机械设计课程设计带式运输机.docx
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机械设计课程设计带式运输机
目录1
第一章课程设计题目5
1.1设计带式运输机5
1.2运动简图5
1.3原始设计数据5
1.4工作条件5
第二章总体设计7
2.1电动机的选择。
7
2.1.1电动机型号选择:
7
2.1.2工作所需功率:
7
2.1.3电动机所需功率:
7
2.1.4电动机转速的选择:
7
2.2传动比分配8
2.3传动装置的运动和动力参数8
2.3.1各轴的转速计算8
2.3.2各轴输出功率计算8
2.3.3各轴输入转矩计算9
第三章传动零件设计10
3.1V带的设计与计算10
3.1.1确定计算功率Pea10
3.1.2选择V带的带型10
3.1.3确定带轮的基准直径dd110
3.1.4验算带速v10
3.1.5计算大带轮的直径10
3.1.6确定V带的中心距a和基准长度Ld10
3.1.7计算V带根数Z11
3.1.8计算单根V带的初拉力的最小值。
11
3.1.9计算轴压力Fp11
3.1.10带轮设计11
3.1.11V带传动的主要参数11
3.2高速级齿轮传动设计12
3.2.1选定高速齿轮类型,精度等级,材料及齿数12
3.2.2按齿面接触强度设计12
3.2.3按齿根弯曲疲劳强度设计14
3.2.4几何尺寸的计算15
3.2.5修正计算结果16
3.2.6高速级齿轮的参数17
3.2.7高速大齿轮结构参数17
3.3低速级齿轮传动设计18
3.3.1选定低速级齿轮类型,精度等级,材料及齿数18
3.3.2按齿面接触疲劳强度设计18
3.3.3按齿根弯曲疲劳强度设计20
3.3.4几何尺寸的计算21
3.3.5修正计算结果22
3.3.6低速级齿轮的参数23
3.3.7低速大齿轮结构参数23
第四章轴的设计25
4.1轴的材料选择和最小直径估算。
25
4.1.1高速轴:
25
4.1.2中间轴:
25
4.1.3低速轴:
25
4.2轴的结构设计25
4.2.1高速轴25
4.2.2中间轴26
4.2.3低速轴26
4.2.4细部机构设计27
第五章轴的校核28
5.1中间轴上作用力的计算28
5.2支反力的计算28
5.2.1垂直面受力29
5.2.2水平支反力29
5.2.3垂直平面内转矩29
5.2.4计算、绘制水平面弯矩图:
29
第六章键的选择和校核31
6.1高速轴大带轮处键的校核31
6.2中间轴键的校核31
6.2.1高速级大齿轮处键31
6.2.2低速级小齿轮处键31
6.3低速轴键校核32
6.3.1低速级大齿轮处键32
6.3.2低速轴联轴器处键32
第七章滚动轴承的选择和校核33
7.1高速轴的轴承校核33
7.1.1轴承受力图如图33
7.2.2计算当量动载荷33
7.2.3验算轴承的寿命33
7.2中间轴的轴承校核34
7.2.1轴承受力图34
7.2.2计算当量动载荷34
7.2.3验算轴承的寿命34
7.3低速轴的轴承校核35
7.3.1轴承受力图如图35
7.3.2计算当量动载荷35
7.3.3验算轴承的寿命35
第八章联轴器的选择与校核36
8.1联轴器的选择36
8.2校核联轴器36
第九章箱体设计37
第十章润滑、密封的设计38
10.1润滑38
10.2密封38
第^一章总结39
参考文献40
第一章课程设计题目
1.1设计带式运输机
采用二级直齿减速器
1.2运动简图
1.3原始设计数据
表1-1
「题7
参数*'
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
运输带工作拉力F(KN
3.0
3.2
3.5
3.8
4
4.2
4.5
5
5.5
6
运输带工作速度v(m/s)
2.0
1.8
1.6
1.9
1.9
1.9
1.8
1.7
1.6
1.5
滚筒直径D(mm
40
45
40
40
40
45
45
45
45
45
0
0
0
0
0
0
0
0
0
0
每日工作时数T(h)
16
16
16
16
16
16
16
16
16
16
使用折旧期(y)
8
8
8
8
8
8
8
8
