完整版二级减速器毕业课程设计64372671.docx
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完整版二级减速器毕业课程设计64372671
机械设计课程设计
计算说明书
设计题目:
设计带式输送机中的传动装置
专业年级:
机械12-4
学号:
学生姓名:
XXX
指导教师:
刘丽芳
机械工程系
完成时间2014年7月4日
机械设计课程设计任务书
学生姓名:
XXX学号:
专业:
机械设计制造及其自动化
任务起止时间:
2014年6月23日至2014年7月4日
设计题目:
设计带式输送机中的传动装置
一、传动方案如图1所示:
图1带式输送机减速装置方案
二、原始数据
滚筒直径dmm
800
传送带运行速度v(ms)
1.6
运输带上牵引力FN
1900
每日工作时数Th
24
传动工作年限
5
单向连续平稳转动,常温空载启动。
三、设计任务:
1.减速器装配图1张(A0图纸)
2.低速轴零件图1张(A3图纸)
3.低速轴齿轮零件图1张(A3图纸)
4.设计说明书1份
在三周内完成并通过答辩
参考资料:
《机械设计》《机械设计基础》《课程设计指导书》《机械设计手册》
《工程力学》《机械制图》
指导教师签字:
2014年6月23日
目录
一、电机的选择1
二、传动装置的运动和动力参数计算2
三、V带传动设计4
四、设计减速器内传动零件(直齿圆柱齿轮)5
五、轴的结构设计计算9
六、轴的强度校核16
七、校核轴承寿命20
八、键连接的选择和计算21
九、箱体的设计22
十、心得体会22
一、电机的选择
1.1选择电机的类型和结构形式:
依工作条件的要求,选择三相异步电机:
封闭式结构
U=380V
Y型
1.2电机容量的选择
工作机所需的功率PW=Fv1000=3.04kW
V带效率1:
0.96
滚动轴承效率(一对)2:
0.99
闭式齿轮传动效率(一对)3:
0.97
联轴器效率4:
0.99
工作机(滚筒)效率5(w):
0.96
传输总效率=0.825
则,电动机所需的输出功率PW=Pd=3.68kW
1.3电机转速确定
卷筒轴的工作转速=38.22rmin
V带传动比的合理范围为2~4,两级圆柱齿轮减速器传动比的合理范围为8~40,则总传动比的合理范围为=16~160,故电动机转速的可选范围为:
=611.52~6115.2rmin
在此范围的电机的同步转速有:
750rmin1000rmin1500rmin3000rmin
依课程设计指导书表18-1:
Y系列三相异步电机技术参数(JBT)选择电动机
型号:
Y112M-4额定功率Ped:
4Kw
同步转速n:
1500rmin满载转速nm:
1440rmin
二、传动装置的运动和动力参数计算
总传动比:
37.68
2.1分配传动比及计算各轴转速
取V带传动的传动比i0=3
则减速器传动比i=ii0=12.56
取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比4.19
则低速级传动比3
2.2传动装置的运动和动力参数计算
0轴(电动机轴)3.68kW
1440rmin
24.41Nm
1轴(高速轴)3.53kW
480rmin
70.23Nm
2轴(中间轴)3.39kW
114.56rmin
282.60Nm
3轴(低速轴)3.26kW
38.19rmin
815.21Nm
4轴(滚筒轴)3.20kW
38.22rmin
799.59Nm
以上功率和转矩为各轴的输入值,1~3轴的输出功率或输出转矩为各自输入值与轴承效率的乘积。
各轴运动和动力参数如下表:
表2-1各轴运动和动力参数
轴名
功率PkW
转矩TNm
转速
n(rmin)
传动比i
效率
输入
输出
输入
输出
0轴
3.68
24.41
1440
1轴
