机械设计-课程设计-一级减速器设计-(10).doc
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机械设计-课程设计-一级减速器设计-(10).doc
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课程设计说明书
课程名称:
一级圆柱直齿轮减速器
设计题目:
带式输送机传动装置的设计
院系:
应用工程系
学生姓名:
石磊
学号:
0903050210
专业班级:
机电092
指导教师:
2010年10月12日
《机械设计》课程设计
设计题目:
带式输送机传动装置的设计
内装:
1.设计计算说明书一份
2.减速器装配图一张(A1)
3.轴零件图一张(A3)
4.齿轮零件图一张(A3)
应用工程系系机电092班级
设计者:
石磊
指导老师:
完成日期:
2010年10月10日
杭州万向职业技术学院
15
课程设计任务书
目录
机械设计课程设计计算说明书
1.
一、课程设计任务书…………………………………
二、摘要和关键词……………………………………………
2.
一、传动方案拟定………………………………………………
各部件选择、设计计算、校核
二、电动机选择…………………………………………………
三、计算总传动比及分配各级的传动比………………………
四、运动参数及动力参数计算…………………………………
五、传动零件的设计计算………………………………………
六、轴的设计计算………………………………………………
七、滚动轴承的选择及校核计算………………………………
八、键联接的选择及校核计算…………………………………
九、箱体设计……………………………………………………
课程设计任务书
设计题目
带式输送机传动装置的设计
学生姓名
石磊
所在院系
应用工程系
专业、年级、班
机电092班
设计要求:
输送机连续工作,单向运转,载荷较平稳,两班制工作,使用期限8年,小批量生产。
允许输送带速度误差为±3%。
输送带拉力F=5.2kN;输送带速度V=1.6m/s;滚筒直径D=420mm;每日工作小时H=16。
学生应完成的工作:
1.编写设计计算说明书一份。
2.减速器部件装配图一张;
3.绘制轴和齿轮零件图各一张。
参考文献阅读:
1.《机械设计》课程设计指导书
2.《机械设计》图册
3.《机械设计手册》
4.《机械设计》
工作计划:
1.设计准备工作
2.总体设计及传动件的设计计算
3.装配草图及装配图的绘制
4.零件图的绘制
5.编写设计说明书
任务下达日期:
2010年9月30日
任务完成日期:
2010年10月13日
计算过程及计算说明
一、传动方案拟定
(1)工作条件:
使用年限8年,工作为二班工作制,单向运转,小批量生产,载荷平稳,环境清洁。
(2)原始数据:
输送带拉力F=5.2kN;输送带速度V=1.6m/s;滚筒直径D=420mm;每日工作小时H=16。
允许输送带速度误差为±3%
二、电动机选择
1、电动机类型的选择:
Y系列三相异步电动机
2、电动机功率选择:
(1)传动装置的总功率:
η总=η带×η3轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.96×0.993×0.96×0.99×0.98
=0.87
(2)电机所需的工作功率:
P工作=FV/(1000η总)
=5200×1.6/(1000×0.87)
=9.56KW
3、确定电动机转速:
计算滚筒工作转速:
n筒=60×1000V/πD
=60×1000×1.6/π×420
=72.79r/min
按手册P7表1推荐的传动比合理范围,取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3—5。
取V带传动比I’12—4,则总传动比理时范围为I’a=6—20。
故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×n筒
n筒=(6~20)×72.59=(436.74—1455.8)r/min
符合这一范围的同步转速有750r/min和1000r/min
根据容量和转速,由有关手册查出有2种适用的电动机型号:
因此有2种传支比方案:
由《机械设计手册》查得。
综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,可见第2方案比较适合,则选n=1000r/min 。