8
8
根据学号选取第⑤组数据
1.4工作条件
(1)、工作情况:
传动不逆转,载荷平稳允许运输带速度误差为土5%;
(2)、滚筒效率:
nj=0.96(包括滚筒与轴承的效率损失);
(3)、工作环境:
室内,灰尘较大,最高环境温度35°C;
(4)、动力来源:
电力,三相交流,电压380/220V;
(5)、检修间隔期:
四年一次大修,两年一次中修,半年一次小修;
(6)、制造条件及生产批量:
一般机械厂生产制造,小批量。
第二章总体设计
2.1电动机的选择。
2.1.1电动机型号选择:
根据动力源和工作条件,选用丫型三相异步电动机。
2.1.2工作所需功率:
Pv40000.9
Pwkw=7.9166kw7.92kw
1000^i1000汉0.96
2.1.3电动机所需功率:
通过查《机械设计课程设计手册》表1-7确定各级传动的机械效率,V带1=0.96,8级精度齿轮2=0.97,联轴器3=0.99,轴承仁0.99。
总效率耳="耳2八3"4=0.96x0.97x0.99x0.99=0.911884912
故电动机所需p“巳二箸P8.68kw
2.1.4电动机转速的选择:
电动机常用转速1000r/min,1500r/min和3000r/min
D为滚筒直径
总传动比i,其中nm为电动机满载转速。
nw
由表《课程设计手册》12-1查得相关数据得出下表2-1
表2-1
万案
电动机型号
额定功率
/kw
同步转速
r/min
满载转速
r/min
传动比
A
Y160L-6
11
1000
970
10.687
B
Y160M-4
11
1500
1460
16.085
C
Y160M1-2
11
3000
2930
32.285
由《课程设计手册》表1推荐传动比合理范围
取V带转动比i'i=2~4,二级圆柱直齿减速器传动比i'2=8~40。
贝U总传动比合理范围l'd=16~160b为了合理分配传动比及传动装置结构紧凑故选用方案C。
2.1.5电动机的型号确定
根据电动机的功率和转速选用电动机型号丫160M1-2,由表《课程设计手册》12-9
电动机中心高H=160mm外伸轴直径D=48mm,外伸轴长度E=110mm。
2.2传动比分配
根据选择的电动机型号可知总传动比l'a=32.285
选择V带传动比i1=2.5
ia32285
减速器的传动比i=12.914
i12.5
高速齿轮传动比i2=:
;1.3i=上1.312.914=4.097
低速齿轮传动比i3二上4097=3.152
1.31.3
2.3传动装置的运动和动力参数
2.3.1各轴的转速计算
nm=2930r/minnm2930.
n1=
1172r/min
i12.5
n1117
n2286.063r/min
i2
4.097
n2
n3=
i3
286.063
90.764r/min
3.152
n4=n3二90.764r/min
2.3.2各轴输出功率计算
p=8.68kw
p=pd1=8.333kw
p2二p124=8.002kw
p3=p224=7.684kw
p4=p334二7.531kw
223各轴输入转矩计算
pd8.68
Td=9550兰=9550Nm=28.291Nm
nm2930
pi8.333
Ti二9550比二9550Nm二67.901Nm
ni1172
p28.002
T2=9550旦=9550Nm=267.140Nm
n2286.063
p37.684
T3=95509550Nm=808.494Nm
n390.764
p47.531
T4=9550必=9550Nm=792.396Nm
n490.764
各轴运动及动力参数如下表2-2
表2-2
轴号
转速r/min
功率kw
转矩Nm
传动比
0
2930
8.68
28.291
1
1172
8.333
67.901
2.5
2
286.063
8.002
267.140
4.097
3
90.764
7.684
808.494
3.152
4
90.764
7.531
792.396
1
第三章传动零件设计
3.1V带的设计与计算
3.1.1确定计算功率Pea
查表《机械设计》8-7,取工作情况系数Ka=1.2
贝UPca=KA?