3.53
3.49
70.23
69.53
480
3
2轴
3.39
3.36
282.60
279.77
114.56
4.19
3轴
3.26
3.23
815.21
807.06
38.19
3
4轴
3.20
3.17
799.59
791.59
38.22
1
三、V带传动设计
3.1确定计算功率
根据已知条件结合教材《机械设计》由表8-8得到工作情况系数KA=1.2,故Pca=KAPd=4.42kW。
3.2选择普通V带型号
已知Pca,nm,结合教材《机械设计》由表8-11确定所使用的V带为A型。
3.3确定带轮基准直径并验算带速
(1)结合教材《机械设计》由图表8-9,初选小带轮直径dd1=90mm。
(2)验算带速:
6.78ms,满足5ms (3)计算大齿轮的基准直径270mm。 3.4确定V带中心距和基础长度 (1)根据 ,初定中心距a0=500mm。 (2)计算所需的带长 =1598.95mm。 由图表8-2,对A型带进行基准长度Ld=1550mm。 (3)实际中心距476mm 中心距的变化范围453~522.50mm。 3.5验算小带轮包角 157.13>120°合格。 3.6计算V带根数Z 由nm,dd1结合教材《机械设计》查表8-4得P0=1.06kW。 由nm,i0,A型带,查表8-5得P0=0.17kW。 已知1查表8-6得K=0.93,已知Ld查表8-2得KL=0.98 则V带根数3.93,取z=4。 3.7计算压轴力 由教材《机械设计》表8-3,可知A型带单位长度质量q=0.105kgm。 单根V带的初拉力最小值: =142.40N。 压轴力的最小值: =1116.59N。 四、设计减速器内传动零件(直齿圆柱齿轮) 4.1高速级齿轮传动设计计算 (1)选择材料及确定许用应力 由教材《机械设计》表10-1确定以下参数: 表4-1高速级齿轮材料及许用应力 齿轮 热处理方式 齿面硬度 MPa MPa 小齿轮 调质 280HBS 600 500 大齿轮 调质 240HBS 550 380 由公式10-14,取安全系数SH=1,SF=1.4。 则许用应力为: 600MPa550MPa 357.14MPa271.43MPa (2)按齿面接触强度设计 设齿轮按7级精度制造,由教材《机械设计》表10-2得载荷系数K=1.3,由表10-7得齿宽系数Φd=1,由表10-5可得弹性系数ZE=189.80。 小齿轮传递的(输入)转矩: T1=7.02×104Nmm(注意单位换算) 小齿轮分度圆直径: 55.18mm。 齿数取z1=24,z2=i1z1≈101,故实际传动比i1=z2z1=4.19。 齿宽56mm(圆整)。 取大齿轮齿宽b2=56mm,为补偿安装误差,取小齿轮齿宽b1=b2+(5~10)=63mm。 模数m=d1tz1=2.36,按表10-1,取标准模数m=2.5,实际分度圆直径60mm,252.5mm,中心距156.25mm。 (3)验算齿轮弯曲强度 由教材《机械设计》图10-17,取齿形系数YFa1=2.65,YFa2=2.23,应力修正系数YSa1=1.58,YSa2=1.76。 判断: 96.26≦[σF1] 判断: 90.23≦[σF2] 满足条件,安全。 (4)齿轮的圆周速度 1.5072ms。 对照表7-4可知,选着7级精度是合适的。 4.2低速级齿轮传动设计计算 (1)选择材料及确定许用应力 由教材《机械设计》表10-1确定以下参数: 表4-2低速级齿轮材料及许用应力 齿轮 热处理方式 齿面硬度 MPa MPa 小齿轮 调质 280HBS 600 500 大齿轮 调质 240HBS 550 380 由公式10-14,取安全系数SH=1,SF=1.4。 