机械课程设计模版.docx
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机械课程设计模版
目录
第1章设计任务书
第2章机械系统传动方案分析和拟定
第3章电动机的选择与计算
第4章计算各轴的转速、功率和转矩
第5章带传动的设计
第6章圆柱齿轮传动设计
第7章输入轴的设计
第8章低速轴的设计
第9章轴承的设计及校核
第10章连接件的选择及其校核
第11章减速器润滑、密封
第12章箱体附件设计
第13章设计总结
第14章参考文献
第15(答辩)
第1章设计任务书
设计任务如图1.1所示,为用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器。
运输机两班制连续工作,工作时有轻度震动。
每年按300天计算,轴承受命为齿轮寿命的三分之一以上
1、电动机;2、三角带传动;3、减速器;4、联轴器;
5、传动滚筒;6、皮带运输机
图1.1带式输送机的传动装置简图
工作条件:
工作年限
工作班制
工作环境
载荷性质
生产批量
滚筒效率
15
1
灰尘极少
稍有波动
小批
0.94
技术数据:
滚筒圆周力F/N
带速v/(m/s)
滚筒直径D/mm
滚筒长度
L/mm
工作条件
2000
2.0
450
500
F
第2章机械系统传动方案分析和拟定
机械传动系统装置的设计是一项比较复杂的工作。
在传动装置设计之前必须首先确定好机械系统的传动方案。
合理的传动方案,首先满足工作机的性能要求,其次应满足工作可靠,转动效率高,结构简单,结构紧凑,成本低廉,工艺性好,使用和维护方便等要求。
在进行传动系统组合时,应该注意以下几点原则:
(1)带传动具有传动平稳,,吸振等特点,且能起过载保护作用,但由于它是靠摩擦力来工作的,因此在传递功率不变的前提下,带速较低时,传动装置结构尺寸偏大。
故为了减小带传动装置的尺寸和重量,应将其不止在高速级。
(2)齿轮传动具有承载能力大,传动效率高,允许速度高,结构紧凑,寿命长等优点,在机械传动方案设计时一般应首先考虑选用齿轮传动。
在拟定传动方案时,应该考虑以下几点原则:
(1)采用尽可能短的运动链,以利于降低成本,提高传动效率和传动精度。
(2)恰当选用原动机类型,运动参数和功率等。
(3)合理选择传动的类型及其组合方式,合理安排传动机构的顺序,以充分发挥各种传动类型的优势。
(4)合理分配传动比。
(5)保证机械的安全运转。
方案确定:
由传动设计要求可知该传动是由齿轮传动和带传动组成,本传动装置传动比不大,采用单级传动,带传动平稳、吸振且能起过载保护作用,故在高速级布置一级带传动。
在带传动与带式运输机之间布置一台单级圆柱斜齿轮减速器,轴端连接选择弹性柱销联轴器。
第3章电动机的选择与计算
3.1电动机的选择:
(1)计算电动机所需功率
由题目要求可知传动带滚动带转速为150r/m,减速器的输入功率为4.5kw
Pw=4.5=FV/1000=MW/1000
W传=WⅡ=n×2/60=150×2×3·14=15.7rad/s
得M=1000×4.5/15.7=285.5N·m
M为工作机的驱动力矩。
(2)计算总效率
=带承齿承联承带承
查【2】表3-4得带=0.93,承=0.98,齿=0.97,联=0.99
总=0.93×0.98×0.97×0.98×0.99×0.98×0.93×0.98
=0.766085299=0.7661
(3)计算电动机所需功率为Pd
Pd=Pw/带查表得带=0.93
Pd=Pw/0.93=4.5/0.93=4.84kw
查〖2〗查表9-39可供选择的电动机如表3-1:
表3-1可选的电机
电动机型号
额定功率kw
满载转速r/min
同步转速r/min
Y132S-2
5.5
2900
3000
Y132S-4
5.5
1440
1500
Y132M2-6
5.5
960
1000
Y160M2-8
5.5
720
750
由于工作机的转速为nw=150r/min较低,且i总=i齿×i总
单级i齿=2~6;i带=2~4;i总=4~24
(4)计算电动机的转速范围
n电=i总nw=4×150~24×150;n电=600~3600
(5)根据转速范围选择电动机型号
由于工作机转速为150r/min,转速低,所以不能选用太高的电动机Y132S-2,会损坏传动装置的结构,造价也会太高,不经济;而Y160M2-8与Y132S-6太接近,而且转速太低,造价也高,不经济,最后确定选择Y132S-4。
电动机的型号为Y132S-4
3.2计算和分配传动比:
计算传动装置的总的传动比
i总=i带×i齿=9.6;
i带=2~4;i齿=2~6
初步分配取i带=2.4;i齿=4
