机械设计基础课程实践设计说明书教材.docx
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机械设计基础课程实践设计说明书教材
设计说明书
课程名称:
机械基础设计实践
学院:
××学院
班号:
××××
姓名:
×××
学号:
**********
指导老师:
×××
机械课程设计任务书
一、设计题目
设计带式运输机传动装置,传动示意图如下:
二、已知条件
1)鼓轮直径D=350mm
2)鼓轮上的圆周力F=1.5kN
3)运输带速度V=1.5m/s
三、技术条件
1)传动装置的使用寿命预定为8年,单班制;
2)工作机的载荷性质平稳,启动过载不大于5%,单向回转;
3)电动机的电源为三相交流电,电压为380/220伏;
4)允许鼓轮的速度误差为±5%;
5)工作环境:
室内。
四、设计要求
1)减速器装配图一张;
2)零件图2张(由指导老师指定);
3)设计说明书一份,按指导书的要求书写。
一、系统运动方案设计
根据已知条件:
1)鼓轮直径D=350mm
2)鼓轮上的圆周力F=1.5kN
3)运输带速度V=1.5m/s
4)传动装置的使用寿命预定为8年,单班制;
6)工作机的载荷性质平稳,启动过载不大于5%,单向回转;
7)电动机的电源为三相交流电,电压为380/220伏;
8)允许鼓轮的速度误差为±5%;
9)工作环境:
室内。
宜选用带-圆柱齿轮传动。
其中减速器外传动选择V带传动,减速器选择一级圆柱齿轮减速器。
二、选择电动机
1.电动机类型选择:
Y系列三相交流异步电机。
2.电动机功率选择:
Pd=Pw/η
Pw=FV=2.25kW
η=ηb·ηr2·ηg·ηc
查表得:
V带传动效率ηb=0.96
球轴承传动效率ηr=0.99
8级精度齿轮传动效率ηg=0.97
齿式联轴器传动效率ηc=0.99
所以,
η=0.96×0.992×0.97×0.99
=0.9035
Pd=2.25/0.9035=2.49kW
3.电动机转速选择:
鼓轮转速nw=1000×60v/(πD)=81.85r/min
V带传动的传动比i1=2~4,一级圆柱齿轮的传动比i2=3~5,所以总传动比i=6~20,nd=492~1640。
符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、结构和带传动、减速器传动比,1000r/min的同步转速比较合适。
所以选择Y132S-6电动机,额定功率3kW,满载转速960r/min。
三、总传动比及各级传动比分配
1.总传动比:
i=nd/nw=11.728
2.各级传动比:
V带传动比取i1=3(V带传动比的常用值为2~4);
i2=i/i1=3.9
四、装置的运动和动力参数计算
1.计算各轴功率:
P1=Pd·ηb=2.39kW
P2=P1·ηr·ηg=2.2955kW
Pw=P2·ηc=2.27kW
2.计算各轴转速:
n1=nd/i1=320r/min
nw=n2=n1/i2=82.05r/min
nw的误差小于5%,符合要求。
3.计算各轴转矩:
T1=9550P1/n1=71.3N·m
T2=9550P2/n2=267.2N·m
Tw=9550Pw/nw=264.2N·m
五、传动零件的设计计算
(一)V带传动
1.确定计算功率:
Pc=KA·P,查表得KA=1.0,
故Pc=P=3kW。
根据Pc、nd查图得:
选用A型V带。
2.确定带轮的基准直径D1、D2:
查表得:
D1min=75mm,参照基准直径系列值取D1=100mm。
D2=i·=3×80=300。
3.验算带的线速度:
v=π·D1·nd/(60×1000)=5m/s
满足5m/s≤v≤30m/s,故合适。
4.确定中心距及带的基准长度:
根据0.7(D1+D2)≤a0≤2(D1+D2)得:
280mm≤a0≤800mm
初定中心距a○=700mm。
Ld’≈2a0+π(D1+D2)/2+(D2-D1)2/(4a○)
=2042.6mm
从普通V带基准长度表中选取Ld=2000mm。
实际中心距a≈a0+(Ld-Ld’)/2=679mm。
5.验算小带轮包角:
α1=180°-(D2-D1)/a×57.3°=163°≥120°
所以小带轮包角合适。
6.确定V带跟数:
查表得:
P0=0.95kW,ΔP0=0.11kW,Kα=0.96,KL=0.95。
z=Pc/[(P0+ΔP0)·Kα·KL]=3.1
取z=4.