则许用应力为: 600MPa550MPa 357.14MPa271.43MPa (2)按齿面接触强度设计 设齿轮按7级精度制造,由教材《机械设计》表10-2得载荷系数K=1.4,由表10-7得齿宽系数Φd=1,由表10-5可得弹性系数ZE=189.80。 小齿轮传递的(输入)转矩: T2=2.8×105Nmm(注意单位换算) 小齿轮分度圆直径: 92.28mm。 齿数取z1=34,z2=i1z1≈102,故实际传动比i1=z2z1=3。 齿宽93mm(圆整)。 取大齿轮齿宽b2=93mm,为补偿安装误差,取小齿轮齿宽b1=b2+(5~10)=100mm。 模数m=d1tz1=2.71,按表10-1,取标准模数m=3,实际分度圆直径102mm,306mm,中心距204mm。 (3)验算齿轮弯曲强度 由教材《机械设计》图10-17,取齿形系数YFa1=2.65,YFa2=2.23,应力修正系数YSa1=1.58,YSa2=1.76。 判断: 119.49≦[σF1] 判断: 111.95≦[σF2] 满足条件,安全。 (4)齿轮的圆周速度 0.61ms。 对照表7-4可知,选着7级精度是合适的。 4.3传动齿轮的主要参数 表4-3传动齿轮的主要参数 高速级 低速级 齿数z 24 101 34 102 中心距amm 156.25 204 模数mmm 2.5 3 齿宽bmm 63 56 100 93 分度圆直径dmm 60 252.5 102 306 齿顶高hamm 2.5 2.5 3 3 齿根高hfmm 3.125 3.125 3.75 3.75 齿高hmm 5.625 5.625 6.75 6.75 齿顶圆直径damm 65 257.5 107 311 齿根圆直径dfmm 53.75 246 94.6 298.5 五、轴的结构设计计算 5.1高速轴的计算(1轴) 根据表15-1得,高速轴材料为: 45钢,热处理方式: 正火回火,许用弯曲应力[σ-1b]=55MPa。 (1)初估轴径 初选轴径,根据扭转强度计算初估。 由表15-3得常数A0=120 23.34mm 考虑到键槽的作用,轴径增加3%为24.04mm,圆整后暂取d1=30mm。 (2)轴的径向尺寸设计 根据轴及轴上零部件的固定、定位、安装要求,确定轴的结构如下图: 表5-1高速轴径向尺寸确定 轴段直径dmm 确定方法 说明 d1=30 试选 圆整 d2=34 定位轴肩d2=d1+2h 轴肩的定位高度 d3=40 D=d3选用6407的轴承 轴承的内圈直径 d4=46 d4=d3+(2~3)C2 轴肩的非定位 d5=50 小齿轮齿顶圆直径 轴肩的定位 d6=46 同d4 轴肩的定位 d7=40 安装轴承同d3 轴承的内圈直径 (3)轴的轴向尺寸设计 轴的结构图如下: 经验值的计算与选取(单位: mm): 轴承端盖至箱外传动件间的距离L=20 箱座壁厚=9 联接螺栓至外箱壁的距离C1=18;至凸缘边距离C2=16 轴承座宽度L=C1+C2++(5~10)=50 齿轮至机体内壁的距离=10 大齿轮齿轮端面的距离3=10 轴承内侧至箱体内壁的距离4=12(指导书38页图5-12) 表5-2高速轴轴向尺寸确定 轴段长度Lmm 确定方法 说明 L1=45 L1=(1.5~2)d2 L2=50 L2=L’+e+L+4-B+(Bv-L1)2 L3=38 L3=B(轴承)+B(挡油环) 轴承所在的轴段 L4=110 L4=4+2+b2-(b3-b4)2-(b1-b2)2 L5=63 L5=b1 齿轮轴 L6=7 L6=2-3 L7=38 L7=4+B+(1~3) l1=60 l1=B2+l6+l52 l2=176 l2=l4+l52+B2 l3=89 l3=l2+l12+B2 5.2中间轴的计算(2轴) 根据表15-1得,中间轴材料为: 45钢,热处理方式: 正火回火,许用弯曲应力[σ-1b]=55MPa。 (1)初估轴径 初选轴径,根据扭转强度计算初估。 