机械课程设计带式传输机的设计.docx
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机械课程设计带式传输机的设计
机械基础课程设计计算说明书
设计题目:
带式传输机的设计
学院:
材料科学与工程学院
专业:
无机非金属材料工程
班级:
设计者:
学 号:
指导教师:
2013年12月
设计任务书
设计带式运输机传动装置。
三班制工作,使用期限10年,连续单向运转,载荷平稳,小批量生产,运输带速度允许误差为带速度的5%。
原始数据如下表:
题号
6
带的圆周力F(N)
750
运输带速度V(m/s)
2
滚筒直径D(mm)
300
设计任务要求:
1、减速器装配图一张(A0图纸)
2、输出轴和齿轮零件图纸各一张(A2图纸)
3、设计说明书一份
目 录
一、传动方案拟定…………….……………………………….2
二、电动机的选择……………………………………….…….2
三、计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….4
四、运动参数及动力参数计算………………………….…….5
五、传动零件的设计计算………………………………….….6
六、轴的设计计算………………………………………….....12
七、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…19
八、键联接的选择及计算………..……………………………22
九、联轴器的选择……………..……………………………
十、设计小结……………………..……………………………
十一、参考文献……………………..……………………………
计算过程及计算说明
一、传动方案拟定
第三组:
设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动
(1)工作条件:
使用年限10年,工作为三班工作制,载荷平稳。
(2)原始数据:
带的圆周力F=900N;带速V=1.8m/s;
滚筒直径D=280mm。
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×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.96
=0.867
(2)电机所需的工作功率:
P工作=FV/1000η总
=750×2/1000×0.867
=1.730KW
3、确定电动机转速:
计算滚筒工作转速:
n筒=60×1000V/πD
=60×1000×2.5/π×300
=159.2r/min
按指导书p5表2-1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’1=2~4,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=(6~20)×159.2=955.2~3184r/min
符合这一范围的同步转1000、1500和3000r/min。
根据容量和转速,由有关指导书查出有三种适用的电动机型号:
因此有三种传支比方案:
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种方案比较适合,则选n=1500r/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Y112M-4。
其主要性能:
额定功率:
4KW;满载转速1440r/min;额定转矩2.2;质量63kg。
三、计算总传动比及分配各级的伟动比
1、总传动比:
i总=n电动/n筒=1440/159.2=9.05
2、分配各级传动比
(1)据指导书,取齿轮i齿轮=4(单级减速器i=3~5合理)
(2)∵i总=i齿轮×I带
∴i带=i总/i齿轮=9.05/4=2.263
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=1440(r/min)
n
=nI/i带=1440/2.263=636.3(r/min)
n
=n
/i齿轮=636.3/4=159.2(r/min)
2、计算各轴的功率(KW)
P
=P工作=1.730KW
P
=P
×η带=1.730×0.96=1.661KW
P
=P
×η轴承×η齿轮=1.661×0.99×0.97
=1.595KW
3、计算各轴扭矩(N·mm)
T
=9.55×106P
/n
=9.55×106×1.730/1440
=11473.3N·mm
T
=9.55×106P
/n
=9.55×106×1.661/636.3
=24929.4N·mm
T
=9.55×106P
/n
=9.55×106×1.595/159.2
=95680.0N·mm
五、传动零件的设计计算
1、皮带轮传动的设计计算
(1)选择普通V带截型
由课本p244表15-7得:
kA=1.2
PC=KAP=1.2×4=4.8KW
由课本p234表15-4得:
选用A型V带
(2)确定带轮基准直径,并验算带速
由课本得,推荐的小带轮基准直径为75~100mm
则取dd1=100mm>dmin=75
dd2=n1/n2·dd1=1440×100/636.3=226.3mm
由课本P242表15-4,取dd2=224mm
实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=1440×100/224
=642.9r/min
转速误差为:
n2-n2’/n2=636.3-642.9/636.3
=0.0103<0.05(允许)
带速V:
V=πdd1n1/60×1000
=π×100×1440/60×1000
=7.536m/s
在5~25m/s范围内,带速合适。
(3)确定带长和中心矩
根据课本P245式(15-23)得
1.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
1.7(100+224)≤a0≤2×(100+224)
所以有:
226.8mm≤a0≤648mm
由课本P245式(15-24)得:
L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0
=2×600+1.57(100+224)+(224-100)2/4×600
=1715.1mm
根据课本P235表(15-2)取Ld=1800mm
根据课本P246式(15-24)得:
a≈a0+(Ld-L0)/2=600+(1800-1715.1)/2
=600-67.7
=642.5mm
(4)验算小带轮包角
α1=1800-(dd2-dd1)/a×57.30
=1800-(224-100)/642.5×57.30
=1800-11.10
=168.90>1200(适用)
(5)确定带的根数
根据课本P242表(15-4)P1=1.32KW
根据课本P243表(15-5)△P0=0.17KW
根据课本P243表(15-6)Kα=0.98
