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机械课程设计B组
课程设计(综合实验)报告
(2008--2009年度第1学期)
名称:
机械设计基础课程设计
题目:
带式输送机用一级齿轮减速器
院系:
动力工程系
班级:
热动0605
学号:
200602000910
学生姓名:
李业伟
指导教师:
乐英马银戌
设计周数:
2周
成绩:
日期:
2009年01月15日
《机械设计基础》课程设计
任务书
一、目的与要求
《机械设计基础》课程设计是机械设计课程的最后一个教学环节,其目的是:
1)培养学生综合运用所学知识,结合生产实际分析解决机械工程问题的能力。
2)学习机械设计的一般方法,了解和掌握简单机械传动装置的设计过程和进行方式。
3)进行设计基本技能的训练,如计算、绘图、查阅资料、熟悉标准和规范。
要求学生在课程设计中
1)能够树立正确的设计思想,力求所做设计合理、实用、经济;
2)提倡独立思考,反对盲目抄袭和“闭门造车”两种错误倾向,反对知错不改,敷衍了事的作风。
3)掌握边画、边计算、边修改的设计过程,正确使用参考资料和标准规范。
4)要求图纸符合国家标准,计算说明书正确、书写工整,
二、主要内容
1.设计题目
设计带式输送机用一级齿轮减速器
原始数据:
1)输送带的工作拉力F=8090N;
2)输送带的工作速度v=0.53m/s(允许输送带速度误差为±5%);
3)滚筒直径D=200mm;
4)滚筒效率
(包括滚筒和轴承的效率损失);
5)工作情况:
两班制连续单向运转,载荷较平稳;
6)使用折旧期:
5年
7)动力来源:
电力,三相交流,电压380V;
8)制造条件及生产批量:
一般机械厂制造,小批量生产。
2.设计内容:
1)选择电动机;计算运动和动力参数;传动零件的设计。
2)绘制装配图和零件图。
3)设计计算说明书一份,包括:
选择电动机,计算运动和动力参数,传动零件的设计,轴、轴承、键的校核,联轴器的选择,箱体的设计等。
三、进度计划
序号
设计(实验)内容
完成时间
备注
1
装配草图和装配图的绘制
6天
2
零件图的绘制、编写设计计算说明书
3天
3
提交设计、教师审图、评定成绩
1天
四、课程设计成果要求
1)减速器装配图1张(1号);
2)大齿轮零件图1张(2号)、低速轴零件图1张(2号)。
3)设计说明书一份。
五、考核方式
依据:
设计图纸质量、设计说明书中计算方法和过程是否正确、平时考勤。
成绩:
按四级分制:
优、良、通过、不通过
学生姓名:
李业伟
指导教师:
马银戌,乐英
2009年01月15日
机械设计课程设计计算说明书
一、传动方案拟定…………….……………………………….5
二、电动机的选择……………………………………….…….5
三、计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….6
四、运动参数及动力参数计算………………………….…….6
五、传动零件的设计计算………………………………….….7
六、轴的设计计算…………………………………………......10
七、滚动轴承的选择及校核计算………………………….….16
八、键联接的选择及计算………..……………………………19
一、课程设计目的与要求
1.《机械设计基础》课程设计是机械设计课程的最后一个教学环节,其目的是:
1)培养学生综合运用所学知识,结合生产实际分析解决机械工程问题的能力;
2)学习机械设计的一般方法,了解和掌握简单机械传动装置的设计过程和进行方式;
3)进行设计基本技能的训练,如计算、绘图、查阅资料、熟悉标准和规范。
2.要求学生在课程设计中
1)能够树立正确的设计思想,力求所做设计合理、实用、经济;
2)提倡独立思考,反对盲目抄袭和“闭门造车”两种错误倾向,反对知错不改,敷衍了事的作风;
3)掌握边画、边计算、边修改的设计过程,正确使用参考资料和标准规范;
4)要求图纸符合国家标准,计算说明书正确、书写工整。
二、设计正文
1选择电动机
1.1选用Y系列三相异步电动机
1.2电动机的容量
由电动机至工作几的总传动效率
η=η1η2η3η4η5η6η7η8
式中个部分效率由设计资料查得:
弹性滑块联轴器的效率η1=0.993,对球轴承的效率η2=0.99(初选球轴承),闭式齿轮传动效率η3=0.97(初定8级精度),一对圆锥滚子轴承效率η4=0.99,圆锥齿轮传动效率η5=0.95(初定8级精度),十字滑块联轴器的效率η6=0.98,卷筒传动的效率η7=0.96。
总效率为η=0.993×0.99×0.97×0.99×0.95×0.98×0.96×0.99=0.835
电动机所用功率
Pd=
代入数据可得Pd=5.135KW
1.3确定电动机的转速
卷筒轴工作转速为nww=
代入数据可得n=50.6369r/min
按《机械设计(基础)课程设计》(第二版)表2-2传动比范围,取闭式圆柱齿轮的传动比ⅰ1=3~6,圆锥齿轮的传动比ⅰ2=1~4,则总传动比的合理范围为ⅰ=3~24,故电动机转速的可选范围为:
nd=(ⅰnw)=(3~24)×50.6369=151.9107~1215.2826(r/min)
符合这一范围的同步转速有两种,750和1000r/min。
优先选用同步转速1000的电动机。
由设计资料中电动机部分选定B3型,电动机型号为Y132M2-6。
其主要性能见表1-1
表1-1主要性能
电动机型号
额定功率(KW)
同步转速(
)
满载转速(
)
堵转转矩
额定转矩
质量(Kg)
Y132M2-6
5.5
1000
960
2.0
84
外形尺寸见表1-2
表1-2外形和安装尺寸mm
机座号
中心高
安装尺寸
轴伸尺寸
平键尺寸
外形尺寸
H
A
B
D
E
F×GD
G
l
HD
AC/2
AD
132M
132
216
178
38
80
10×8
33
515
315
135
210
2分配各级传动比
总传动比为i=
=960/50.64=18.9585
由《机械设计(基础)课程设计》(第二版)式(2-6)可知,式中ⅰ1和ⅰ2分别为闭式圆柱齿轮和开式圆锥齿轮的传动比,按传动比注意事项,初步取ⅰ1=5,则ⅰ2=
=3.7917
3计算运动和动力参数
3.1各轴转速
I轴nⅠ=nm=960(r/min)
II轴nⅡ=
=
=192(r/min)
III轴nⅢ=
=192/3.7917=50.6369(r/min)
卷筒轴nⅣ=nⅢ=50.6369(r/min)
3.2各轴输入功率
I轴PⅠ=Pdη1=5.135×0.993=5.099KW)
II轴PⅡ=PⅠη2η3=5.099×0.99×0.97=4.897(KW)
III轴PⅢ=PⅡη3η4=4.897×0.99×0.97=4.606(KW)
卷筒轴PⅣ=PⅢη5η6=4.606×0.95×0.98=4.469(KW)
3.3各轴输入转矩
I轴TⅠ=9550
=9550×5.099/960=50.724(N.m)
II轴TⅡ=9550
=9550×4.897/160=243.575(N.m)
III轴TⅢ=9550
=9550×4.606/50.6369=868.6807(N.m)
卷筒轴TⅣ=9550
=9550×4.469/50.6369=842.843(N.m)
将计算数值列于表3-1
表3-1计算数值
轴号
转速n
(r/min)
输入功率P
(KW)
输入扭矩
(N.m)
传动比
i
传动效率
η
电动机轴
960
Ⅰ轴
960
5.099
50.724
Ⅱ轴
160
4.897
243.575
Ⅲ轴
50.6369
4.606
868.6807
卷筒轴
50.6369
4.469
842.843
4减速器外传动零件的设计计算
4.1联轴器的选择:
4.1.1一号联轴器的选择
由电动机轴外伸尺寸确定高速轴联轴器为弹性套柱销联轴器,TL6
GB4323-84
各参数见表4-1
表4-1弹性套柱销联轴器
型号
公称转矩N*m
许用转速
(r/min)
轴孔直径(mm)
轴孔长度(mm)
D
A
质量
Kg
转动质量Kg*m2
许用补偿量
Y型
JJ1Z型
mm
径向△Y
角向△a
钢
mm
L
L1
L
TL6
250
3800
323538
82
60
82
160
45
10.36
0.026
0.3
10
4.1.2二号联轴器选用十字滑块联轴器,
各参数如下表4-2
表4-2十字滑块联轴器
公称转矩N*m
许用转速(r/min)
d1
D0
D
L
h
d2
C
质量
Kg
转动惯量Kg*m2
800
250
45
50
80
130
200
20
50
55
0.5±0.3
10.00
9.46
0.0175
4.2开式齿轮传动设计计算
4.2.1根据设计任务书选定为直齿圆锥齿轮传动
4.2.2传动计算