由表15-3得常数A0=120 37.12mm (2)轴的径向尺寸设计 根据轴及轴上零部件的固定、定位、安装要求,确定轴的结构如下图: 表5-3中间轴径向尺寸确定 轴段直径dmm 确定方法 说明 d1=45 B=d1 d2=49 d2=d1+2(1~2) 用于轴承的定位 d3=55 d3=d2+C1(3~4) 用于齿轮的定位 d4=49 d4=40+2 d5=45 B=d5 (3)轴的轴向尺寸设计 轴的结构图如下: 经验值的计算与选取: 轮毂宽度与轴段长度之差=2(指导书38页图5-10) 齿轮至机体内壁的距离2=10 大齿轮齿轮端面的距离3=10 轴承内侧至箱体内壁的距离4=12(指导书38页图5-12) 表5-4中间轴轴向尺寸确定 轴段长度Lmm 确定方法 说明 L1=46.5 L1=B+B(挡油环)+2+4++(b1-b2)2 根据选用轴承 L2=54 L2=b2-2 L3=6 L3=3-(b3-b4)2 L4=98 L4=b3-2 L5=46 L5=B+2+4+2 l1=64 l1=L1+L22-B2 l2=82 l2=b22+L3+L42 l3=86 l3=b32+B2+4+2+ 5.3低速轴的计算(3轴) 根据表15-1得,低速轴材料为: 45钢,热处理方式: 正火回火,许用弯曲应力[σ-1b]=55MPa。 (1)初估轴径 初选轴径,根据扭转强度计算初估。 由表15-3得常数A0=120 52.84mm 考虑到键槽的作用,轴径增加3%为54.43mm,圆整后暂取d1=55mm。 (2)轴的径向尺寸设计 根据轴及轴上零部件的固定、定位、安装要求,确定轴的结构如下图: 表5-5低速轴径向尺寸确定 轴段直径dmm 确定方法 说明 d1=55 54.43mm d2=58 d2=d1+(3~4)C 根据密封圈选标准值 d3=60 d3=d(轴承内径) d4=65 d4=d3+(3~4)C 用于齿轮的定位 d5=70 d5=d4+(3~4)C d6=64 d6=d3+2 d7=60 d7=d(轴承内径) 表5-6所选用联轴器的主要参数 型号 公称转矩TnNm 许用转速nmm 轴孔直径dmm 轴孔长度Lmm 轴孔长度L1mm L×4 2500 3870 55 112 112 D D1 D2 b A 195 100 45 (3)轴的轴向尺寸设计 轴的结构图如下: 经验值的计算与选取: 轴承端盖至箱外传动件间的距离L=15 箱座壁厚=9 联接螺栓至外箱壁的距离C1=16;至凸缘边距离C2=14 轴承座宽度L=C1+C2++(5~10)=50 齿轮至机体内壁的距离2=8 大齿轮齿轮端面的距离3=10 轴承内侧至箱体内壁的距离4=9(指导书38页图5-12) 表5-7低速轴轴向尺寸确定 轴段长度Lmm 确定方法 说明 L1=110 L1=Lz L2=41 L2=L+L+e-4-B L3=43 L3=B L4=71 L4=2+d12+d22+3–L5-3 L5=6 L5=1.4h L6=91 L6=b4- L7=45 L7=2+4+B++d32+(d3-d4)2 l1=120 l1=(B+l1)2+l2 l2=150 l2=L32+L4+L5+L62 l3=81 l3=L62+L7-B2 六、轴的强度校核 6.1高速轴校核 轴的受力分析如下图: (1)齿轮的受力 2341N;852.1N (2)水平面内轴承约束力 (3)竖直面内轴承约束力 (4)弯矩图和扭矩图 水平面内弯矩图 竖直面内弯矩图 扭矩图 (5)合成弯矩(考虑最不利的情况下) 带轮的压轴力FP在支点产生的反力 弯矩图 合成弯矩 212425.21Nmm(注意单位换算) (6)按第三强度理论校核 16.99MPa< 满足强度要求。 