基本符合要求,分配基本正确。
第4章计算各轴的转速、功率和转矩
4.1计算各轴的转速
n0=1440r/min;
nⅠ=1440r/min/i带=1440/2.4=600r/min
nⅡ=nⅠ/i齿=600r/min/4=150r/min
nⅢ=nⅡ=nⅣ=150r/min
4.2计算各轴的输入功率
P0=Pd=4.84kw;
PⅠ=Pd×带=4.84×0.93=4.5012kw=4.5kw
PⅡ=PⅠ齿承=4.5012×0.97×0.98=4.27884072=4.28kw
PⅢ=PⅡ承联=0.98×0.99×4.27884072=4.15
PⅣ=PⅢ承带=4.15×0.98×0.93=4.04kw
4.3计算各轴的转矩
T0=Td=9550×
×103=9550×
4.84/1440=32100N·m
TⅠ=Tdi01带=31200×2.4带=77040N·m×0.93=71647.2N·m=71648N·m
TⅡ=TⅠ×i02齿承=71647.2×4×0.97×0.98=272431.313N·m=272432N·m
TⅢ=TⅡ承联=27243.3133N·m0.98×0.99=264313N·m
TⅣ=TⅢ承带=24895N·m
数据整理如表4.1所示l
表4.1各轴转速、转矩、功率
轴号
转速r/min
功率kw
转矩N·m
输入
低速
0
1440
/
4.84
32100
Ⅰ
600
4.5
/
71648
Ⅱ
150
4.28
272432
Ⅲ
150
4.15
264313
Ⅳ
150
4.04
24895
第5章带传动的设计
已知原动机为Y132S-4异步电动机,其额定功率p=5.5kw,满载转速1440r/min,从动轮转速600r/min,二班制工作,工作时有轻度振动,且电动机输出功率为Pd为4.84kw。
(1)计算设计功率Pc
由〖1〗表5.6查得Ka=1.3,因此有Pc=KaPd=1.3×4.84=6.292kw
(2)选择带型
根据Pc=6.292kw,n1=1440r/min,由〖1〗图5-7初步选用普通V带A型。
(3)取带轮基准直径d1和d2
由〖1〗表5-7取d1=132
d2=d1(1-)=×132×(1-0.02)=310.464
由〖1〗表5-7取d2=315mm
(4)验算带速v
在5~25m/s范围内,带速合适。
(5)确定中心距a和带得基准长度
初选中心距a0=550mm
1.7(d1+d2)<550<2(d1+d2)
1.7×447<550<2×447
则带长
Ld0=2a0+
(d1+d2)+
=2×600+×447+
由〖1〗表5-8对A型选用基准长度Ld=1940mm然后计算实际中心距
A=Ld/4-(d1+d2)/8=(1940/4-447/8)mm=485-175.4475=309.55
B=(d1-d2)2/8=(315-132)2=4186.125
a=A+
=612.313
取a=612mm验算小带轮包角a1
a1=180°-×57.3°=180°-
≌162.866°>120°
在要求的范围以上,包角符合要求
(6)确定带的根数Z
因d1=132;i=
=2.435;v=9.48m/s
查〖1〗表5-2得P0=2.1kw;查表5-3得△P0=0.135kw
因a1=162.866查表5-4得Ka=0.955
因Ld=1940mm查表5-5得Kl=1.02
Z≥Pc/[p]=Pc/[(P0+△P0)KaKl]=6.292/[(2.1+0.135)×0.955×1.02]=2.89
取Z=3根
(7)确定初拉力F0
F0=500
+qv2
=+0.1×9.482]N
=180N
(8)计算压力FQ
FQ=2ZF0sin
=2×3×180×sin
=1068N
第6章圆柱齿轮传动设计
6.1使用条件分析
传动功率P1=4.5kw;主动轮转速n1=600r/min
从动轮转速n2=150r/min;齿数比u=4
转矩T1=9.55×106P1/n1=9.55×106×4.5/600=71625N·m
属低速低载重要性和可靠性一般的齿轮传动。
圆周速度:
估计u=4m/s
6.2设计任务
确定一种能满足要求和设计约束较好的设计方案,包括一组基本参数:
m、z1、x2、z2、、、d1、d2、a等
6.3选择材料及热处理方式
小齿轮45号钢调质处理硬度为230~250HBS
大齿轮45号钢正火处理硬度为190~217HBS
6.4确定许用应力
(1)确定极限应力为Hlim和Flim
齿面硬度,小齿轮230HBS;大齿轮190HBS
查〖1〗图3-16得Hlim1=580Mpa;Hlim2=550Mpa
查〖1〗图3-17得Flim1=220Mpa;Flim2=210Mpa
