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机械设计课程计划书
机械设计课程计划书
实训(论文)说明书
题目:
一级圆柱齿轮减速器
院〔系〕:
治理系
专业:
工业工程
学生姓名:
学号:
指导教师:
2010年7月3日
设计任务书……………………………………………………1
传动方案的拟定及说明………………………………………3
电动机的选择…………………………………………………6
运算传动装置的运动和动力参数……………………………7
传动件的设计运算……………………………………………7
轴的设计运算…………………………………………………11
连轴器的选择…………………………………………………13
滚动轴承的选择及运算………………………………………14
键联接的选择及校核运算……………………………………19
减速器附件的选择……………………………………………21
设计小结………………………………………………………22
谢辞……………………………………………………………23
参考资料名目…………………………………………………24
附录……………………………………………………………25
机械设计课程设计任务书
设计题目:
带式运输机的传动装置的设计
一 带式运输机的工作原理
带式运输机的传动示意图如图
1、电动机2、带传动3、齿轮减速4、轴承5、联轴器、6、鼓轮7、运输带
二工作情形:
条件
1 工作条件:
两班制,连续单向运转,载荷较平稳,室内工作,有灰尘,环境最高温度35℃;
2 使用折旧期;8年;
3 检修间隔期:
四年一次大修,两年一次中修,半年一次小修;
4 动力来源:
电力,三相交流电,电压380/220V;
5 运输带速度容许误差:
±5%;
6 制造条件及生产批量:
一样机械厂制造,小批量生产。
三原始数据
题号
参数 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10
运输带工作拉力F/N 1500 2200 2300 2500 2600 2800 3300 4000 4500 4800
运输带工作速度v/(m/s) 1.1 1.15 1.2 1.25 1. 3 1.35 1.4 1.45 1.5 1.5
卷筒直径D/mm 200 250 310 410 230 340 350 400 420 500注:
运输带与卷筒之间卷筒轴承的摩擦阻碍差不多在F中考虑
四 传动方案
带——单级直齿轮圆柱齿轮减速器
五 设计内容
1. 电动机的选择与运动参数运算;
2. 直齿轮传动设计运算
3.轴的设计
4.滚动轴承的选择
5.键和连轴器的选择与校核;
6.装配图、零件图的绘制
7.设计运算说明书的编写
带传动不用绘制
六 设计
1.减速器总装配图一张
2.齿轮、轴零件图各一张
3.设计说明书一份
七 设计进度
1、第一时期:
总体运算和传动件参数运算
2、第二时期:
轴与轴系零件的设计
3、第三时期:
轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制
4、第四时期:
装配图、零件图的绘制及运算说明书的编写
八评分细那么
1、设计任务说明书.30分
2、图纸质量30分
3、进度检查表(每天进行一次进度检查)20分
4、原始文稿20
2010-3-27
传动方案的拟定及说明
我的题号为4、4、7
4----运输带工作拉力F=2500N
4----运输带工作速度V=1.25m/s
7----卷筒直径D=350mm
由题目所知传动机构类型为:
单级直齿轮圆柱齿轮减速器。
故只要对本传动机构进行分析论证。
总体布置简图
1—电动机;2—带传动;3—齿轮减速器;4—轴承;5—联轴器;6—鼓轮;7—运输带
