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机械设计课程设计说明书
单级直齿圆柱齿轮减速器设计说明书
一、前言
(一)、设计目的:
通过这次课程设计可以将以前学过的基础理论知识进行综合应用,可以培养结构设计。
计算能力,能够熟悉一般的机械装置的设计过程。
(二)、传动方案的分析:
机一般是由原动机。
、传动装置和工作装置组成。
传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要,是机器的重要组成部分。
传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。
合理的传动方案除满足工作装置的功能以外,还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。
本设计中的原动机为电动机,工作为带式输送机。
传动方案采用两级传动,第一季传动为带传动,第二级传动为单机直齿圆柱齿轮减速器。
带传动承载能力较低,在传动相同转矩是,结构尺寸较其他形式大,但有过载保护的优点,还可以缓和冲击和振动,股布置在传动的高级速,以降低传递的转矩,减小带传动的结构尺寸。
齿轮传动的效率高,适用的功率和速度范围广,使用寿命长,是现代机器中应用最为广泛的机构之一。
本设计采用的是单级直齿传动。
减速器的箱体采用水平剖分时结构,用HT200灰口铸铁铸造而成。
第一部分传动装置总体设计
..一、传动方案拟定
设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器
(1)工作条件:
连续单向运转,载荷平稳,空载启动,使用年限10年,两班制工作,运输带速度误差为±5%。
(2)原始数据:
带的工作拉力F=660KN,带速V=1.5m/s,滚筒直径D=240mm。
二、电动机的选择
1、电动机类型:
Y系列三相异步电动机。
2、电动机的功率选择:
(1)传动装置的总效率:
η总=η带×η^2轴承×η齿轮×η^2联轴器×η滚筒
=0.95×(0.99^2)×0.97×(0.99^2)×0.96
=0.85
(2)电机所需的工作功率:
Pd=FV/1000η总
=660×1.5/(1000×0.85)
=1.165KW
查《机械设计手册》得:
Ped=1.5KW,电动机选用Y90L-4,n满=1400r/min
3、确定电动机转速:
滚筒轴的工作转速:
n2=60×1000V/πD
=60×1000×1.5/π×240
=119.43r/min
三、计算总传动比及分配各级的传动比
根据《机械设计手册》查得取V带传动比i带=3,单级圆柱齿轮传动比范围i<6。
1、总传动比:
i总=n满/n2=1400/119.43=11.72
2、分配各级传动比
(1)取i带=3
(2)由i总=i齿×i带
得i齿=i总/i带=11.72/3=3.91
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速(r/min)
n1=n满/i带=1400/3=466.67(r/min)
n2=n1/i齿=466.67/3.91=119.35(r/min)
滚筒nw=n2=466.67/3.91=119.35(r/min)
2、计算各轴的功率(KW)
P1=Pd×η带×η联轴器=1.165×0.95×0.99=1.10KW
P2=P1×η轴承×η齿轮=1.10×0.99×0.97=1.05KW
3、计算各轴转矩
Td=9550Pd/n满=9550×1.10/1400=7.95N•m
T1=9550p1/n1=9550×1.10/466.67=22.51N•m
T2=9550p2/n2=9550×1.05/119.35=84.02N•m
第二部分V带设计
皮带轮传动的设计计算
(1)选择普通V型带
由《机械设计》P156表8-7得:
kA=1.2P=Pd=1.165KW
Pc=kA|•P=1.2×1.165=1.398KW
据Pc=1.398KW和n1=466.67r/min
由《机械设计》P157图8-11得:
选用Z型V带
(2)确定带轮基准直径,并验算带速
由《机械设计》P157表8-8,取dd1=80mm>dmin=50
dd2=i带dd1(1-ε)=3×80×(1-0.02)=235.2mm
由《机械设计》P157表8-8,取dd2=250
带速V:
V=πdd1n满60×1000
=π×80×1400/60×1000
=5.86m/s
在5~25m/s范围内,带速合适。
(3﹚确定带长和中心距
初定中心距a0=400mm
Ld0=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)^2/4a0
=2×400+3.14(80+250)+(250-80)^2/4×400
=1336.2mm
根据《机械设计》P146表8-2选取相近的Ld=1400mm
确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1400-1336.2)/2
