机械设计实例.docx
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机械设计实例
机械设计
课程设计练习
一课程设计书
2
二
设计要求
2
三
设计步骤
2
1.传动装置总体设计方案
3
2.电动机的选择
4
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比5
4.计算传动装置的运动和动力参数
5
6.齿轮的设计
8
7.滚动轴承和传动轴的设计
19
8.键联接设计
26
9.箱体结构的设计
27
10.润滑密封设计
30
11.联轴器设计
30
四
设计小结
31
五
参考资料
32
1.课程设计书
设计课题:
设计一用于带式运输机上的两级齿轮减速器•运输机连续单向运转,载荷有轻微冲击,工作环境多尘,通风良好,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限10年(300天/年),三班制工作,滚筒转速容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V。
参数:
皮带有效拉力F(KN
3.2
皮带运行速度V(m/s)
1.4
滚筒直径D(mm
400
2.设计要求
1.减速器装配图1张(0号)。
2.零件工作图2-3张(A2)。
3.设计计算说明书1份。
3.设计步骤
1.传动装置总体设计方案
2.电动机的选择
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
4.计算传动装置的运动和动力参数
5.齿轮的设计
6.滚动轴承和传动轴的设计
7.键联接设计
8.箱体结构设计
9.润滑密封设计
10.联轴器设计
1.传动装置总体设计方案:
1.组成:
传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2.特点:
齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀,
要求轴有较大的刚度。
3.确定传动方案:
考虑到电机转速高,传动功率大,将V带设置在高速级
其传动方案如下:
图一:
(传动装置总体设计图)
初步确定传动系统总体方案如:
传动装置总体设计图所示选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器。
传动装置的总效率总
1为V带的传动效率,2为轴承的效率,
3为对齿轮传动的效率,(齿轮为7级精度,油脂润滑)
4为联轴器的效率,5为滚筒的效率
因是薄壁防护罩,采用开式效率计算。
取1=0.962=0.983=0.954=0.995=0.96
总二1243245=0.96X0.984X0.952X0.99X0.96=0.760;
2.电动机的选择
P=P/n=3200X1.4/1000X0.760=3.40kW
经查表按推荐的传动比合理范围,V带传动的传动比i一=2〜4,二级圆柱斜齿轮减速器传动比i_=8〜40,
则总传动比合理范围为i总=16〜160,电动机转速的可选范围为n_=i总Xn=
(16〜160)X66.88=1070.08〜10700.8r/min。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,
选定型号为丫112M—4的三相异步电动机,额定功率为4.0
额定电流8.8A,满载转速nm=1440r/min,同步转速1500r/min。
方
案
电动机
型号
额定功率
Ped
kw
电动机转速
%in
电动机
重量
N
参考价格
元
传动装置的传动比
同步转速
满载转速
总传
动比
V带
传动
减速器
1
Y112M-4
4
1500
1440
470
230
125.65
3.5
35.90
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
(1)总传动比
由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比
为i总=nr/n=1440/66.88=17.05
(2)分配传动装置传动比
诂、=ioxi
式中io,i分别为带传动和减速器的传动比。
为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取io=2.3(实际的传动比要在设计V带传动时,由所选大、小带轮的标准直径之比计算),则减速器传动比为
i=i总/i0=17.05/2.3=7.41
根据展开式布置,考虑润滑条件,为使两级大齿轮直径相近,查图得高速级
传动比为i1=3.24,则i2=i/i1=2.29
4.计算传动装置的运动和动力参数
(1)各轴转速
n=nm/i0=1440/2.3=626.09r/min
nn=n/i1=626.09/3.24=193.24r/min
n皿=nn/i2=193.24/2.29=84.38r/min
n^=n^=84.38r/min
(2)各轴输入功率
Pi=pdX1=3.40X0.96=3.26kW
Pn=PiXnX3=3.26X0.98X0.95=3.04kW
Prn=PnXnX3=3.04X0.98X0.95=2.83kW
Piv=PrnXnXn=2.83X0.98X0.99=2.75kW
则各轴的输出功率:
R=PiX0.98=3.26X0.98=3.19kW
Pn'=PnX0.98=3.04X0.98=2.98kW
Prn'=PmX0.98=2.83X0.98=2.77kW
Pv=PvX0.98=2.75X0.98=2.70kW
(3)各轴输入转矩
「=TdXi0X1Nm
P
电动机轴的输出转矩Td=9550丄=9550X3.40/1440=22.55Nm-nm