Pd=1.2&68kw=10.416kw
3.1.2选择V带的带型
由Pca=10.416kwnm=2930r/min选用B型V带。
3.1.3确定带轮的基准直径ddl
由表8-6,8-8取小带轮的基准直径ddi=125
3.1.4验算带速v
按公式验算速度
=19.167m/s
兀ddi,nm3.14"25汉2930
v=
601000601000
因为5m/s 3.1.5计算大带轮的直径 dd2=ii? ddi=2.5X25=312.5mm 取dd2=315 3.1.6确定V带的中心距a和基准长度Ld (1) a°=450mm 由公式0.7(ddi+dd2)wa(2di+dd2)初步确定中心距 (2)计算带所需的基准长度 2 二(dd2「dd1) Ld0=2a°■-(ddi■dd2) 24a0 2 兀(315T25) =2450(315125) 24汇450 =1614mm 由表8-2选带的基准长度Ld=1600mm (3) 计算实际中心距a Ld_Ld0 a=a°一一 1600-1614 =443mm 3.1.7计算V带根数Z (1)由ddi=125mm和nm=2930r/min查表8-4a得Po=2.96 根据nm=2930r/min,ii=2.5和B型V带查表8-4b得: P^0.89查表8-5得K尸0.93 查表8-2得Kl=0.92 Pr=(P0.,P0)K: KL=(2.960.89)0.930.92=3.294 (2)计算V带根数Z rPea10.416 Z4 Pr3.294 3.1.8计算单根V带的初拉力的最小值。 由表8-3得B型V带的单位长度质量q=0.18kg/m (2.5-Kot)Pea2 (F0)min=500qv2 KetZv =500旦0.93)10.416.0.1810.41620.93沢4汉19.167 =134.205N 3.1.9计算轴压力Fp a1 (Fp)min=2Z(F0)minsin- 2 155= =24134.205sin 2 =1048.190N 3.1.10带轮设计 由表8-10查得e=19_0.4f-11.5 可计算出带轮缘宽: B=(Z-1)e2f =(4-1)19211.5 二80mm 3.1.11V带传动的主要参数 如下表3-1 表3-1 名称 参数 名称 参数 名称 参数 带型 B 传动比 2.5 根数 4 带轮基准直 dd1=125mm 基准长度 1600mm 预紧力 134.205N 径 dd1=315mm 中心距 443mm 压轴力 1048.190N 3.2高速级齿轮传动设计 3.2.1选定高速齿轮类型,精度等级,材料及齿数。 (1)按设计题目,采用直齿圆柱齿轮。 (2)运输机为一般工作机器,速度不高,故采用8级精度。 (3)材料选择。 由表10-1选择小齿轮的材料为40Cr,调质处理,硬度为280HBS 大齿轮的材料为45钢,调质处理,硬度为240HBS,二者硬度差40HBS (4)选择小齿轮齿数Z1=24 则大齿轮的齿数Z2=i2? Z1=24X4.097=98.328 7299 取72=99齿数比u=——=4.125 7124 (1)确定公式内的各计数值。 1试选用载荷系数Kt=1.3 2小齿轮传递的转速Ti=T1=67.901N? m=67901N? m 3查表10-7选取齿宽系数^1 1 4查表10-6得材料的弹性影响系数Ze=189.8Mpa° 5由教材图10-21按齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限 门min二600Mpa大齿轮的接触疲劳强度极限Gmin二550Mpa。 6计算应力循环次数 N1=60n1jLh=6011721(163008)=2.700288109次 =6.5909108次 K1N12.700288X09 N2= i24.097 7由图10-19取接触疲劳寿命系数Khni=0.90,Khn2=0.95 8计算接触疲劳许用应力 取失效率为1%安全系数S=1 =0.9600Mpa=540Mpa KHN2PHmin2 =0.95550Mpa=522.5Mpa (2)计算 1 计算小齿轮分度圆直径d1t带入4h1中较小值 =2.32寸1.3^67901x^I^c! 898)2 \4.125522.5 二56.536mm 2计算圆周速度V。 二d1tn1二56.5361172 v3.468m/s 601000601000 3计算齿宽bo b=dd1t=156.536=56.536mm 4计算齿宽与齿高之比b 模数: mt二士=56.536=2.356mm Z124 齿高: h=2.25m=2.25>2.356=5.301mm b56.536 10.665 h5.301 5计算载荷系数。 根据v=3.468m/s;8级精度、由图10-8中查得动载系数KV=1.18直齿轮KH«=&a=1 由表10-2查得使用系数Ka=1 由表10-4用插值法查得8级精度,小齿轮相对支承非对称布置 时心=1.455 由b=10.665,陥=1.455,查表10-13得艰=1.35 h 故动载系数 K=KaKvKh: Kh: =11.1811.455=1.717 6按实际的动载系数校正所算得的分度圆值。 K1717 d1=d1t? |—=56.536x3: =62.030mm \Kt\1.3 7 计算模数 3.2.3按齿根弯曲疲劳强度设计。 (1)确定公式内各计算数值。 1由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限二FE1=500Mpa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限"E2二380Mpa 2由图10-18取得弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.86,Kfn2=0.90 3计算弯曲疲劳许用应力。 去弯曲疲劳安全系数S=1.4则: 4计算动载荷系数k K=KaKvKFaKFB=1X1.18>1X1.35=1.593 5查取齿形系数 由表10-5查得: YFa1=2.65;YFa2=2.18 6查取应力校正系数 由表10-5查得: Ysa1=1.58;Ysa2=1.79 ⑦计算大小齿轮的 YFaYsa .'