(2)计算应力循环次数N,硬度寿命系数ZN,YN
N1=60an1t=60×1×600(300×16×6)h=1.0368×109
N2=
查〖1〗图3-18得Zn1=Zn2=1.0
查〖1〗图3-19得YN1=YN2=1.0
(3)计算许用应力,由〖1〗表3-4取SHlim=1.1SFlim=1.4
6.5初步选定齿轮的基本参数和主要尺寸
(1)根据齿轮传动的工作条件,低速低载可选用直齿圆柱齿轮传动,也可选用斜齿圆柱齿轮传动。
本例选用直齿圆柱齿轮传动方案设计。
选择齿轮精度等级,由〖1〗表3-5初步选用B级精度
初选=0;v=4;x1=x2=0;d=1.5
(2)初步计算齿轮的主要尺寸
因为电动机驱动,工作机载荷有轻微振动查〖1〗表3-1得
KA=1.25,因齿轮速度不高,取Kv=1.05。
因对称布置,轴的刚度可以,取Kβ=1,
因齿轮精度低于7级且直齿圆柱齿轮传动取Ka=1.2则
K=KAKvKKa=1.25×1.05×1.1×1.2=1.575
由〖1〗图3-11得ZH=2.5
表3-2得ZE=189.8
Z=0.85
可初步算出齿轮的分度圆直径
取Z1=25
mn=d1/z1=49.7/25=1.988
按〖1〗表3-7取标准模数mn=2mm则z2=u×z1=25×4=100
d2=3mm×100=300
a=
(z1+z2)=150mm
d=1.5b/d=1.5b=1.5d1=50×1.5=75mm
取b2=75mm,b1=b2+(5~10)=75+5=80mm
由于是闭式传动,且v<10m/s则采用浸油润滑
圆周速度v=
6.6验算轮齿弯曲强度
查〖1〗图3-14得YFa1=2.66YFa2=2.22
查〖1〗图3-15得Ysa1=1.58Ysa2=1.748
已知ZH=2.5,ZE=189.8
,Z=0.85,k=1.575
F1=
×Yfa1Ysa1Y
=
×1.58×2.66×0.68=86<Fp1
F2=F1
=79.4Mpa<Fp2
都满足要求,所以方案合理。
整理数据如表6.1所示:
表6.1齿轮的主要尺寸
z
m
d
a
v
b
小齿轮
25
2
50
125
1.57
75
大齿轮
100
2
200
80
采用浸油润滑a=125mm
第7章输入轴的设计
7.1设计任务
设计一单级直齿圆柱齿轮减速器的高速轴及低速轴。
已知电动机的额定功率P0=5.5kw,转速n0=1440r/min。
高速轴n1=600r/min,p1=4.5kw,低速轴n2=150r/min,p2=4.28kw,齿宽b1=80mm,b2=75mm,m=2mm,z1=25,z2=100,a=125,高速轴上联有皮带轮,带为v带A型,Z=3,带轮基准直径dd0=100mm,dd1=315mm,低速轴上联有连轴器。
7.2轴的最小直径
(1)根据工作条件选择轴的材料
由机械设计书选择轴的材料为45号钢,调质处理6=650Mpa,1=300Mpa,T1=155Mpa,查〖1〗表6-4得[1]b=60Mpa
(2)初步计算轴径
选c=112,
考虑到轴端装皮带轮需开键槽,将其轴径增加4﹪-5﹪故取d=24mm
输入轴的最小直径虽然是安装皮带轮处轴的直径dⅠ-Ⅱ,为了使所选的轴直径dⅠ-Ⅱ与皮带轮孔径相适应,故应选择适当的皮带轮。
由于dd1=315>300~350mm,故选为轮辐式v带轮
由于是v带A型z=3,则轮00宽度B=(z-1)e+2f=(3-1)×15+2×10=50mm
又因为dd1>118故=38
故轴dⅠ-Ⅱ=24m,轴长LⅠ-Ⅱ=50mm+6mm=56mm
7.3轴的结构设计
(1)根据轴向定位要求确定各段直径和长度,拟定装配方案
(2)为了满足v带轮的轴向定位要求,一般h=(0.07~0.1)dⅠ-Ⅱ轴右端需制出一轴肩,h=1.68mm~2.4mm,故取Ⅱ-Ⅲ段的直径dⅡ-Ⅲ=26mm
(3)合理选择轴承主要受径向载荷同时也承受少量双向轴向载荷,故选用深沟球轴承6206,其尺寸为d×D×T=30mm×62mm×16mm故dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=30m,而轴长LⅦ-Ⅷ=16mm
右端深沟球轴承采用轴肩进行轴向定位,由于轴上零件用轴肩定位查表6206型轴承定位轴肩高度h=0.09d=2.7mm,h=3mm故
dⅥ-Ⅶ=30+6=36mm
(4)取安装齿轮段处的轴段Ⅳ—Ⅴ的直径dⅣ—Ⅴ=35mm;齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。
已知齿轮宽度为80mm,为了使套筒的端面可靠的压紧齿轮,此轴应略短于轮毂宽度,故取LⅣ—Ⅴ=76mm齿轮右端采用轴肩定位,轴肩高度h=0.07d取h>0.07×35=4mm