(1)选择材料及确定许用应力
小齿轮用45钢调质,齿面硬度为210HBS(《机械设计基础》表11-1)
大齿轮用45钢正火,齿面硬度为190HBS(《机械设计基础》表11-1)
因σHlim1=550MPa,σHlim2=530MPa(《机械设计基础》图11-7c),SH=1.1(《机械设计基础》表11-4)故
[σH1]=
=550/1.1=500MPa
[σH2]=
=530/1.1=481.818MPa
因σFlim1=174MPa,σFlim2=186MPa(《机械设计基础》图11-10c),SF=1.4(《机械设计基础》表11-4)故
[σF1]=
=174/1.4=124.2857MP[σF2]=
=186/1.4=132.8571MPa
(2)按齿面弯曲强度设计,然后将模数加大10%
设齿轮按8级精度制造,取载荷系数k=1.4(《机械设计基础》表11-3),齿宽系数ψR=0.4
小齿轮上的转矩由前面计算可知T1=243.575N.m
设小齿轮齿数Z1=21,则大齿轮齿数Z2=u.Z1=79.6257取Z2=80,故实际传动比i=80/21=3.8095
分度圆锥角δ2=arctg(Z2/Z1)≈83.66δ1=90º-δ2=6.34º
当量齿数ZV1=Z1/cosδ1=21.1ZV2=Z2/cosδ2=315.135查《机械设计基础》图11-9可得齿形系数YF1=2.86YF2=2.13
YF1/[σF1]=0.023YF2/[σF2]=0.016且YF1/[σF1]大于YF2/[σF2]故将YF2/[σF2]代入《机械设计基础》式(11-22)计算。
平均模数mm≥
代入数据可得mm=2.9,则mm取3
大端模数me=
代入数据可得me=4.125取标准值me=5
外锥距Re=
代入数据可得Re=205.87mm
齿宽b=ψRRe代入数据可得b=82.348mm取b=83mm
大端分度圆直径de1=meZ1代入数据可得de1=105mm
(3)齿轮的圆周速度
v=
代入数据可得v=1.055m/s
对照《机械设计基础》表11-2可知选用8级精度是合宜的。
5减速器内传动零件的设计计算
减速器内传动零件的设计计算闭式齿轮传动
5.1根据设计任务书选定为直齿圆柱齿轮传动
5.2传动计算
(1)选择材料及确定许用应力
小齿轮用45号钢调质,齿面硬度为220HBS(《机械设计基础》表11-1)
大齿轮用45号钢调质,齿面硬度为210HBS(《机械设计基础》表11-1)
因σHlim1=560MPa,σHlim2=550MPa(《机械设计基础》图11-7c),SH=1.1(《机械设计基础》表11-4)故
[σH1]=
=560/1.1=509.09Mpa[σH2]=
=550/1.1=500MPa
因σFlim1=190MPa,σFlim2=180MPa(《机械设计基础》图11-10c),SF=1.4(《机械设计基础》表11-4)
故
[σF1]=
=190/1.4=135.714Mpa[σF2]=
=180/1.4=128.57MPa
(2)按齿面接触强度设计
设齿轮按8级精度制造,取载荷系数k=1.4(《机械设计基础》表11-3),齿宽系数ψa=0.4
小齿轮上的转矩由前面计算可知T1=50.724N.m
设小齿轮齿数Z1=20,则大齿轮齿数Z2=u.Z1=5×20=100取Z2=100,故实际传动比i=100/20=5按《机械设计基础》式(11-5)计算中心距(已知u=Z2/Z1=5)
a≥
代入数据可得a≥155mm
模数m=
代入数据可得m=2.58取标准值m=3
所以中心距a=
代入数据可得a=180mm
齿宽b=ψaa=0.4×180=72mm取b2=75mmb1=80mm
(3)按齿面弯曲强度进行校核
由《机械设计基础》图11-9查得YF1=2.92YF2=2.22
按《机械设计基础》式(11-8)验算弯曲强度
σF1=
代入数据可得σF1=28.80MPa<[σF1]
σF2=σF1
代入数据可得σF2=21.90MPa<[σF2]
经验算可知齿轮强度合格,安全
(4)齿轮的圆周速度
v=
代入数据可得v=3.0144m/s
对照《机械设计基础》表11-2可知选用8级精度是合宜的。
6高速轴的设计计算及校核
6.1轴的结构设计
6.1.1对轴的外伸段直径的初估
由所选联轴器TL6
得知:
电动机伸出轴(D×E=38×82)相配的主动端d1=32mm,Y型轴孔,L=82mm,C型平键槽;减速器高速轴伸出端相配的从动端d2=42mm,J1型轴孔,L=60mm,A型平键槽
设轴的材料为45钢,由轴径初估公式得高速轴伸出端的轴径为:
d=c
=(118-107)×
=20.736~18.803mm
式中:
C—(118-107)
P—传递功率
n—电动机转数
6.1.2传动零件中心线、轮廓线、箱体内壁线、轴承端面位置的确定
见装配图(见1号手画图)
6.1.3轴的结构设计
轴的径向尺寸及轴向尺寸的确定见装配图,表6-1,表6-2,
高速轴各段直径的确定见表6-1
表6-1高速轴各段直径的确定
符号(mm)
确定方法及说明
d1(32)
按相配合的半联轴器孔径要求及轴径初估值综合考虑确定,还应满足键联接要求,并按标准尺寸圆整
d2(43)
d2=d1+2h,h为轴肩高度,h=(0.07d+3)-(0.1d+5),还应符合密封元件的孔径要求
d3(45)
d3=d2+(1-5),图中d2至d3的变化仅为轴承装配方便及区分加工表面,其差值可小些,d3段与滚动轴承相配,必须符合轴承标准
d4(60)
d4=d3+2h,d3至d4的变化为轴承定位
d5(66)
d5为齿轮轴的齿顶圆直径,分度圆直径为60,齿根圆直径为53.75
d6(60)
d6=d4大于齿根圆直径,这时齿轮轴上的轮齿必须用滚切法加工
d7(45)
一般d7=d3,同一轴上的滚动轴承最取去同一型号,以便于轴承座孔的镗制和减少轴承规格
高速轴各段长度的确定表6-2
表6-2高速轴各段长度的确定
符号
名称
确定方法及说明
b1(80)
小齿轮宽度
b1=b2+(5-10),b2为大齿轮宽度,由计算确定
△1(12)
齿轮端面与箱体内壁距离
△1=10-15
l2(4)
箱体内壁至轴承端面的距离
脂润滑时l2=8-12,油润滑时l2=3-4
T(19)
轴承宽度
考虑轴受力性质及d7=d3=45,初选深沟球轴承6209,T=19
e(12)
端盖尺寸
由轴承端盖结构确定。
对于嵌入式端盖对嵌入式端盖,采用O型密封圈,e=15-20:
不采用O型密封圈e=10-15;对凸缘式端盖m=e+n=(0.10-0.15)/D
L(48)
轴承座孔宽度
考虑箱外联结螺栓扳手空间,考虑箱内零件,对嵌入式端盖L=e+n+T+(8-12);对凸缘式端盖L=m+T+(8-12)
n(13)
套筒尺寸或垫片
满足轴承定位要求几间隙调整。
l4(18)
箱外旋转件内端面至端盖最外面距离
一般l4=15-20,满足凸缘式端盖的拆卸要求。
l5(80)
轴的外伸段上装半联轴器相配合长度
按所装半联轴器的轮毂宽度和固定方法而定,同时要满足键联接强度要求。
6.2轴的强度校核
6.2.1轴上力的作用点及支点跨距的确定
高速轴(I轴)由表6-1知,与滚动轴承相配合的轴径d3=45mm,高速齿轮轴上受有径向力故采用深沟球轴承6209(初选)
联轴器上力的作用点与支撑受力点的距离为:
l1=l5/2+l4+e+n+T=93mm
小齿轮中心与支撑受力点的距离为:
L1/2=b1/2+△1+l2+T/2=66mm
6.2.2轴强度计算
高速齿轮轴的材料应该与小齿轮原选定材料相同,45钢调质,查《机械设计基础》表14-1得,此材料的σB=650MPa,查《机械设计基础》表14-3[σ-1b]=60MPa
高速轴的受力和弯扭图见下图6-1
小齿轮的分度圆直径为:
d1=mz1=60mm(在图上小齿轮的齿顶圆直径用d5表示)
小直齿轮受力情况如下:
圆周力Ft1=
=1690.8(N)
径向力Fr1=Ft1tgα=1720×tg20°=615.4(N)
在危险B截面处,垂直面上支反力:
RAV=RCV=Fr1/2=615/2=307.7(N)
垂直面上的弯矩:
MBV1=MBV1=RAV×62=307.7×66=20308.2(N)
水平面上支反力:
(a)高速轴受力简图;(b)垂直面的受力和弯矩图;(c)水平面的受力和弯矩图;
(d)扭矩图;
RAH=RCH=Ft1/2=845.4(N)
水平面上的弯矩:
MBH=RAH×64=860×72=55796.4(N.mm)
合成弯矩:
MB=
=59377.27882(N.mm)
当量弯矩为(视转矩为脉动循环,取a=0.6)
Me=
==66722.66(N.mm)
计算危险截面B处轴的直径:
dB≥
=22.32mm
因为齿轮轴,B处无键槽,不考虑加大轴径.