一、电动机的选择
1.电动机类型和结构的选择
因为本传动的工作状况是:
载荷平稳,单向旋转,两班制,连续单向运转,室内工作,有灰尘,环境最高温度35℃因此选用三相异步Y132M1系列的电动机,全封闭自冷结构,电压380V。
2.电动机容量的选择
1〕工作机所需功率Pw
Pw=FV/1000=(2500kN×1.25m/s)/1000=3.125kW
2)卷筒转速Nw
nw=60×1000×v/πd
=60×1000×1.25/〔3.14×350r/min〕=68r/min
3.电动机的输出功率
1〕由表11—3可得
a.V带传动效率η1=0.96
b.滚动轴承的效率η2=0.98
c.闭式圆柱齿轮传动的效率η3=0.96
d.带式运输机的效率η4=0.90
e.联轴器的效率η5=0.99
那么传动装置的总效率为:
ηζ=0.77
2〕电动机工作效率:
Pd=Pw/ηζ=3.125kW/0.77=4.06kW
3〕依照电动机的额定功率Ped≥Pd及工作情形,查课本附表11-1,可选择三相异步电动机Y132M1。
其要紧指标如下:
电动机型号
额定功率/kw
满载转速/(r/min)
堵转转矩/额定转矩
最大转矩/额定转矩
Y132M1-6
4
960
2.0
2.2
二、运算传动的装置的总传动比iζ并分配传动比
1.总传动比
i=Nd/Nw=1460/68=21.5
2.分配传动比
设V带传动比i1=4.53
那么闭式圆柱齿轮的传动比i2=i/i1=22.38/4.53=4.75
三、运算传动装置各轴的运动和动力参数
1.电动机
输入功率:
Pw=4.06kw
转速:
1460r/min
转矩:
9.55×103×Pw/n=26.56N·m
2.Ⅰ轴
输入功率:
Pw=4.025kw
转速:
1460r/min
转矩:
9.55×103×Pw/n=26.56N·m
3.Ⅱ轴
输入功率:
I轴输入功率×η1=3.90kw
转速:
i1=1460/n=322r/min
转矩:
9.55×103×3.90/322=115.67N·m
4.Ⅲ轴
输入功率:
Ⅱ轴输入功率×η2=3.82kw
转速:
i2=Ⅱ轴转速/n=67.79r/min
转矩:
9.55×103×3.82/67.79=538.15N·m
5.Ⅳ轴
输入功率:
Ⅲ轴输入功率×η22η3η4η5=3.14kw
转速:
i2=Ⅱ轴转速/n=67.79r/min
转矩:
9.55×103×3.14/67.79=442.35N·m
各轴运算结果如下:
轴号
输入功率P/Kw
转矩T(N·m)
转速n〔r/min〕
传动比
电动机轴
4.06
26.56
1460
1
Ⅰ轴
4.06
26.56
1460
4.53
Ⅱ轴
3.90
115.67
322
4.75
Ⅲ轴
3.82
538.15
67.79
Ⅳ轴
3.14
442.35
67.79
四、齿轮传动设计
齿数的选择
A.高速级齿轮传动设计
输入功率
小齿轮转速
小齿轮转矩
载荷系数
3.90KW
322r/min
115.66N·m
1.4
1选择材料、精度及参数
选择小齿轮材料为45钢〔调质〕,硬度为240HBS,大齿轮材料为45钢〔正火〕,硬度为200HBS,二者材料硬度差为40HBS。
1〕精度等级选用8级精度;
2〕试选小齿轮齿数z1=35,大齿轮齿数z2=166;
1.按齿面接触强度设计
dt≥
1〕确定公式内的各运算数值
1
载荷系数
=1.4
2
标准直齿圆柱齿轮传动系数
=2.5
3
材料的弹性阻碍系数
ZE=189.8Mpa(钢)
表3-5
4
齿宽系数
φd=1
表3-7
5
许用接触应力
σHlim1=589MPa
σHlim2=554MPa
6
小齿轮传递的转矩
T1=9.55×106×P2/n2
=1.16×105N·mm
2.运算