.F, 并加以比较 小齿轮 故大齿轮的数值较大 (2) 设计计算 比较计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计 算的模数,由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力,而齿面 接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关,可取弯曲疲劳强度算得的模数1.814并就近圆整为标准值m=2.5,按解除疲劳强度算得的分度圆直径d1=62.030mm,算出小齿轮的齿数 62.030 2.5 则大齿轮齿数: Z2=4.09725=102.4取Z2=103 这样设计出的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费 3.2.4几何尺寸的计算。 (1)计算分度圆直径 d1二Z1m=252.5=62.5mm d2=Z2m=1032.5=257.5mm (2)计算中心距 (3)计算齿轮宽度 bid1=162.5=62.5mm 则: 取小齿轮B1=70mm 取大齿轮B2=62.5mm 3.2.5修正计算结果。 (1)Zi=25,Z2=103 查表10-5修正: YFai=2.62Ysai=1.59 YFa2=2.18Ysa2=1.79 “c\兀dim3.14汇62.51172 (2)v3.833m/s 60x100060x1000 (3)齿高h=2.25m=2.25>2.5=5.625mm,^-625=11.11h5.625 查表10-14修正Khb=1.458 由b=11.11,Kf3=1.458查图10-13修正Kfb=1.35h (4)齿面接触疲劳强度计算载荷系数。 K=KaKvKh: .Kh上11.1811.458=1.720 齿根弯曲疲劳强度计算载荷系数。 YFaiYSai2.621.59 &f]i一307.14 YFa2YSa22.181.79 [列2-245.571 K=KaKvKf: .KL=11.1811.35=1.593 =0.01356 显现还是大齿轮数值较大 =0.01589 (6) (7) =2.32*1.720乂67901疋^125(^898)2 V4.125522.5 二62.065mm 实际di=62.5mm,m=2.5均大于计算要求,故该齿轮强度足够 326高速级齿轮的参数 如下表: 3-2 表3-2 名称 计算公式 结果/mm 模数 m 2.5 压力角 an o 20 齿数 Zi 25 Z2 103 传动比 i2 4.097 分度圆直径 di 62.5 d2 257.5 齿顶圆直径 * dai=di+2ham 67.5 * da2=d2+2ham 251.25 齿根圆直径 dfi=di-2(ha+C)m ** 56.25 df2=d2-2(ha+C)m 251.25 中心距 m(Zi+Z2)a= 2 160 齿宽 Bi=b+7.5 70 B2=b 62.5 3.2.7高速大齿轮结构参数 如下表3-3 表3-3 计算公式 计算过程 计算结果/mm d1=1.6d 1.645=72 72 ◎0=2.5m 2.54.5=6.25 取9 D1=df-°0 251.25-9=242.25 242.25 D°=0.55(Di+d1) 0.55^42.25+72)=172.837 173 d0=0.25(D1-d1) 0.25(242.25-72)=42.5625 42.6 r=0.6+0.14m 0.6+0.142.5=0.95 0.95 C=1.5m+0.1b 1.52.5+0.162.5=10 取20 图3-1 3.3低速级齿轮传动设计 3.3.1选定低速级齿轮类型,精度等级,材料及齿数。 (1)任然选择直齿圆柱齿轮。 (2)运输机为一般机器速度不高,故选用8级精度 (3)材料选择,由表10-1选择小齿轮的材料为45钢,调质处理,硬度为240HBS,大齿轮为45钢,正火处理,硬度为195HBS,二者材料硬度差为45HBS。 (4)选择小齿轮齿数为Z3=22,则大齿轮齿数为 Z4=i3XZ3=22X3.152=69.344取Z4=70。 齿数比u二审二70=3.182 Z322 3.3.2按齿面接触疲劳强度设计。 (1)确定公式内的各计数值。 1试选用载荷系数Kt=1.3 2小齿轮传递的转速Ti=T2=267.140N? m=267140N? m 3查表10-7选取齿宽系数^1 1 4查表10-6得材料的弹性影响系数Ze=189.8Mpa' 5由教材图10-21按齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限Cmin3=550Mpa 大齿轮的接触疲劳强度极限CHmin4=390Mpa。 6计算应力循环次数 N3=60n2jLh=60286.0631(163008)=2659089152次 =2659089152=209101888次i33.152 7由图10-19取接触疲劳寿命系数Khn3=0.90,Khn4=0.95 8计算接触疲劳许用应力取失效率为19安全系数S=1 KhN3VHmin3 0.9550Mpa=495Mpa r]KHN4min4 ■■-H40.95390Mpa=370.5Mpa (2)计算 1计算小齿轮分度圆直径d3t取'chl=446.5MPa d3t_2.323 KtT2u1.Ze.2 =2.3231.32671405.125(189.8)2 \4.125446.5 =100.986mm: 101mm 2计算圆周速度Vo v世王101286=1.512m/s 601000601000 ③计算齿宽bo b=dd3t=1101=101mm h=2.25mt=2.25X.59=10.328mm 10^=9.78 h10.328 5计算载荷系数。 根据v=1.512m/s;8级精度、由图10-8中查得动载系数Kv=1.05 直齿轮Kh«=Kf«=1 由表10-2查得使用系数Ka=1 由表10-4用插值法查得8级精度,小齿轮相对支承非对称布置 时Khb=1.470 由b=9.78,Khb=1.470,查表10-13得Kfb=1.35h
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