所以:
Ti=TdXi0X1=22.55X2.3X0.96=49.79Nm
Tn=TiXi1X1X2=49.79X3.24X0.96X0.98=151.77Nm-
Tm=TnXi2X2X3=151.77X2.29X0.98X0.95=326.98Nm
Tv=TmX3X4=326.98X0.95X0.99=307.52Nm
输出转矩:
Ti=TiX0.98=49.79X0.98=48.79Nm
Tn=TnX0.98=151.77X0.98=148.73Nm
Tm=TmX0.98=326.98X0.98=320.44Nm
Tv=TvX0.98=307.52X0.98=301.37Nm
运动和动力参数结果如下表
轴名
功率PKW
转矩TNm
转速r/min
输入
输出
输入
输出
电动机轴
3.40
22.55
1440
1轴
3.26
3.19
49.79
48.79
626.09
2轴
3.04
2.98
151.77
148.73
193.24
3轴
2.83
2.77
326.98
320.44
84.38
4轴
2.75
2.70
307.52
301.37
84.38
5.齿轮的设计
(一)高速级齿轮传动的设计计算
1•齿轮材料,热处理及精度
考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮
(1)齿轮材料及热处理
1材料:
高速级小齿轮选用45#钢调质,齿面硬度为小齿轮280HBS取
小齿齿数Za=24
高速级大齿轮选用45#钢正火,齿面硬度为大齿轮240HBSZ2=hX
乙=3.24X24=77.76取乙=78.
2齿轮精度
按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。
2•初步设计齿轮传动的主要尺寸
按齿面接触强度设计
2KJu_1(ZhZe)2
「u£])
3
dit-
确定各参数的值:
1试选Kt=1.6
查课本P215图10-30选取区域系数ZH=2.433
由课本P214图10-26;-1=0.78;-,2=0.82
贝U;:
.=0.780.82=1.6
2由课本P202公式10-13计算应力值环数
N1=60nJg=60X626.09X1X(2X8X300X8)=1.4425X109h
N2==4.45X108h#(3.25为齿数比,即3.25=生)
Z1
3查课本P20310-19图得:
K:
.、、1=0.93K'…、、2=0.96
④齿轮的疲劳强度极限
取失效概率为1%安全系数S=1,应用P202公式10-12得:
550=511.5MPa
[二h]2二KHN2'Him2=0.96X450=432MPaS
许用接触应力
[二H]=([二H]i[二H]2)/2=(511.5432)/2=471.75MPa
⑤查课本由P198表10-6得:
Ze=189.8MPa
由P201表10-7得:
d=1
T=95.5X105Xr/n1=95.5X105X3.19/626.09=4.86X104N.m
3.设计计算
①小齿轮的分度圆直径d1t
d1t
2K"u1(ZhZe)2
.d:
u[二h]
3
21.64.861044.242.433189.8.■:
<(
\1^1.63.25471.75
)2
二49.53mm
②计算圆周速度:
二小牡m
601000
3.1449.53626.09
60"000
=1.62m/s
3计算齿宽b和模数mnt
计算齿宽b
b=dd1t=49.53mm
计算摸数叫
初选螺旋角1=14
齿高h=2.25mnt=2.25X2.00=4.50mm
%=49.5%.5=11.01
5计算纵向重合度
:
书=0.318:
:
」d八tan:
=0.318124tan14=1.903
6计算载荷系数K
使用系数KA=1
根据v=1.62m/s,7级精度,查课本由PW2表10-8得
动载系数Kv=1.07,
查课本由P194表10-4得©[的计算公式:
Kh-.=1.120.18(10.6d2)d2+0.23X10;Xb
=1.12+0.18(1+0.61)X1+0.23X10」X49.53=1.42
查课本由P195表10-13得:
K「=1.35
查课本由P193表10-3得:
Kh-.=Kf:
.=1.2
故载荷系数:
K=K上KKh:
.Kh-:
=1X1.07X1.2X1.42=1.82
7按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
33M82
d1=d1t.K/Kt=49.53X.=51.73mm
8计算模数mn
mn=
d1cos:
乙
51.73cos14
24
=2.09mm
4.齿根弯曲疲劳强度设计
由弯曲强度的设计公式
3
m>2KT1Y:
cos^(YfY^mn'丫飞z21©_(肩
⑴确定公式内各计算数值
1小齿轮传递的转矩■'1=48.6kN-m
确定齿数z
因为是硬齿面,故取乙=24,z一=i」乙=3.24X24=77.76
传动比误差i=u=z]/z=78/24=3.25
△i0.032%_5%,允许
2计算当量齿数
=zl/cos;=24/cos314=26.27
z'i=z」/cos;=78/cos314=85.43
3初选齿宽系数
按对称布置,由表查得「1
4初选螺旋角
初定螺旋角■-=14[
5载荷系数K
K=心KK;」K;;=1X1.07X1.2X1.35=1.73
6查取齿形系数丫上和应力校正系数丫丄
查课本由P197表10-5得:
齿形系数丫匚=2.592丫匕=2.211应力校正系数丫习=1.596丫丄=1.774
7重合度系数丫'
二11-
Z1Z
端面重合度近似为[1.88-3.2X()]cos:
=[1.88—3.2X(1/24
+1/78)]Xcos14=1.655
:
=arctg(tg■‘!