根据课本P235表(15-2)KL=1.01
由课本P246式(15-25)得
Z=PC/P’=PC/(P1+△P1)KαKL
=4.8/(1.32+0.17)×0.98×1.01
=3.189
(6)计算轴上压力
由课本查得q=0.1kg/m,由式(15-26)单根V带的初拉力:
F0=(500PC/ZV)(2.5/Kα-1)+qV2
=[500×4.8/(4×7.536)]×(2.5/0.98-1)+0.1×7.5362N
=129.17N
则作用在轴承的压力FQ,由课本P247式(15-27)
FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×129.17sin168.90/2
=376.57N
2、齿轮传动的设计计算
(1)选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传递功率不在,所以齿轮采用软齿面。
小齿轮选用40Cr调质,齿面硬度为240~260HBS。
大齿轮选用45钢,调质,齿面硬度220HBS;根据课本P200表13-2选8级。
齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm
(2)按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥76.43(kT1(u±1)/φdu(ZE/[σH])2)1/3
由式(13-5)
确定有关参数如下:
传动比i齿=6
取小齿轮齿数Z1=20。
则大齿轮齿数:
Z2=iZ1=6×20=120
实际传动比I0=120/2=60
传动比误差:
i-i0/I=6-6/6=0%<2.5%可用
齿数比:
u=i0=6
由课本P206表13-7取φd=0.9
(3)转矩T1
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×4.8/1440
=31833.3N·mm
(4)载荷系数k
由课本P202表13-3取k=1
(5)许用接触应力[σH]
[σH]=σHlimZNT/SH由课本P198图13-1查得:
σHlimZ1=570MpaσHlimZ2=350Mpa
由课本式计算应力循环次数NL
NL1=60n1rth=60×409.56×1×(16×365×8)
=1.15×109
NL2=NL1/i=1.15×109/6=1.913×108
由课本查得接触疲劳的寿命系数:
ZNT1==0.85ZNT2=0.98
通用齿轮和一般工业齿轮,按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0
[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=570×0.85/1.0Mpa
=484.5Mpa
[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa
=343Mpa
故得:
d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
=76.43[1×31833.3×(6+1)/0.9×6×3432]1/3mm
=53.88mm
模数:
m=d1/Z1=53.88/20=2.69mm
根据课本P132表8-6取标准模数:
m=2.75mm
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
根据课本式
σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]
确定有关参数和系数
分度圆直径:
d1=mZ1=2.75×20mm=55mm
d2=mZ2=2.75×120mm=330mm
齿宽:
b=φdd1=0.9×55mm=49.5mm
取b=50mmb1=50mm
(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa
根据齿数Z1=20,Z2=120由表得
YFa1=2.80YSa1=1.55
YFa2=2.14YSa2=1.83
(8)许用弯曲应力[σF]
根据课本式:
[σF]=σFlimYSTYNT/SF
由课本查得:
σFlim1=290MpaσFlim2=210Mpa
查得:
YNT1=0.88YNT2=0.9
试验齿轮的应力修正系数YST=2
按一般可靠度选取安全系数SF=1.25
计算两轮的许用弯曲应力
[σF]1=σFlim1YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa
=408.32Mpa
[σF]2=σFlim2YSTYNT2/SF=210×2×0.9/1.25Mpa
=302.4Mpa
将求得的各参数代入式上式
σF1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1
=(2×1×31833.3/50×2.752×20)×2.80×1.55Mpa
=36.53Mpa<[σF]1
σF2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1
=(2×1×31833.3/50×2.752×120)×2.14×1.83Mpa
=5.495Mpa<[σF]2
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(9)计算齿轮传动的中心矩a
a=m(Z1+Z2)/2=2.75(20+120)/2=192.5mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
V=πd1n
/60×1000=3.14×55×409.56/60×1000
=1.18m/s
六、轴的设计计算
输入轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质,硬度217~255HBS
根据课本,查表,取c=115
d≥115(2.304/458.2)1/3mm=19.7mm
考虑有键槽,将直径增大5%,则
d=19.7×(1+5%)mm=20.69
∴选d=22mm
2、轴的结构设计
(1)轴上零件的定位,固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面由轴肩定位,右面用套筒轴向固定,联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别以轴肩和大筒定位,则采用过渡配合固定
(2)确定轴各段直径和长度
工段:
d1=22mm长度取L1=50mm
∵h=2cc=1.5mm
段:
d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm
∴d2=28mm
初选用7206c型角接触球轴承,其内径为30mm,
宽度为16mm.