=432mm
(4)验算小带轮包角
α1=180º-57.3º×(dd2-dd1)/a
=180º-57.3º×(250-80)/432
=157.45º>120º(适用)
(5)确定带的根数
单根V带传递的额定功率.据《机械设计》P152表8-4a得P0=0.34KW
i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i据《机械设计》P153表8-4b得△P0=0.03KW
查《机械设计》P146表8-2得KL=1.14;查《机械设计》表8-5得Kα=0.94
Z=Pc/[(P0+△P0)Kα•KL]
=1.398/[(0.34+0.03)×0.94×1.14]
=3.53(取4根)
(6)计算轴上压力
由《机械设计》P149表8-3查得q=0.06kg/m,
单根V带的初拉力:
F0=500(2.5-Kα)Pc/﹙Kα•Z•V﹚+q(V^2)
=500×﹙2.5-0.94﹚×1.398/﹙0.94×4×5.86﹚+0.06×﹙5.86﹚^2
=51.55N
则作用在轴承的压力FQ
FQ=2•Z•F0•sin(α1/2)=2×4×51.55sin(157.45º/2)
=404.44N
第三部分各齿轮的设计计算
齿轮传动的设计计算
(1)选择齿轮材料、热处理与精度等级:
所设计齿轮传动属于闭式传动,通常齿轮采用软齿面。
选用价格便宜便于制造的材料,小齿轮材料为45号钢,调质,齿面硬度236HBS;大齿轮材料也为45号钢,正火处理,硬度为190HBS;运输机是一般机器,速度不高,因此选用8级精度。
(2)转矩T1:
T1=9550×P1/n1=9550×1.10/466.67=22.51N•m
(3)选载荷系数k:
取k=1×1.04×1×1.45=1.508
(4)选齿宽系数φd:
由《机械设计》P205表10-7知φd=0.9-1.4,取φd=1.0
(5)许用接触应力[σH]
[σH]=σHlim•ZN/SHmin
由《机械设计手册》查得σHlim1=580MpaσHlim2=530MPa
接触疲劳寿命系数Zn:
按一年300个工作日,每天16h计算,由公式N=60njtn计算
N1=60×466.67×10×365×16=1.64x10^9
N2=N/i=1.64x10^9/3.91=4.2×10^8
查《机械设计》P207图10-19得ZN1=ZN2=1
按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0
[σH1]=σHlim1•ZN1/SHlim=580×1/1=580MPa
[σH2]=σHlim2•ZN2/SHlim=530×1/1=530MPa
故得:
D1≥[(2kT1/φd)•﹙μ+1﹚/μ•(ZH•ZE/[σH2]﹚×1000]^1/3
=40.88mm
(6)中心距:
a=D1×﹙1+μ﹚/2=100.37mm
模数:
m=﹙0.007~0.02﹚×100.37=0.71~2
由《机械设计手册》查得m=1.5
齿数:
Z1=D1/m=40.88/1.5=27.25取Z1=28
Z2=μZ1=3.91×27.25=106.55取Z2=108
实际传动比:
μ=Z2/Z1=108/28=3.86
Δμ=﹙3.86-3.91﹚/3.86=0.013﹙误差允许﹚
分度圆直径:
D1=m•Z1=1.5×28=42mm
D2=m•Z2=1.5×108=162mm
齿宽:
B2=φd•d1=42mm
B1=B2+﹙5~10﹚=﹙47~52﹚mm取B1=50mm
(7)校核齿根弯曲疲劳强度
由《机械设计手册》查得σFlim1=215MPaσFlim2=200MPaSFlim=1.3
复合齿形因数YFS由《机械设计》P200表10-5得:
YFS1=YFa1×YSa1=2.72×1.57=4.27
YFS2=YFa2×YSa2=2.21×1.775=3.92(8)许用弯曲应力[σF]
根据课本[1]P116:
查《机械设计》P206图10-18得弯曲疲劳寿命系数YN:
YN1=YN2=1
弯曲疲劳的最小安全系数SFmin:
按一般可靠性要求,取SFmin=1.3
计算得弯曲疲劳许用应力为
[σF1]=σFlim1YN1/SFlim=215×1/1.3=165.38MPa
[σF2]=σFlim2YN2/SFlim=200×1/1.3=153.85MPa
校核计算
σF1=2kT1YFS1/φdm^3D1=109.56MPa<[σF1]
σF2=2kT1YFS2/φdm^3D1=100.578MPa<[σF2]
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=(D1+D2)/2=(42+162)/2=1102mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
计算圆周速度V=πn1D1/60×1000=3.14×466.67×42/60×1000=1.026m/s
因为V<6m/s,故取8级精度合适.
