大,故以它来校核轴承的寿命 第八节、键联接选择及校核 1,本设计均采用: 普通圆头平键 普通平键——用于静联接—即轴与轮毂间无相对轴向移动, 构造: 两侧面为工作面,靠键与槽的挤压和键的剪切传递扭矩 型式: 大齿轮处选择圆头—A型(常用)—为防转、键(指端铣刀加工)与槽同形、键顶上面与毂不接触有间隙 联轴器与带轮处均选择C型键 2,键联接的设计及强度校核 1)已知参数: 1轴 轴径d=25mm,带轮轮毂宽度为70mm 扭矩T1=97.33Nm载荷有轻微冲击 2轴 安装大齿轮处轴径d=60mm,齿轮轮毂宽度为76mm 扭矩T=527.4Nm载荷有轻微冲击 安装联轴器处轴径d=45mm,;联轴器轮毂宽度为112
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