1〕小齿轮分度圆直径
d1≧
=
=66mm
2〕运算圆周速度
v=
=
=1.11m/s
3〕运算齿宽b及模数
M=d1/z1=66/35=1.89
由表3—2取标准模数,使得模数取2
4.几何尺寸运算
1)分度圆直径
d1=mz1=2×35=70
d2=mz2=2×166=332
2)中心距的选择
a=(d1+d2)/2=201
3)齿数
z1=35,z2=166
4)模数m=2
5)齿宽b=d1×φd=70mm
b2=b=70mm
b1=70+5~10mm,取78mm
6)顶圆直径da1=d1+2ha=m(z1+2)=74mm,
da2=d2+2ha=m(z2+2)=338mm
7)根圆直径df1=d1-2hf=m(z1-2.5)=65mm,
df2=d2-2hf=m(z2-2.5)=327mm
5.校核齿根弯曲疲劳强度
A许用齿根应力
极限应力
=0.7HBS+275=443Mpa
=415Mpa
安全系数Sf=1.4
许用齿根应力
[
]=316Mpa
[
]=296Mpa
B验算齿根应力
复合齿形系数
Yfs1=4.05,Yfs2=4.00
C齿根应力
=2KT1/bd1m×Yfs1=2×1.4×1.16×105×4.05/〔70×70×2〕=134Mpa
=
×(Yfs2/Yfs1)=133Mpa
由于
<[
],
<[
]
故弯曲疲劳强度足够结果合适
由此设计有
模数
分度圆直径
齿宽
顶圆直径
根圆直径
齿数
小齿轮
2
70
78
74
65
35
大齿轮
2
332
70
338
327
166
单位mm
五.轴的设计
1.运算从动轴的转速
从动轴转速n2=n1/i=322/4.75=67.79r/min
2.求主,从动轴的运算直径
依照轴的材料并考虑弯矩的阻碍由表7—4取c=118
主动轴的运算直径:
d1≥
从动轴的运算直径:
d2≥
运算键槽的阻碍:
d1=1.03×27.09mm=27.90mm
d2=1.03×45.55mm=46.91mm
4.取标准直径
因d1、d2分别转矩的输入和输出端直径均属有配合要求的轴段,由附表7—1取标准直径d1=30mm,d2=48mm
六.滚动轴承的选择
〔一〕1..选轴Ⅱ
考虑到要紧承担径向力,轴向也可承担小的轴向载荷。
当量摩擦系数最少。
在高速转时也可承担纯的轴向力,工作中容许的内外圈轴线偏斜量,由于该轴在减速器运作中会受到一定的轴向力,固保险起见使用深沟球轴承6407。
2.运算当量动载荷
由于轴承只承担径向载荷,故当量动载荷即为轴承承担的径向载荷〔轴承的承反力〕。
此处,两轴承支承反力相等,即有
当量动载荷Fp=
Ft=2T2/d1=2×115.67×103=3304.86N
Fr=Ft×tan20°=7393.50N
因此Fp=4049.25N
3.求轴承的实际寿命
轴承差不多额定动载荷由附表8—3C=56900
温度系数由表8—6ft=1.0
载荷系数由表8—7fp=1.1
寿命指数3
轴承的实际寿命Lh=
=
轴承预期寿命为Lh0=8×24×365=70080h
由于Lh>Lh0,故6407轴承可用。
该轴承的差不多参数:
内孔直径d=35mm,外径D=100mm,宽度B=25mm。
4.轴Ⅱ的设计尺寸
1.依照轴向定位的要求确定轴的各段直径
a.该段安装带轮,最小直径为30mm;
b.该段安装轴承和轴承端盖,轴承类型为6407,故该段轴直径定为35mm;
c.该段为了固定齿轮,直径定为40mm;该段轴要安装轴承、套筒、齿轮,轴承选用6407型,因此该轴上的轴承的直径为35mm;
d.该段轴要安装齿轮,直径定为45mm;
e.为了定位齿轮不右移,定位轴肩高度应达2mm,因此该段轴直径为49mm;
f.该段轴身直径定为40mm;
g.该段轴安装轴承6407,直径定为35mm;
2〕各段长度的确定