考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面和箱体内壁应有一定距离。
取套筒长为20mm,通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度,并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定,为此,取该段长为55mm,安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故
段长:
L2=(2+20+16+55)=93mm
段直径d3=35mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直径d4=45mm
由指导书得:
c=1.5h=2c=2×1.5=3mm
d4=d3+2h=35+2×3=41mm
长度与右面的套筒相同,即L4=20mm
但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑,应便于轴承的拆卸,应按标准查取由指导书得安装尺寸h=3.该段直径应取:
(30+3×2)=36mm
因此将Ⅳ段设计成阶梯形,左段直径为36mm
Ⅴ段直径d5=30mm.长度L5=19mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm
(3)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径:
已知d1=55mm
②求转矩:
已知T2=31833.3N·mm
③求圆周力:
Ft
根据课本式得
Ft=2T2/d2=31833.3/55=578.787N
④求径向力Fr
根据课本式得
Fr=Ft·tanα=578.787×tan200=210.644N
⑤因为该轴两轴承对称,所以:
LA=LB=50mm
(1)绘制轴受力简图(如图a)
(2)绘制垂直面弯矩图(如图b)
轴承支反力:
FAY=FBY=Fr/2=105.322N
FAZ=FBZ=Ft/2=289.394N
由两边对称,知截面C的弯矩也对称。
截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=105.332×50=5.267N·m
(3)绘制水平面弯矩图(如图c)
截面C在水平面上弯矩为:
MC2=FAZL/2=289.394×50=14.47N·m
(4)绘制合弯矩图(如图d)
MC=(MC12+MC22)1/2=(5.282+14.47)1/2=15.40N·m
(5)绘制扭矩图(如图e)
转矩:
T=9.55×(P2/n2)×106=48N·m
(6)绘制当量弯矩图(如图f)
转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化,取α=1,截面C处的当量弯矩:
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[15.402+(1×48)2]1/2=51.364N·m
(7)校核危险截面C的强度
由式
σe=Mec/0.1d33=51.364/0.1×413
=35.4MPa<[σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
输出轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质钢,硬度(217~255HBS)
根据课本取c=115
d≥c(P3/n3)1/3=115(3.512/102.4)1/3==35.08mm
取d=35mm
2、轴的结构设计
(1)轴的零件定位,固定和装配
单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面用轴肩定位,右面用套筒轴向定位,周向定位采用键和过渡配合,两轴承分别以轴承肩和套筒定位,周向定位则用过渡配合或过盈配合,轴呈阶状,左轴承从左面装入,齿轮套筒,右轴承和皮带轮依次从右面装入。
(2)确定轴的各段直径和长度
初选7207c型角接球轴承,其内径为35mm,宽度为17mm。
考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面与箱体内壁应有一定矩离,则取套筒长为20mm,则该段长41mm,安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
(3)按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径:
已知d2=330mm
②求转矩:
已知T3=328N·m
③求圆周力Ft:
根据课本式得
Ft=2T3/d2=2×328×103/330=1987.88N
④求径向力Fr根据课本式得
Fr=Ft·tanα=1987.88×0.36379=723.2N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=49mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=723.2/2=361.6N
FAZ=FBZ=Ft/2=1987.88/2=993.94N
(2)由两边对称,书籍截C的弯矩也对称
截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAYL/2=361.6×49=17.72N·m
(3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=993.94×49=48.7N·m
(4)计算合成弯矩
MC=(MC12+MC22)1/2
=(17.722+48.72)1/2
=51.82N·m
(5)计算当量弯矩:
根据课本得α=1
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[51.822+(1×328)2]1/2
=333.06N·m