4、确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型,所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为Y160L-8
。
其主要性能:
额定功率11kw:
11同步转速1000r/min满载转速970r/min,
三、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比:
i总=n电动/n筒=970/72.59=13.36
2、分配各级伟动比
(1)据指导书P7表1,取齿轮i带=2.8(V带传动比I’1=2~4合理)
(2)∵i总=i齿轮×i带
∴i齿轮=i总/i带=13.36/2.8=4.8
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速(r/min)
nI=n电机=970r/min
nII=nI/i带=970/2.8=346.43(r/min)
nIII=nII/i齿轮=346.43/4.8=72.17(r/min)
2、计算各轴的功率(KW)
PI=P工作×η带=9.56×0.96=9.18KW
PII=PI×η轴承×η齿轮=9.18×0.99×0.96=8.72KW
PIII=PII×η轴承×η联轴器=8.72×0.99×0.99=8.55KW
3、计算各轴扭矩(N·mm)
T工作=9550×9.56/970=94.12N·mm
TI=T工作×η带×i带=94.12×2.8×0.96=252.99N·m
TII=TI×i齿轮×η轴承×η齿轮
=252.99×4.88×0.99×0.96=1154.12N·m
TIII=TII×η轴承×η联轴器
=1154.12×0.99×0.99=1131.15N·m
五、传动零件的设计计算
1.确定计算功率PC
由课本表8-7得:
kA=1.1
PC=KAP=1.1×11=12.1KW
2.选择V带的带型
根据PC、n1由课本图8-10得:
选用B型
。
1)初选小带轮的基准直径dd1由课本表8-6和表8-8,取小带轮的基准直径dd1=140mm。
2)计算大齿轮的基准直径。
根据课本式(8-15a),计算大带轮的基准直径dd2
dd2=i带·dd1=2.8×140=392mm
由课本表8-8,圆整为dd2=400mm
3.确定带长和中心矩
1)根据课本式(8-20),初定中心距a0=1000mm
2)由课本式(8-22)计算带所需的基准长度
Ld0≈2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/(4a0)
=2×1000+3.14×(140+400)/2+(400-140)2/(4×1000)≈2863.9mm
由课本表8-2选带的基准长度Ld=2800mm
按课本式(8-23)实际中心距a。
a≈a0+(Ld-Ld0)/2=1000+(140.79)/2=1070mm
4.验算小带轮上的包角α1
α1=1800-(dd2-dd1)/a×57.30
=1800-(400-140)/1070×57.30
=159.020>900(适用)
6.确定带的根数z
1)计算单根V带的额定功率pr。
由dd1=140mm和n1=970r/min根据课本表4-6得
P0=2.66KW
根据n1=970r/min,i带=2.8和B型带,查课本表(5-6)得△P0=0.3KW
根据课本表4-7得Ka=0.95
根据课本表4-2得KL=1.1
计算V带的根数z
由课本P83式(5-12)
Z=P工作/((P0+△P0)×Ka×KL)=9.56/((2.66+0.3)×1.1×0.95)=3.09
圆整为4根
2、齿轮传动的设计计算
1选定齿轮材料及精度等级及齿数
1)机器为一般工作机器,速度不高,故选用7级精度(GB10095-88)。
2)材料选择。
由表课本表10-1选择小齿轮和大齿轮材料为45钢(调质)硬度为280HBS。
3)选小齿轮齿数z1=22,大齿轮齿数z2=22×4.8=106,
2按齿面接触疲劳强度设计
由设计计算公式(10-9a)
d1≥2.8(KT1(u+1)ZE2/φdu[σH]2)1/3
(1)确定公式内的各计算数值
1)试选载荷系数Kt=1.1
2)计算小齿轮传递的转矩
T1=9.55×106×P1/n1
=95.5×106×9.18/346.43=25306.4N·mm
d1≥2.8(KT1(u+1)ZE2/φdu[σH]2)1/3=44