各段长度的确定从左到右分述如下:
a.该段安装带轮,长度定为44mm;
b.该段轴安装轴承和轴承端盖,长度定为40mm;
c.该段安装套筒,长度定为20mm;
d.该段安装齿轮,考虑到齿轮宽度比轴头宽1~2mm,长度为68mm;
e.该段轴肩长度定为10mm;
f.该段轴身长度定为20mm;
g.该段轴安装轴承,长度定为25mm。
最小直径=30mm
总轴长=221.0mm
〔二〕1..选轴Ⅲ
考虑到要紧承担径向力,轴向也可承担小的轴向载荷。
当量摩擦系数最少。
在高速转时也可承担纯的轴向力,工作中容许的内外圈轴线偏斜量,由于该轴在减速器运作中会受到一定的轴向力,选用深沟球轴承6210。
2.运算当量动载荷
当量动载荷Fp1=Fp2=
齿轮所受的切向力
;
切向力Fr=Ft×tan
=3241.86×tan20°=7252.57N
因此Fp=3972N
3.求轴承的实际寿命
轴承差不多额定动载荷由附表8—3C=35100
温度系数由表8—6ft=1.0
载荷系数由表8—7fp=1.1
寿命指数3
轴承的实际寿命Lh=
=127467h
轴承预期寿命为Lh0=8×24×365=70080h
由于Lh>Lh0,故6210轴承可用。
该轴承的差不多参数:
内孔直径d=50mm,外径D=90mm,宽度B=20mm。
4.轴Ⅲ的设计尺寸
1、依照轴向定位的要求确定轴的各段直径
a.该段轴要安装轴承和套筒,轴承选用6210型,即该段直径定为50mm;
b.该段轴要安装齿轮,考虑到轴肩要有2mm的圆角,经标准化,定为55mm;
c.为了齿轮轴向定位可靠,定位轴肩高度应达5mm,因此该段直径选为60mm;
d.该段轴身直径定为55mm;
e.该段轴要安装轴承,直径定为50mm;
f.该段安装轴承端盖固定轴承,直径定为49mm;
g.由于联轴器一端连接Ⅳ轴,另一端连接Ⅲ轴,因此该段直径尺寸受到Ⅳ轴外伸轴直径尺寸的限制,选为48mm。
2、各段长度的确定
a.该段轴安装轴承,轴承宽20mm,该段长度定为20mm;
b.该端安装套筒,长度定为20mm;
c.该段安装齿轮,要求长度要比轮毂短1~2mm,定为61mm;
d.该段为轴环,宽度不小于7mm,定为10mm;
e.该段轴身长度定为30mm;
f.该段轴安装轴承,长度定为20mm;
g.该段轴肩安装轴承端盖,长度定为40mm;
h.该段由联轴器孔长决定长度定562mm。
最小直径=48mm
总轴长=253mm
〔三〕轴Ⅳ的设计
1.总结以上的数据
功率/Kw
转矩/(N·mm)
转速/〔r/min〕
3.15
5.25*105
57.32
2.初步估算轴的最小直径
选取轴的材料为45号钢依照表7-4选取A0=118。
因此有
mm
由附表7-1取标准直径d=48mm
七.键和联轴器的选择与校核
一样8以上的齿轮有定心精度要求,应选用平键联接。
由于齿轮不在轴端,故可选圆头一般平键〔A型〕
〔一〕键的选择与校核
1.按要求对轴Ⅱ上的两个键进行选择及校核
A对连接小齿轮与轴Ⅱ的键Ⅰ的运算
①.选择键联接的类型和尺寸
依照d=35mm查得键的截面尺寸为:
宽度b=6mm,高度h=6mm。
由轮毂宽度并参照键的长度系列,键长范畴为L=14~70mm,取键长为32mm。
②.校核键联接的强度
键、轴和轮毂的材料差不多上钢,由[1]表6-2查得许用挤压应力
,取平均值,
工作长度=50mm。
因此所选的键满足强度要求。
键的标记为:
A型:
b=6mm,h=6mm,L=32mm键6×32GB/T1096-79
B对连接小齿轮与轴Ⅱ的键Ⅱ的运算
①.选择键联接的类型和尺寸
依照d=45mm查得键的截面尺寸为:
宽度b=12mm,高度h=8mm。
由轮毂宽度并参照键的长度系列,键长范畴为28~140mm,取键长为56mm。
②.校核键联接的强度