(6)校核危险截面C的强度
由式
σe=Mec/(0.1d)=333.06/(0.1×453)
=3.65Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够
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
8×365×10=29200小时
1、计算输入轴承
(1)已知nⅡ=636.3r/min
两轴承径向反力:
FR1=FR2=289.39N
初先两轴承为角接触球轴承7206AC型
根据课本得轴承内部轴向力
FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=182.32N
(2)∵FS1+Fa=FS2Fa=0
故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端
FA1=FS1=182.32NFA2=FS2=182.32N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=182.32N/289.39N=0.63
FA2/FR2=182.32N/289.39N=0.63
根据课本得e=0.68
FA1/FR1 y1=0y2=0 (4)计算当量载荷P1、P2 根据课本取fP=1.5 根据课本得 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×289.39+0)=434.09N P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×289.39+0)=434.09N (5)轴承寿命计算 ∵P1=P2故取P=434.09N ∵角接触球轴承ε=3 根据指导书得7206AC型的Cr=23000N 由课本得 LH=16670/n(ftCr/P)ε =16670/409.56×(1×23000/434.09)3 =6057510.8h>29200h ∴预期寿命足够 2、计算输出轴承 (1)已知nⅢ=102.4r/min Fa=0FR=FAZ=993.94N 试选7207AC型角接触球轴承 根据课本得FS=0.063FR,则 FS1=FS2=0.63FR=0.63×993.94=626.18N (2)计算轴向载荷FA1、FA2 ∵FS1+Fa=FS2Fa=0 ∴任意用一端为压紧端,1为压紧端,2为放松端 两轴承轴向载荷: FA1=FA2=FS1=626.18N (3)求系数x、y FA1/FR1=626.18/993.94=0.63 FA2/FR2=626.18/993.94=0.63 根据课本)得: e=0.68 ∵FA1/FR1 y1=0 ∵FA2/FR2 y2=0 (4)计算当量动载荷P1、P2 根据表取fP=1.5 根据式得 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×993.94)=1490.9N P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×993.94)=1490.9N (5)计算轴承寿命LH ∵P1=P2故P=1490.9ε=3 根据指导书7207AC型轴承Cr=30500N 根据课本得: ft=1 根据课本式得 Lh=16670/n(ftCr/P)ε =16670/159.2×(1×30500/1490.9)3 =1399630.5h>29200h ∴此轴承合格 八、键联接的选择及校核计算 轴径d1=22mm,L1=50mm 查指导书得,选用C型平键,得: 键A8×7GB1096-79l=L1-b=50-8=42mm T2=48N·mh=7mm 根据课本式得 σp=4T2/dhl=4×48000/22×7×42 =29.68Mpa<[σR](110Mpa) 2、输入轴与齿轮联接采用平键联接 轴径d3=35mmL3=48mmT=328N·m 查指导书选A型平键 键10×8GB1096-79 l=L3-b=48-10=38mmh=8mm σp=4T/dhl=4×328000/35×8×38 =103.3Mpa<[σp](110Mpa) 3、输出轴与齿轮2联接用平键联接 轴径d2=51mmL2=50mmT=61.5Nm 查指导书选用A型平键 键16×10GB1096-79 l=L2-b=50-16=34mmh=10mm 据课本得 σp=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σp] 九、联轴器的选择 课本P313页 十、设计小结 本次课程设计对“单级圆柱减速器的设计”有了一定的了解,通过自己的设计,初步了解了单级圆柱减速器的制作流程,对自己今后的工作给予了很大的帮助,通过该次设计,了解到做什么都要细心点。 十一、参考文献 1、机械设计基础(第二版)/王继焕主编。 —武汉: 华中科技大学出版社 2、机械设计课程设计(第二版)/金清肃主编。 —武汉: 华中科技大学出版社 F=750N V=2m/s D=300mm η总=0.867 P工作=1.730KW n滚=159.2r/min 电动机型号 Y112M-4 i总=9.05 据指导书得 i齿轮=4 i带=2.263 nI=1440r/min n =636.3r/min n =159.2r/min P =1.730KW P =1.661KW P =1.595KW T =11473.3N·mm T =24929.4N·mm T =95680.0N·mm dd2=226.3mm 取标准值 dd2=224mm n2’=642.9r/min V=7.536m/s 226.8mm≤a0≤648mm 取a0=600 Ld=1800mm a=642.5mm Z=4根 F0=129.17N FQ=376.57 i齿=6 Z1=20 Z2=120 u=6 T1=31833.3N·mm αHlimZ1=570Mpa αHlimZ2=350Mpa NL1=1.15×109
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