3)由课本tu10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=530MPa;打齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=490MPa;
3)计算齿宽b。
b=φdd1=1.1×44mm=48.4mm取b2=50mm;b1=b2+(5~10mm)=55mm
4)计算模数。
模数:
m=d1/Z1=43.8/22=1.99mm查表5-1取标准模数m=2
5)查取应力校正系数
由课本表5—9查得YSa1=4.21YSa2=3.99
6)齿形系数
解得齿形系数为13.07MPa
7)许用弯曲
解得许用弯曲为12.39MPa
所以弯曲疲劳强度足够
4.几何尺寸计算
(1)计算分度圆直径d1=z1m=22×2=46mm
d2=z1m=106×2=212mm
(2)计算中心距a=(d1+d2)/2=(46+212)/2=131mm
(3)计算齿轮宽度b=φdd1=1.1×44mm=48.4mm
取b2=50mm;b1=b2+(5~10mm)=55mm
六、轴的设计计算
输出轴的设计计算
两轴输出轴上的功率P、转数n和转矩T
1、计算各轴转速(r/min)
nI=n电机=970r/min
nII=nI/i带=970/2.8=346.43(r/min)
nIII=nII/i齿轮=346.43/4.8=72.17(r/min)
2.计算各轴的功率(KW)
PI=P工作×η带=9.56×0.96=9.18KW
PII=PI×η轴承×η齿轮=9.18×0.99×0.96=8.72KW
PIII=PII×η轴承×η联轴器=8.72×0.99×0.99=8.55KW
3.计算各轴扭矩(N·mm)
T工作=9550×9.56/970=94.12N·mm
TI=T工作×η带×i带=94.12×2.8×0.96=252.99N·m
TII=TI×i齿轮×η轴承×η齿轮
=252.99×4.88×0.99×0.96=1154.12N·m
TIII=TII×η轴承×η联轴器
=1154.12×0.99×0.99=1131.15N·m
4、初步确定轴的最小直径
mm则取35mm
mm则取50mm
5、联轴器的选择
为了使所选输出轴的最小直径与联轴器的孔相适应,故选联轴器的型号。
联轴器的计算转矩Tca=KAT2,查课本表14-1,考虑到转矩变化很小,故取KA=1.3,则
按照计算转矩Tca应小于联轴器工程转矩条件,查《机械设计手册》,选用LT8型弹性柱销联轴器,。
联轴器的孔径d1=50mm,半联轴器长度L=84mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=112mm。
6、轴承的选择
初步选择滚动轴承。
因轴承只受径向力的作用,故选用深沟球轴承。
参照工作要求,由轴承产品目录中初步取0基本轴隙组、标准京都记得深沟球轴承代号6012,其尺寸d×D×B=60mm×95mm×18mm。
7、轴上零件的周向定位
齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。
由课本表6-1查得平键截面b×h=20mm×12mm,键槽用键槽铣刀加工,长为63mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮毂与轴配合为H7/n6;同样,半联轴器与轴的连接,选用平键为12mm×8mm×50mm,半联轴器与轴的配合为H7/k6.
8、确定轴上圆角尺寸
参考课本表15-2,取轴端倒角为2×45°。
9、求轴上的载荷
1轴
2轴
按弯矩合成应力校核轴的强度
进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。
根据课本式(15-5)及上图的数据,以及轴单向旋转,扭矩切应力为脉动循环变应力,取α=0.6,轴的计算应力
σca1=[M12+(αT1)2]1/2/W=[81263.382+(0.6×100871)2]1/2/(1×843)
=0.29MPa
σca2=[M12+(αT2)2]1/2/W=[76462.382+(0.6×397656)2]1/2/33656.9
=6.28MPa前已选定轴的材料为45钢,调制处理,由课本表15-1查得[σ-1]=60MPa。
因此σca1<σca2<[σ-1],故安全。
七、滚动轴承的选择及校核计算
根据根据条件,轴承预计寿命
16×360×10=576000小时