故dⅤ-Ⅵ=34+4×2=42mm
(5)轴环宽度b≥1.4h=1.4×4=5.6mm,取LⅤ-Ⅵ=10mm
查表4-17并计算得
=8,1=8,m≥0.85×8=6.5取m=8
e=10~12取e=12
c1=18,c2=14,△1>1.2=9.6,取△1=16
轴承端盖的总宽度为L=e+m(轴承端盖是凸缘式)
L=12+8=20mm
根据轴承端盖的装拆和便于对轴承添加润滑油
取端盖外壁距离箱体的距离L1=c1+c2+5~8
得L1=18+14+8=40mm
故取LⅡ-Ⅲ=50mm
(6)取齿轮距箱体内壁的距离△1=1.2=9.6取△1=16,考虑到箱体的铸造误差,在确定轴承位置时应距箱体有一段距离s,取s=8,已知轴承B=17mm故LⅢ-Ⅳ=16+8+16+(80-76)=44mm
LⅥ-Ⅶ=8+16-10=14mm
至此,已经初步确定了轴的各段直径和长度
(7)轴上零件的周定位
齿轮和带轮都用平键周间定位按dⅣ—Ⅴ查表9-14得b×h=10mm×8mm(GB/T1095-1919)键槽用键槽铣刀加工长为L=(1.5~2)d查表取63mm(标准键长见GB/T1906-1979)所以带轮平键是b×h×L=10mm×8mm×63mm同时为了保证齿轮于轴向配合良好,故选择齿轮轮毂与轴配合为H7/n6同样选择带轮与轴连接选用平键8mm×7mm×40mm
(8)确定轴上圆角和倒角尺寸
参考表15-2取轴端倒角为2×45°,各轴肩处的圆角半径R如图所示
7.4按弯扭合成校核
(1)画受力简图(见图7-2)
(2)轴上受力分析
轴的传递转矩:
T1=9.55×106
=9.55×106
N.m
=71625N.m
齿轮的圆周力:
Ft=
=2×71625/(2×50)=1432.5N
齿轮的径向力:
Fr=Fttga=1432.5tg20°=465.5N
齿轮的轴向力:
F=Fttg=Fttg0=0N
(3)计算作用于轴的支反力
水平面支反力:
RHA=RHB=
=716.25
垂直面内支反力:
Rva=RvB=
=232.75
(4)计算轴的弯矩并画弯矩图,如图7-2所示
分别作出垂直面和水平面的弯矩图,并按m=
进行弯矩合成,画转矩图。
(5)计算并画当量弯矩图
转矩按脉动循环变化计算取a=0.6
aT=0.6×71625=42975N.mm
(6)校核轴的强度
a-a截面外的当量弯矩为
Mcab=
=69484.7N.m
b-b截面
Mcbb=
=52184.2N.m
c-c截面
Mccb=
=42975N.mm
d-d截面
Mcdb=
=42975N.mm
e-e截面
Mceb=
=21135.9N.mm
f-f截面
Mceb=
=42975N.mm
强度校核,查附表6-8计算
Wa=3.0614cm3Wb=2.7cm3Wc=1.7576cm3
Wd=1.3824cm3We=3.9304cm3Wf=0.85cm3
caa=
=
=22.45Mpa
cab=
=
=19.33Mpa
cac=
=
=24.451Mpa
cad=
=
=31.10Mpa
cae=
=
=5.377542Mpa
caf=
=
=50.6Mpa
显然caa<[-1]b;cab<[-1]b;cac<[-1]b;
cad<[-1]b;cae<[-1]b;caf<[-1]b
图7.1高速轴的结构
7.2高速轴的受力图
第8章低速轴的设计
8.1低速轴的参数
求低速轴上的功率p3,转速n3和转矩T3
若取y齿轮=0.97y轴承=0.98
则p3=p2·y齿轮y轴承=4.28kw,n3=150r/min
T3=9550000
=9550000×
=272493N·m
8.2作用在齿轮上的力
因已知低速级大齿轮的分度圆直径为
d2=mZ2=2×100=200mm
而Ft=
=
=2724.93N
Fr=Fttga=2724.93tg20°=2724.93×0.36=980.97N
圆周力Ft,径向力Fr的方向如图8.1所示
8.3初步确定轴的最小直径
先按〖1〗式(6-2)初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45号钢,调质处理。
根据〖1〗中(6-3),取c=112,于是得
dmin=C
=112×
=33.6mm
低速轴的最小直径显然安装在连轴器处,轴的直径
dⅠ-Ⅱ与连轴器孔径相适应,故需同时选取连轴器型号
连轴器的计算转矩Tca=KT,查表(9-2)得k=1.5
所以Tca=kT3=1.5×272493=408739N·mm
按照计算转矩Tca应小于连轴器公称转矩的条件,查手册选用弹
性圆柱销连轴器,具体型号为:
半连轴器的孔径dⅠ=38mm,故取dⅠ-Ⅱ=38mm;
半连轴器的长度L=82mm,半连轴器与轴配合的毂孔长度
L1=60mm
8.4轴的结构设计
(1)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
①为了满足半连轴器的轴向定位的要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ段直径dⅡ-Ⅲ=43mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D=38mm,半轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm,为了保证轴端挡圈只压在半连轴器上而不压在轴的端面上,故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比L1略短些,先取LⅠ-Ⅱ=58mm
②初步选择滚动轴承,因轴承主要承受径向载荷,同时也承受少量的轴向载荷,故选用深沟球轴承。
参照工作要求并根据dⅡ-Ⅲ=45mm,由轴承产品目录中初步选取标准精度级的深沟球轴承6209,其尺寸为45mm×85mm×19mm故dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=45mm;而LⅦ-Ⅷ=19mm。
右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位,由手册查出6209型轴承的定位轴肩高度h=0.09d=0.0945=4mm,因此取dⅤ-Ⅵ=53mm
③取安装齿轮处的轴段Ⅳ-Ⅴ的直径dⅣ-Ⅴ=47mm;齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。
已知齿轮轮毂的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠的压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取LⅣ-Ⅴ=71mm,齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高度h>0.07d,取h=5mm,则轴环处的直径dⅤ-Ⅵ=57mm。
轴环宽度b≥1.4h,取LⅤ-Ⅵ=10mm
④轴承端盖的总宽度为20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)根据轴承盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与联连轴器右端面间的距离L=30,故取LⅡ-Ⅲ=50mm
⑤取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁有一定距离s,取s=8mm,已知滚动轴承宽度T=19mm,则
LⅢ-Ⅳ=T+s+a+(80-76)=19+8+16+4=47mm
LⅣ-Ⅶ=a+s=16+8+0=14mm
至此,已初步确定了轴的各段直径的长度。
轴上零件的轴向定位-
齿轮、半联轴器与轴的轴向定位均采用平键连接,由手册查出平键截面由b×h=12×8,选A型普通平键d1=38;L1′=58;L11=58-(5~10)=50mm得d=38,L1=58。
键槽用键槽铣刀加工,长为50mm(标准键长见文献【6】中表5-1),用同样方法查到齿轮段平键截面b×h=14×9,d=47,L=71,键槽用键槽铣刀加工,长为62mm。
8.5计算作用于轴上的支反力
水平支反力RHA=RHB=
=1362.5N
垂直面内支反力RVA=
=490.5N
RVB=
=490.5N
8.6计算轴的弯矩,并画弯、转矩图
分别作出垂直面和水平面上的弯矩图(f)、(g),并按M=
进行弯矩合成。
画转矩图。
(1)计算并画出当量弯矩图
转矩按脉动循环变化计算
取=0.6,则7=0.6×272493N·mm=163495.8
按Mca=
计算,并画当量弯矩图(7)
(2)校核轴的强度
根据轴的结构尺寸和当量弯矩图可知,a-a截面处弯矩最大,且截面尺寸非最大,属于危险截面;b-b截面处当量弯矩不大,但轴径微小,也属于危险截面。
a-a截面处的当量弯矩为:
Mcab=
=
=193137N.m
b-b截面处当量弯矩为
Mcbb=
=
=174825
强度校核:
考虑键槽的影响,查表6-8计算
Wa=31.72cm3
Wb=0.1d3=5.487cm
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