/cos「)=arctg(tg20/cos14)=20.64690
二二;=14.07609
因为:
M=二/cos」,,则重合度系数为Y=0.25+0.75cos:
【/:
“=0.673
8螺旋角系数丫「
二2.09
轴向重合度二二匚匚二=猖53sin14°=1.825,
YfFs
9计算大小齿轮的——
阵]
安全系数由表查得S、=1.25
工作寿命两班制,8年,每年工作300天
小齿轮应力循环次数N1=60nkt:
=60X271.47X1X8X300X2X8=6.255X
10.
大齿轮应力循环次数N2=N1/u=6.255X10/3.24=1.9305X10.
查课本由P204表10-20c得到弯曲疲劳强度极限
小齿轮二FF"!
=500MPa大齿轮二FF2=380MPa
查课本由R97表10-18得弯曲疲劳寿命系数:
KFN1=0.86KFN2=0.93
取弯曲疲劳安全系数S=1.4
[“=¥=冒=307.14
z1=51.73cos14=25.097取z1=25
将中心距圆整为110mm
Fccos^^"rccos^^=14.01
按圆整后的中心距修正螺旋角
22109.25
因[值改变不多,故参数;:
.,ki,Zh等不必修正.
计算大.小齿轮的分度圆直径
ZE
25工2
dr=土丄=252=51.53mm
cos-cos14.01
.z?
mn81^2彳ccct
d2=^^=166.97mm
cosPcos14.01
计算齿轮宽度
B^j-d1=151.53mm=51.53mm
圆整的B2=50B^55
(二)低速级齿轮传动的设计计算
⑴材料:
低速级小齿轮选用45钢调质,齿面硬度为小齿轮280HBS取小齿
齿数乙=30
速级大齿轮选用45钢正火,齿面硬度为大齿轮240HBSz2=2.33X30=69.9
圆整取Z2=70.
⑵齿轮精度按GB/T10095-1998,选择7级,齿根喷丸强化。
⑶按齿面接触强度设计
1.确定公式内的各计算数值
1试选Kt=1.6
2查课本由P215图10-30选取区域系数Zh=2.45
3试选1=12°,查课本由P214图10-26查得
7=0.83.2=0.88-=0.83+0.88=1.71
应力循环次数
N1=60Xn2XjXLn=60X193.24X1X(2X8X300X8)
=4.45X108
8
4.4510
2.33
由课本P203图10-19查得接触疲劳寿命系数
KHN1=0.94KHN2=0.97
查课本由P207图10-21d
按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限二Hlim1=600MPa,
大齿轮的接触疲劳强度极限二Hlim1=550MPa取失效概率为1%,安全系数S=1,则接触疲劳许用应力
IZjy
[6]2=—^HJ^mZ=0.98X550/仁517MPa
S
[二H]二"”Hlim1=540.5MPa
2
查课本由P,98表10-6查材料的弹性影响系数Ze=189.8MPa选取齿宽系数d=1
T=95.5X105XP2/n2=95.5X105X2.90/193.24
d1t■-
=14.33X104N.m
2KtT1U-1(ZhZe)2
d,u[匚h]
」2「614.331043.33(2・45他咛
2.33540.5
11.71
=65.71mm
b=dd1t=1X65.71=65.71mm
30
模数mnt=^0^二65・71cos12二2.142mm
Z1
齿高h=2.25Xmht=2.25X2.142=5.4621mm
bh=65.71/5.462仁12.03
5.计算纵向重合度
;■:
=0.318爲乙tan7=0.31830tan12=2.028
6.计算载荷系数K
Kh:
=1.12+0.18(1+0.6d)d+0.23X10’Xb=1.12+0.18(1+0.6)+0.23X10;X65.71=1.4231
使用系数KA=1
同高速齿轮的设计,查表选取各数值
Kv=1.04Kf『=1.35Kh:
=Kf:
=1.2
故载荷系数
K=KaKvKhKh:
=1X1.04X1.2X1.4231=1.776
7.