第四部分轴的设计
轴的设计计算
一、从动轴设计
1、选择轴的材料确定许用应力
选轴的材料为45号钢,调质处理。
由《机械设计》P362表15-1得:
σb=640Mpa,σs=355MPa,查[2]表13-6可知:
[σb+1]=260MPa
[σ-1]=60Mpa,[τ]=30~40MPa
2、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴,输出端与联轴器相接,
输出端轴径应最小,最小直径为:
d0≥A﹙P2/n2﹚^﹙1/3﹚
查《机械设计手册》得,45钢A=118~107,取A=110
则d0≥110×(1.05/119.35)^(1/3)mm=22.71mm
考虑键槽的影响d=d0(1+5%)以及联轴器孔径系列标准,取d=25mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩:
T=9550P2/n2=9550×1.05/119.35=84.02N•m
齿轮作用力:
圆周力:
Ft=2T/d=2×84.02/162=1.04KN
径向力:
Fr=Ft•tan20º=1.04×tan20º=0.38KN
4、联轴器和轴承的选择
(1)、联轴器的选择
可采用弹性套柱联轴器,查《机械设计手册》得联轴器的型号为LT5联轴器:
25×62
(2)选择轴承型号:
由《机械设计手册》初选深沟球轴承,代号为6407,查手册可得:
轴承宽度B=25,安装尺寸da=44,故轴环直径d5=44mm.
5、从动轴的结构设计
(1)、确定各段轴的直径
将估算轴d=25mm作为外伸端直径d1与联轴器相配,
考虑联轴器用轴肩实现轴向定位第二段,取直径为d2=30mm
齿轮和右端轴承从右侧装入,考虑装拆方便以及零件固定的要求,装轴处d3应大于d2,取d3=35mm,为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3,取d4=40mm。
齿轮右端用用套筒固定,左端用轴环定位,且满足齿轮定位的同时,还应满足左侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定与左端轴承型号与右端轴承相同,取d6=35mm.