7.确定初拉力
查表得:
q=0.10kg/m
F0=500Pc(2.5/K-1)/(zv)+qv2=122.8N
8.计算作用在轴上的压力:
FQ=2zF0sin(α1/2)=971.6N
(二)齿轮传动
1.选择齿轮材料及确定许用应力:
小齿轮用40Cr调质,硬度取260HBS;大齿轮用45调质,硬度取225HBS,小齿轮硬度与大齿轮硬度差为35HBS较合适。
查图表得:
σHlim1=700MPa,σHlim2=540MPa,SH=1.1;σFlim1=240MPa,σFlim2=180MPa,SF=1.3故
[σH1]=σHlim1/SH=636MPa
[σH2]=σHlim2/SH=491MPa
[σF1]=σFlim1/SF=185MPa
[σF2]=σFlim2/SF=138MPa
2.按齿面接触强度设计:
取载荷因数K=1.1,齿宽因数ψa=0.4。
已知小齿轮上转矩T1=71.3N·m=7.13×104N·mm,u=i2=3.9,则
取齿数z1=31,则z2=i2z1=121,故实际传动比i2=121/31=3.903,模数m=2a/(z1+z2)=1.84mm,故取m=2mm。
确定中心距a=m(z1+z2)/2=152mm
齿宽b=ψaa=60.8mm
取b2=60mm,b1=65mm。
3.验算齿轮弯曲强度:
查表得:
齿形因数YF1=2.58,YF2=2.15。
所以,
σF1=2KT1YF1/(bm2z1)=54.4MPa≤[σF1]
σF2=σF1(YF2/YF1)=45.3MPa≤[σF2],安全。
4.齿轮的圆周速度:
v=πmz1n1/(60×1000)=1.04m/s,查表可知,选用8级精度是合适的。
(三)联轴器的选择
减速器输出轴与工作机轴之间常选用具有较大补偿两轴线偏移作用的联轴器,如齿式联轴器。
所以选用
六、轴的设计计算
(一)高速轴的设计
1.选择轴的材料及热处理方式:
由于高速轴为齿轮轴,可选45Cr,调制。
查表得:
σb=750MPa,σs=550MPa,[σ-1b]=69MPa。
2.最小轴径估算
式中P1=2.39kW,n1=320r/min,C=100,所以,输入轴的最小轴径为dmin=19.5mm,考虑到有一个键槽,轴径扩大5%,经圆整,取最小轴径d1=1.05dmin=25mm。
3.轴的结构设计
1)拟定轴上零件的装配方案,如图
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
(1)由于小齿轮的直径较小,因此做成齿轮轴的结构。
其齿根圆的直径df1=59mm。
(2)因为带轮毂宽度H=(1.5~2)dmin=37.5~50mm,取H=48mm,轴段1安装带轮部分应略小于毂孔宽度,故L1=45mm。
该处轴周转速度小于3m/s,可选用毡圈油封,轴承内径暂定25mm。
(3)轴段3和7的设计。
此段安装轴承。
因轴承不受轴向力,故选用深沟球轴承。
由轴承产品目录中初步选取轴承6007,其尺寸为d×D×B=35mm×62mm×14mm,故d3=35mm,该轴承采用脂润滑,考虑到需要安装封油盘,取L3=25mm。
因为两个轴承相同,则d7=35mm,L7=25mm。
(4)轴段2的长度设计。
箱座壁厚δ=0.025a+1≥8mm,0.025a+1=4.8mm,取δ=8mm,箱盖壁厚δ1=0.02a+1≥8mm,0.02a+1=4.04mm,取δ1=8mm;由指导书表5-4公式可确定:
箱座凸缘厚度b=12mm
箱盖凸缘厚度b1=12mm
箱座低凸缘厚度b2=20mm
地脚螺钉直径df=18mm
地脚螺钉数目n=4
轴承旁边连接螺栓直径d1=12mm
箱盖与箱座连接螺栓直径d2=10mm
轴承端盖螺钉直径d3=8mm
窥视孔盖螺钉直径d4=6mm
定位销直径d=6mm
df、d1、d2至外箱壁距离c1=22mm
df、d1、d2至凸缘边缘距离c2=20mm
轴承旁凸台半径R1=20mm
凸台高度h=45mm
外箱壁至轴承座端面距离l1=50mm
大齿轮顶圆与内箱壁距离Δ1=12mm
齿轮端面与内箱壁距离Δ2=11mm
箱盖肋厚m1=7mm
箱壁肋厚m=7mm
轴承端盖外径D2=102mm
轴承端盖凸缘厚度t=10mm
综合考虑到箱体尺寸,L2≥δ+l1+t-L3=43mm,考虑到调整垫片厚度,及带轮毂与箱体之间的间隙,取L2=55mm。
4.键连接:
采用普通平键连接,选择GB/T1096键8×7×40。
5.轴上受力分析:
按第三强度理论校核,
其中,W=πdf13/32。
轴的强度符合要求。
6.轴承寿命校核:
查表得,C=16.2kN,X=1,Y=0,ft=1,fp=1.1,ε=3;
P=XFr+YFa=430N
Lh=106/(60n)·[(ftC)/(fpP)]ε=2092475h≥23360h=8年
所以轴承寿命符合要求。
(二)低速轴的设计
1.选择轴的材料及热处理方式:
由于减速器的轴为一般用途轴,可选45钢,调制。
查表得:
σb=650MPa,σs=360MPa,[σ-1b]=54MPa。
2.最小轴径估算
式中P2=2.2955kW,n2=82r/min,C=90,所以,输入轴的最小轴径为dmin=27.3mm,考虑到有两个键槽,轴径扩大10%,经圆整,取最小轴径d2=1.1dmin=30mm。
3.轴的结构设计
1)拟定轴上零件的装配方案,如图
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
(1)由于所选联轴器宽度为82mm,轴段1长度应略小于联轴器宽度,所以取L1=80mm。
(2)考虑到箱体尺寸及大小齿轮的啮合关系,取L2=55mm。
(3)轴段3和6的设计。
此段安装轴承。
因轴承不受轴向力,故选用深沟球轴承。
由轴承产品目录中初步选取轴承6008,其尺寸为d×D×B=40mm×68mm×15mm,故d3=40mm,该轴承采用脂润滑,考虑到需要安装封油盘,取L3=27mm。
因为两个轴承相同,所以d6=40mm,L6=27mm。
考虑到箱体尺寸,取L6=40mm。
(4)考虑到轴段5需要安装齿轮,结合齿轮尺寸,取D5=50mm比较合适。
4.键连接:
轴与联轴器间采用普通平键连接,选择GB/T1096键8×7×40;
轴与大齿轮间采用普通平键连接,选择GB/T1096键14×9×50。
5.轴上受力分析:
弯矩图、扭矩图与高速轴类似,Mmax=52N·m,T2=267.2N·m,
其中,W=πD53/32。
轴的强度符合要求。
6.轴承寿命校核:
查表得,C=17.0kN,X=1,Y=0,ft=1,fp=1.1,ε=3;
P=XFr+YFa=430N
Lh=106/(60n)·[(ftC)/(fpP)]ε=9436224h≥23360h=8年
所以轴承寿命符合要求。
七、箱体及附件的设计计算
1.箱体参数:
(高速轴计算时已给出)
箱座凸缘厚度b=12mm
箱盖凸缘厚度b1=12mm
箱座低凸缘厚度b2=20mm
地脚螺钉直径df=18mm
地脚螺钉数目n=4
轴承旁边连接螺栓直径d1=12mm
箱盖与箱座连接螺栓直径d2=10mm
轴承端盖螺钉直径d3=8mm
窥视孔盖螺钉直径d4=6mm
定位销直径d=6mm
df、d1、d2至外箱壁距离c1=22mm
df、d1、d2至凸缘边缘距离c2=20mm
轴承旁凸台半径R1=20mm
凸台高度h=45mm
外箱壁至轴承座端面距离l1=50mm
大齿轮顶圆与内箱壁距离Δ1=12mm
齿轮端面与内箱壁距离Δ2=11mm
箱盖肋厚m1=7mm
箱壁肋厚m=7mm
轴承端盖外径D2=102mm
轴承端盖凸缘厚度t=10mm
2.附件选择:
通气器:
由于在室内使用,选简易式通气器,采用M12×1.25;
油面指示器:
选用游标尺M12;
起吊装置:
采用箱盖吊耳、箱座吊耳;
放油螺塞:
选用外六角油塞及封油垫圈M14×1.5;
箱盖与箱座连接螺栓GB/T5782-2000M10×35,材料Q235A;
轴承旁连接螺栓GB/T5782-2000M12×110,材料Q235A;
轴承端盖螺钉GB/T5783-2000M8×20,材料Q235A;
窥视孔盖螺钉GB/T5782-2000M6×16,材料Q235A;
定位销6×35,材料35钢。
八、润滑和密封
1.齿轮的润滑:
采用浸油润滑,由于为单级圆柱齿轮减速器,速度ν<12m/s,当m<20时,浸油深度h约为1个齿高,但不小于10mm,所以浸油高度约为36mm。
2.滚动轴承采用脂润滑,设封油盘。
3.润滑油的选择:
考虑到该装置用于小型设备,选用GB/T443-1999全损耗系统用油L-AN150润滑油。
4.密封方法的选取:
选用凸缘式端盖易于调整,采用半粗羊毛毡圈。
设计小结
课程设计是大学本科学生学完基础课和专业基础课后进行的一次实践,旨在开拓我们的视野,增强专业意识,巩固和理解专业课程,它是不同于理论学习,课程设计是更注重实际应用,与生产生活更加接近。
经过两周的努力,我体会到了把机构系统设计成机械实体的困难;运用CAD技术完成机构设计与分析、机械零部件设计、绘制装配图、零件图及编制设计说明书的能力得到了很大的提高;而且还在此期间巩固了自己所学的机械制图、机械设计基础、理论力学、材料力学等基本理论、基本知识。
这两周的课程设计让我受益匪浅。
在此,我要感谢学校和老师为我们提供了一个如此宝贵的学习和锻炼的机会。
参考文献
[1]孔凌嘉,张春林.机械基础设计实践[M].北京:
北京理工大学出版社,2010.
[2]马宝吉.机械设计基础[M].西安:
西北工业大学出版社,2005.
[3焦永和,张京英.工程制图[M].北京:
高等教育出版社,2008.
[4]韩斌,刘海燕.材料力学教程[M].北京:
电子工业出版社,2013.
[5]水小平,白若阳.理论力学教程[M].北京:
电子工业出版社,2013.
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