1、计算输入轴承
(1)已知nI=417.39r/minnII=108.13r/min
(2)计算当量载荷P1、P2
根据课本P263表(11-9)取fP=1.5
根据课本P262(11-6)式得
PI=fPxFr1=1.5×(1×1039)=1558.5N
PII=fPxFr2=1.5×(1×977.5)=1466.25N
(3)轴承寿命计算
∵深沟球轴承ε=3
Lh=106C3/(60nP3)
Lh1=106C3/(60nP13)=106×[44.8×106]3/[60×320×(1.5×1558.5)3]
=3.67×1014h>57600h
Lh2=106C3/(60nP23)=106×[44.8×106]3/[60×70.8×(1.5×1466.25)3]
=1.99×1015h>57600h
∴预期寿命足够
八、键联接的选择及校核计算
由课本式(6-1)
σp=2T×103/(kld)
确定上式中各系数
TI=100.871N·m
TII=397.656N·m
k1=0.5h1=0.5×12mm=6mm
k2=0.5h2=0.5×8mm=4mm
l1=L1-b1=63mm-12mm=51mm
l2=L2-b2=50mm-12mm=38mm
d1=70mm
d2=38mm
σp1=2TI×103/(k1l1d1)=2×74.22×103/(6×51×70)
=6.93MPa
σp2=2TII×103/(k2l2d2)=2×315.51×103/(4×38×38)
=109.24MPa
由课本表6-2[σp]=100-120
所以σp1≤[σp]σp2≤[σp]满足要求
九、箱体设计
名称
符号
尺寸(mm)
机座壁厚
δ
9
机盖壁厚
δ1
9
机座凸缘厚度
b
13
机盖凸缘厚度
b1
13
机座底凸缘厚度
b2
22
地脚螺钉直径
df
22
地脚螺钉数目
n
4
轴承旁联结螺栓直径
d1
16
机盖与机座联接螺栓直径
d2
12
联轴器螺栓d2的间距
l
150
轴承端盖螺钉直径
d3
8
窥视孔盖螺钉直径
d4
6
定位销直径
d
8
df,d1,d2至外机壁距离
C1
26,22,16
df,d2至凸缘边缘距离
C2
25,15
轴承旁凸台半径
R1
24
凸台高度
h
根据低速级轴承座外径确定,以便于扳手操作为准
外机壁至轴承座端面距离
l1
60
大齿轮顶圆与内机壁距离
△1
10
齿轮端面与内机壁距离
△2
10
机盖、机座肋厚
m1,m
7,7
轴承端盖外径
D2
160,160
轴承端盖凸缘厚度
t
8
轴承旁联接螺栓距离
s
尽量靠近,以Md1和Md2互不
干涉为准,一般s=D2
η总=0.87
P工作=9.56KW
n滚筒
=72.79r/min
电动机型号
Y160L-8
i总=13.36
据手册得
i齿轮=4.8
i带=2.8
nI=970r/min
nII=346.43r/min
nIII=72.17r/min
PI=9.18KW
PII=8.72KW
PIII=8.55KW
TI=94.12N·m
TII=252.99N·mTIII=1154.12N·m
dd2=392mm
取标准值
dd2=400mm
Ld=2800mm
取a0=1000
Z=4
i齿=4.8
Z1=22
Z2=106
T1=25603.4N·mm
αHlimZ1=530Mpa
αHlimZ2=490Mpa
d1=44mm
m=2mm
d1=46mm
d2=212mm
a=131mm
B2=55mm
B1=50mm
dmin2=50mm
dmin1=35mm
深沟球轴承213,其尺寸d×D×T=65mm×120mm×23mm
σca1=0.27MPa
σca2=5.96MPa
轴承预计寿命
576000h
fP=1.5
PI=1558.5N
PII=1466.25N
Lh1=3.67×1014h
Lh2=1.99×1015h
k1=6mm
k2=4mm
l1=51mm
l2=38mm
d1=70mm
d2=38mm
σp1=6.93MPa
σp2=109.24MPa
[σp]=100-120
参考资料
1.李海平主编.机械设计基础课程设计.北京:
机械工业出版社,2010
2.任成高主编.机械设计基础.北京:
机械工业出版社,2006
3.朱龙根主编.简明机械零件设计手册.北京:
机械工业出版社,1997.11
4.钱可强主编.机械制图.北京:
高等教育出版社,2007.5
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