6.2中间轴校核 轴的受力分析如下图: (1)齿轮的受力 大齿轮2238.42N;814.72N 小齿轮5541.18N;2016.82N (2)水平面内轴承约束力 (3)竖直面内轴承约束力 (4)弯矩图和扭矩图 水平面内弯矩图 竖直面内弯矩图 扭矩图 最危险截面的合成弯矩 549495.13Nmm(注意单位换算) (5)按第三强度理论校核 24.41MPa< 满足强度要求。 6.3低速轴校核 轴的受力分析如下图: (1)齿轮的受力 5328.17N;1939.3N (2)水平面内轴承约束力 (3)竖直面内轴承约束力 (4)弯矩图和扭矩图 水平面内弯矩图 竖直面内弯矩图 扭矩图 最危险截面的合成弯矩 298233.74Nmm(注意单位换算) (5)按第三强度理论校核 9.11MPa< 满足强度要求。 七、校核轴承寿命 表7-1所选用的轴承主要参数 轴名称 轴承代号 dmm Dmm Bmm CrkN 高速轴 6308 40 90 23 29.5 中间轴 6209 45 85 19 31.5 低速轴 6012 60 95 18 31.5 轴承设计要求寿命36000h 6.1高速轴 根据轴的受力情况可知,高速轴上所受径向力大的轴承作用在轴段7,3371.83N。 60034.39h> 满足要求。 6.2中间轴 根据轴的受力情况可知,中间轴上所受径向力大的轴承作用在轴段L5,4367.61N。 54600.65h> 满足要求。 6.3低速轴 根据轴的受力情况可知,低速轴上所受径向力大的轴承作用在轴段7,3681.9N。 273281.6h> 满足要求。 八、键连接的选择和计算 本设计减速器共需键: 5个。 表8-1键的主要参数 轴名 安装直径dmm 类型 bmm 轮毂长度 mm 键长Lmm 高速轴 30 普通平键 7 8 60 56 中间轴 49 普通平键 9 14 73.5 50 49 普通平键 9 14 98 90 低速轴 55 普通平键 10 16 110 100 64 普通平键 11 18 96 80 九、箱体的设计 表9-1铸铁减速器箱体的主要结构尺寸(mm) 名称 符号 尺寸 机座壁厚 8 机盖壁厚 1 7 机座凸缘厚度 b 10.5 机盖凸缘厚度 b1 10.5 机座底凸缘厚度 b2 17.5 地脚螺钉直径 df 19 地脚螺钉数目 n 4 轴承旁联接螺栓直径 d1 14 盖与座联接螺栓直径 d2 9.5 连接螺栓d2的间距 l 175 轴承端盖螺钉直径 d3 8 窥视孔盖螺钉直径 d4 7 定位销直径 d 730 df,d1,d2至外机壁距离 C1 30 df,d2至凸缘边缘距离 C2 26 轴承旁凸台半径 R1 26 凸台高度 h 53 外机壁与轴承座端面距离 l1 40 大齿轮端面圆与内机壁距离 1 10 齿轮端面与内机壁距离 2 10 机盖,机座筋厚 m1,m 1510 轴承端盖外径 D2 180170190 轴承旁联接螺栓距离 s 180170190 十、心得体会 三周的课程设计结束了,通过此次课程设计,使我更加扎实的掌握了有关机械设计机械原理方面的知识,在设计过程中虽然遇到了一些问题,但经过一次又一次的思考,一遍又一遍的检查终于找出了原因所在,也暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足。 通过这次课程设计使我懂得了理论与实际相结合是很重要的,只有理论知识是远远不够的,只有把所学的理论知识与实践相结合起来,从理论中得出结论,从而提高自己的实际动手能力和独立思考的能力。 在设计的过程中遇到问题,可以说得是困难重重,这毕竟第一次做的,难免会遇到过各种各样的问题,同时在设计的过程中发现了自己的不足之处,对以前所学过的知识理解得不够深刻,掌握得不够牢固。 同时,感谢刘丽芳老师的耐心讲解辛勤指导,在老师的身上我们学也到很多实用的知识,在次我表示感谢!
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