(2)确定轴各段直径和长度
Ⅰ段:
d1=25mm长度取L1=40mm
II段:
d2=30mm长度取L2=20mm
Ⅲ段:
d3=35mm
初选用6407深沟球轴承,其内径为35mm,
宽度为25mm.考虑齿轮端面和箱体内壁,齿轮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43mm,安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故Ⅲ段长:
L3=(2+24+25+21)=72mm
Ⅳ段:
d4=40mmL4=B2-2=42-2=40mm
Ⅴ段:
d5=44mm
长度与右面的套筒相同,即L5=24mm
Ⅵ段:
d6=35mm.长度L6=25mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=115mm
6、从动轴的强度校核
(1)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径:
已知D1=162mm
②求转矩:
已知T2=84.02N•m
③求圆周力:
Ft=2T2/D2=2×84.02/162=1.04KN
④求径向力:
Fr=Ft•tanα=1.04×tan20º=0.38KN
⑤因为该轴两轴承对称,所以:
(Ⅰ)绘制轴受力简图(如图a)
(Ⅱ)轴承支反力:
FAY=FBY=Fr/2=0.38/2=0.19KN
FAZ=FBZ=Ft/2=1.04/2=0.52KN
绘制垂直面弯矩图(如图b)
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=0.19×115÷2=10.925N•m
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=0.52×115÷2=29.9N•m
(Ⅲ)绘制合弯矩图(如图d)
Mc=(Mc1^2+Mc2^2)^1/2=(10.925^2+29.9^2)^(1/2)=31.83N•m
(Ⅳ)绘制扭矩图(如图e)
转矩:
T=9550×P2/n2=84.02N•m
(Ⅴ)校核危险截面的强度
转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化,取α=0.6,
σca=[Mc^2+(αT)^2]^﹙1/2﹚×1000∕(0.1d4^3)
=[31.83^2+﹙0.6×84.02﹚^2]^﹙1/2﹚×1000/(0.1×40^3)
=9.32Mpa<[σ-1]=60MPa
则该轴强度足够。
二、主动轴的设计
1、选择轴的材料确定许用应力
选轴的材料为45号钢,调质处理。
由《机械设计》P362表15-1得:
σb=640Mpa,σs=355MPa,查[2]表13-6可知:
[σb+1]=260MPa
[σ-1]=60MPa,[τ]=30~40MPa
2、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的高速轴为转轴,输入端与V带轮相连,
从结构要求考虑,输入端轴径应最小,最小直径为:
d0≥A﹙P1/n1﹚^﹙1/3﹚
查《机械设计手册》得,45钢A=118~107,取A=110
则d0≥110×(1.10/466.67)^(1/3)mm=14.64mm
考虑键槽的影响d=d0(1+5%)以及联轴器孔径系列标准,取d=16mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩:
T=9550P1/n1=9550×1.10/466.67=22.51N•m。
齿轮作用力:
圆周力:
Ft=2T/d=2×22.51/42N=1.07KN
径向力:
Fr=Ft•tan200=1.07×tan20º=0.39KN
4、轴的结构设计
(1)、确定各段轴的直径
将估算轴d=16mm作为外伸端直径d1与V带带轮相配,
考虑联轴器用轴肩实现轴向定位第二段,取直径为d2=20mm
考虑装拆方便以及零件固定的要求,装轴处d3应大于d2,取d3=25mm,为给轴承定位d4应大于d3。
主动轴为齿轮轴,则d5由小齿轮定,满足左侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定左端轴承型号与右端轴承相同,取d6,d7段安装轴承则d7=25mm.
(2)、选择轴承型号:
由《机械设计手册》初选深沟球轴承,代号为6405查手册可得:
轴承宽度B=15,安装尺寸da=31,故轴环直径d6=d4=31mm.
(3)、确定轴各段直径和长度
Ⅰ段:
d1=16mm长度取L1=35mm
II段:
d2=20mm长度取L2=10mm
Ⅲ段:
d3=25mm
初选用6205深沟球轴承,其内径为25mm,
宽度为15mm.考虑箱体壁厚、凸缘厚度和密封盖轴段长,为此取Ⅲ段长:
L3=55mm
Ⅳ段:
d4=31mm为使齿轮对称布置L4=20mm
Ⅴ段:
根据小齿轮宽度知L5=50mm
Ⅵ段:
d6=31mm.为使齿轮对称布置L6=20mm
Ⅶ段:
d7=25mm此段安装轴承则L7=15mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=105mm
(4)按弯扭复合强度计算:
校核方法同从动轴的校核,经计算知强度满足。
第五部分键的设计、校核
1.根据轴径的尺寸,由<<机械设计>>P106表6-1得:
高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为:
键5×5×18
大齿轮与轴连接的键为:
键12×8×32
轴与联轴器的键为:
键8×7×32
2.键的强度校核
大齿轮与轴上的键:
键5×5×18
b×h=5×5,L=18mm,则Ls=L-b=13mm
挤压强度:
σp=4×22.51×1000/(5×13×25)MPa=55.3Mpa<[σp]=100-120MPa
因此挤压强度足够
剪切强度:
στ=2×25.51×1000/﹙5×13×25﹚MPa=110.6MPa<[σ]=100-120MPa
因此剪切强度足够
键12×8×32和键8×7×32根据上面的步骤校核,并且符合要求。