键、轴和轮毂的材料差不多上钢,由[1]表6-2查得许用挤压应力
,取平均值,
工作长度=56mm
因此所选的键满足强度要求。
键的标记为:
A型:
b=12mm,h=8mm,L=56mm键12×56GB/T1096-79
C轴Ⅱ上的两键为:
键Ⅰ
A型b=6mm,h=6mm,L=32mm键6×32GB/T1096-79
键Ⅱ
A型b=12mm,h=8mm,L=56mm键12×56GB/T1096-79
2.按要求对轴Ⅲ上的两个键进行选择及校核
A对连接大齿轮与轴Ⅲ的键Ⅰ的运算
①.选择键联接的类型和尺寸
依照d=55mm查得键的截面尺寸为:
宽度b=12mm,高度h=8mm。
由轮毂宽度并参照键的长度系列,键长范畴为L=28~140mm,取键长为50mm。
②.校核键联接的强度
键、轴和轮毂的材料差不多上钢,由[1]表6-2查得许用挤压应力
,取平均值,
工作长度=56mm
因此所选的键满足强度要求。
键的标记为:
A型:
b=12mm,h=8mm,L=50mm键12×50GB/T1096-79
B对连接小齿轮与轴Ⅱ的键Ⅱ的运算
①.选择键联接的类型和尺寸
依照d=48mm查得键的截面尺寸为:
宽度b=14mm,高度h=9mm。
由轮毂宽度并参照键的长度系列,键长范畴为L=36~160mm,取键长为54mm。
②.校核键联接的强度
键、轴和轮毂的材料差不多上钢,由[1]表6-2查得许用挤压应力
,取平均值,
工作长度=56mm
因此所选的键满足强度要求。
键的标记为:
A型:
b=14mm,h=9mm,L=54mm键14×54GB/T1096-79
因此,
键Ⅰ
A型b=12mm,h=8mm,L=50mm键12×50GB/T1096-79
键Ⅱ
A型b=14mm,h=9mm,L=54mm键14×54GB/T1096-79
〔二〕联轴器的选择
Tc=KT3=1.5×538.15Nm=807.225Nm
依照Tc=807.225Nm查表可得,联轴器中LH4型号能满足传递转矩的要求。
LH4型号联轴器的公称转矩为1258Nm,轴空长度为112mm
七、减速器附件的选择
1.齿轮的润滑
采纳浸油润滑。
2.滚动轴承的润滑
由前面运算小齿轮圆周速度为0.86m/s<2m/s,油池中的润滑油飞溅不起来,可采纳润滑脂润滑轴承。
3.润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为方便,考虑到该装置用于小型设备,选用L-AN15润滑油。
4.密封方法的选取
1〕选用凸缘式端盖易于调整,采纳闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。
2〕密封圈型号按所装配轴的直径确定为〔F〕B25-42-7-ACM,〔F〕B70-90-10-ACM。
3〕轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
5.通气器
1〕由于在室内使用,选通气器〔一次过滤〕,采纳M20×25
2〕油面指示器选用游标尺M10
3〕起吊装置采纳箱盖吊耳、箱座吊耳
4〕放油螺塞选用外六角油塞及垫片M20×25
参考资料名目
[1]«机械设计课程设计指导书»,高等教育出版社,宋宝玉主编,1995年12月第一版;
[2]«机械设计基础〔少学时〕第四版»,机械工业出版社,天津大学、李秀珍主编,2001年7月第七版;
[3]«减速器选用手册»,化学工业出版社,周明衡主编,2002年6月第一版;
[4]«机械制图〔第四版〕»,高等教育出版社,刘朝儒,彭福荫,高治一编,2001年8月第四版;
[5]«工程机械构造图册»,机械工业出版社,刘希平主编
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