由上述轴的设计得知所确定的B截面处齿根圆直径df=54mm>dB=22.32mm,所以以结构设计的轴的径向和轴向尺寸为准.
6.3滚动轴承计算
1)轴承A和C的径向力分别为:
FrA=
==899.66(N)
FrC=
=899.66(N)
轴承为6209型深沟球轴承:
当量动载荷为PA=FrA=899.66(N)
PC=FrC=899.66(N)
减速器的使用寿命要求为:
14500h
查《机械设计基础》表16-10得载荷系数fp=1.5;查《机械设计基础》表16-9得温度系数ft=1,
Crˊ=
(
)1/ε
式中n=960r/min,ε=3
所以Crˊ=1.5*899.66(
)1/3=12708.66(N)
查《机械设计(基础)课程设计》(第二版)表13-3深沟球轴承6209的Cr=31500(N)
Crˊ<Cr,所以所选轴承适用。
6.4键联接计算
高速轴外伸段与联轴器配合的键选择如下:
由所选联轴器TL6与减速器高速轴伸出端相配的从动端d1=32mm,J1型轴孔,L=60mm知外伸段轴径为32mm,长度为58mm(小于60mm)今采用圆头普通平键A型(GB1096-79)b×h=10×8,键长L=50mm.键的材料选45钢,轴、键和轮毂的材料均为钢。
查《机械设计基础》表14-1得许用挤压应力为[σp]=100MPa。
键的工作长度l=L-b=50-10=40(mm)
转矩已知为T=T1=50724(N.mm)
因此,挤压应力
σp=
=4*50724/8/40/32=19.8N/mm2<[σp]=100MPa
故此键联接强度足够。
标记:
键10×50GB1096-79
7低速轴的设计计算及校核
7.1轴的结构设计
7.1.1对轴的外伸段直径的初估
设轴的材料为45钢,由轴径初估公式得低速轴伸出端的轴径为:
d=c
==28.8~40.6mm
式中:
C—(118-107)
P—传递功率
n—电动机转数
7.1.2轴的结构设计
轴的径向尺寸及轴向尺寸的确定见装配图,表7-1,表7-2,
低速轴各段直径的确定见表7-1
表7-1低速轴各段直径的确定
符号(mm)
确定方法及说明
d1(35)
按相配合的半联轴器孔径要求及轴径初估值综合考虑确定,还应满足键联接要求,并按标准尺寸圆整
d2(50)
d2=d1+2h,h为轴肩高度,h=(0.07d+3)-(0.1d+5),还应符合密封元件的孔径要求
d3(55)
d3=d2+(1-5),图中d2至d3的变化仅为轴承装配方便及区分加工表面,其差值可小些,d3段与滚动轴承相配,必须符合轴承标准
d4(59)
分度圆直径为300,齿根圆直径为293.75
d5(77)
d5=d4+2h,d4至d5的变化为齿轮定位
d6(55)
一般d6=d3。
同一轴上的滚动轴承最取去同一型号,以便于轴承座孔的镗制和减少轴承规格
低速轴各段长度的确定表7-2
表7-2低速轴各段长度的确定
符号
名称
确定方法及说明
b2(75)
小齿轮宽度
b1=b2+(5-10),b2为大齿轮宽度,由计算确定
△1(12)
齿轮端面与箱体内壁距离
△1=10-15
l2(4)
箱体内壁至轴承端面的距离
脂润滑时l2=8-12,油润滑时l2=3-4
T(21)
轴承宽度
考虑轴受力性质及d7=d3=50,初选圆锥滚子轴承30210,T=20
e(12)
端盖尺寸
由轴承端盖结构确定。
对于嵌入式端盖对嵌入式端盖,采用O型密封圈,e=15-20:
不采用O型密封圈e=10-15;对凸缘式端盖m=e+n=(0.10-0.15)/D
L(55)
轴承座孔宽度
考虑箱外联结螺栓扳手空间,考虑箱内零件,对嵌入式端盖L=e+n+T+(8-12);对凸缘式端盖L=m+T+(8-12)
n(12)
套筒尺寸或垫片
满足轴承定
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