按实际载荷系数校正所算的分度圆直径
㈠确定公式内各计算数值
(1)计算小齿轮传递的转矩-'1=143.3kN-m
(2)确定齿数z
因为是硬齿面,故取乙=30,z=iXZ=2.33X30=69.9传动比误差i=u=z_/zl=69.9/30=2.33
△=0.032%二5%,允许
(3)初选齿宽系数二
按对称布置,由表查得=1
(4)初选螺旋角
初定螺旋角一:
=12:
(5)载荷系数K
K=KK二K--:
=1X1.04X1.2X1.35=1.6848
(6)当量齿数
z—=z_/cos「=30/cos312=32.056
zL=z:
/cos「=70/cos312=74.797
由课本P197表10-5查得齿形系数丫上和应力修正系数丫」;
Yf:
1=2.491,Yf:
2=2.232Ys:
1=1.636畑"751
(7)螺旋角系数丫
轴向重合度二二匚「•;=—□「匚=2.03
丫=1—1-=0.797
查课本由P204图10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限
二FE1=500MPa二FE2=380MPa
查课本由P202图10-18得弯曲疲劳寿命系数
KfN1=0.90KFN2=0.93S=1.4
[6]1
Kfn610.9屮=32「43MPa
[二f]2
KFN2「FF20.9g=252.43MPa
1.4
计算大小齿轮的丫刊:
拼加以比较
Lf
YFaTSa1
2..491「636=0.01268
321.43
YFa2Fsa2
[匚F]2
2.2321.751
252.43
=0.01548
大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算
计算模数
21.68481.4331050.797cos2120.01548
X1x302X1.71
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数叫大于由齿根弯曲疲劳
强度计算的法面模数,按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取g=3mn但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=72.91mm来计算应有的齿数.
72.91cos12
z1==27.77取z1=30
mn
z2=2.33X30=69.9取z2=70
②初算主要尺寸
计算中心距a=(Z1込=(307°)2=e2.234mm2cosP2汉cos12
将中心距圆整为103mm
修正螺旋角
因一:
值改变不多,故参数;:
.,ki,Zh等不必修正
分度圆直径
702
^-^=143.12mmcos12
计算齿轮宽度
b二dd1=172.91二72.91mm
圆整后取B^75mmB2=80mm
低速级大齿轮如上图:
齿轮各设计参数附表
1.各轴转速n
巧(r/min)
卫耳(r/min)
丹应(r/min)
niv(r/min)
626.09
193.24
84.38
84.38
2.各轴输入功率P
号(kw)
匕(kw)
P/(kw)
Pv(kw)
3.26
3.04
2.83
2.75
3.各轴输入转矩T
町(kN•m)
G(kN•m)
Gr(kN•m)
Tv(kN•m)
49.79
151.77
326.98
307.52
6.传动轴承和传动轴的设计
1.传动轴承的设计
⑴.求输出轴上的功率P3,转速na,转矩T3
P3=2.83KWna=84.38r/min
T3=326.98N.m
⑵.求作用在齿轮上的力
已知低速级大齿轮的分度圆直径为
d2=143.21mm
2T32311.35
而Ft=-3=4348.16N
d2143.21沢10
Fa=Fttan:
=4348.16X0.246734=1072.84N
圆周力Ft,径向力Fr及轴向力Fa的方向如图示:
⑶.初步确定轴的最小直径
先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,根据课本
P361表15-3取A。
=112
dmi^AoJP^35.763mm
Vn3
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径dy,为了使所选的轴与联轴器吻合
故需同时选取联轴器的型号
查课本P343表14-1,选取Ka=1.5
Tea=KaT3=1.5311.35=467.0275Nm
因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以
查《机械设计手册》22-112
选取LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500Nm,半联轴器的孔径
d1=40mm,故取du=40mm半联轴器的长度L=112mmi半联轴器
与轴配合的毂孔长度为L1=84mm
⑷.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,1-U轴段右端需要制出一轴肩,
故取U-川的直径』二47mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D=50mm半联轴器与轴配合的轮毂孔长度为了保证轴端挡圈只压在半
联轴器上而不压在轴端上,故I-U的长度应比略短一些,现取I】』=82mm
2初步选择滚动轴承•因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承•参照工作要求并根据二47mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组标准精度级的单列角接触球轴承7010C型.
d
D
B
- 配套讲稿:
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- 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:
- 机械设计 实例