第六部分箱体,箱盖主要尺寸及数据
1、减速器附件的选择
通气器
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5
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
选用外六角油塞及垫片M18×1.5
根据《机械设计基础课程设计》表5.3选择适当型号:
起盖螺钉型号:
GB/T5780M18×30,材料Q235
高速轴轴承盖上的螺钉:
GB5783~86M8X12,材料Q235
低速轴轴承盖上的螺钉:
GB5783~86M8×20,材料Q235
螺栓:
GB5782~86M14×100,材料Q235
箱体的主要尺寸:
(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×102+1=3.55mm取z=8mm
(2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×102+1=2.04mm取z1=8mm
(3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12mm
(4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×8=12mm
(5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×8=20mm
(6)地脚螺钉直径df=0.036a+12=0.036×102+12=15.672mm(取df=16mm)
(7)地脚螺钉数目n=4(因为a<250)
(8)轴承旁连接螺栓直径d1=0.75df=0.75×16=12mm
(9)盖与座连接螺栓直径d2=(0.5-0.6)df=0.55×16=8.8mm取d2=9mm
(10)连接螺栓d2的间距L=150~275mm
(11)轴承端盖螺钉径d3=(0.4-0.5)df=0.4×16=6.4mm取d3=6mm
(12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.3×16=4.8mm取d4=6mm
(13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.8×9=7.2mm取d=8mm
(14)df.d1.d2至外箱壁距离C1=16mm
(15)df.d2d3到凸缘边缘距离C2=20mm
(16)凸台高度:
根据低速级轴承座外径确定,以便于扳手操作为准。
取h凸=15mm
(17)外箱壁至轴承座端面的距离h1=C1+C2+(5~10)=41-46取h1=43mm
(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离:
h2=13-16>1.2z=9.6mm
(19)齿轮端面与内箱壁间的距离:
h3=10-15mm取h3=12mm
(20)箱盖,箱座肋厚:
m1=15mm,m2=15mm
(21)轴承旁连接螺栓距离:
尽可能靠近,以Md1和Md3互不干涉为准。
第七部分润滑
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.滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。
3.润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利,考虑到该装置用于小型设备,选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。
4.密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整,采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。
密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
第八部分课程设计心得
课程设计都需要刻苦耐劳,努力钻研的精神。
对于每一个事物都会有第一次的吧,而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重,挫折不断到一步一步克服,可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关;最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气!
课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固,许多计算方法、公式都忘光了,要不断的翻资料、看书,和同学们相互探讨。
虽然过程很辛苦,有时还会有放弃的念头,但始终坚持下来,完成了设计,而且学到了,应该是补回了许多以前没学好的知识,同时巩固了这些知识,提高了运用所学知识的能力。
第九部分主要参考资料
[1]《机械设计手册》,化学工业出版社,成大先主编,2010年5月第5版;
[2]《机械设计》,高等教育出版社,濮良贵主编2006年5月第8版
[3]《机械原理》,高等教育出版社,孙恒陈作模葛文杰主编2006年5月第7版
机械设计课程设计
计算说明书
设计题目:
单级减速器的设计
机械设计制造及其自动化专业08级机械本2班
设计者:
殷晏珍姚传亮于飞李阳
指导教师:
胡文平
目录
设计任务书…………………………………………………2
第一部分传动装置总体设计……………………………4
第二部分V带设计………………………………………6
第三部分各齿轮的设计计算……………………………8
第四部分轴的设计………………………………………10
第五部分键的设计、校核………………………………17
第六部分箱体,箱盖主要尺寸及数据…………………18
第七部分润滑……………………………………………20
第八部分课程设计心得…………………………………20
第九部分主要参考资料…………………………………21
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