机械设计基础课程设计说明书


     机械设计基础课程设计 计算说明书 设计题目:带式输送机上的单级圆柱齿轮减速器设计 设 计 者: xxxxxx 学 号: 20170799 专业班级: 17材科2 班 指导教师: 吕惠娟 完成日期: 2019年 6月10日 目 录 0 课程设计任务书 1 0.1 设计题目 1 0.2 传动方案 1 0.3 原始数据 1 0.4 工作条件 1 0.5 设计任务 1 0.6 提交材料 1 1 选择电动机 2 1.1 选择电动机类型 2 1.2 电动机的功率 2 1.3 电动机的转速 2 1.4 确定电动机的型号 2 2 传动装置的总传动比及其分配 3 2.1 总传动比 3 2.2 分配各级传动比 3 2.3 各轴转速 3 2.4 各轴输入功率 3 2.5 各轴输入、输出转矩 3 3 传动零件的设计计算 5 3.1 V带传动的设计计算 5 3.1.1 V带的选型与参数计算 5 3.1.2 V带传动的设计参数结果 6 3.2 齿轮传动的设计计算 7 3.2.1 齿轮传动参数计算 7 3.2.2 齿轮传动的设计计算数据 8 3.3 传动系统传动比误差验算 9 4 轴的设计 10 4.1 高速轴的设计 11 4.2 低速级轴的设计 12 5 轴承的寿命校核 15 5.1 轴承的选型 15 5.2 输出轴上的轴承寿命校核 15 6 键的强度校核 16 6.1 键的选择 16 6.2 输出轴上键的强度校核 16 7 箱体附件的结构设计 17 8 润滑密封设计 18 8.1 减速器的润滑 18 8.2 减速器的密封 18 9 设计总结 19 10 参考文献 20 0 课程设计任务书 0.1 设计题目 题目:用于带式输送机上的单级圆柱齿轮减速器 0.2 传动方案 0.3 原始数据 序号 运输带工作拉力F(N) 运输带工作速度V0(m/s) 卷筒直径D(mm) 15 2400 1.49 200 0.4 工作条件 连续单向运转,载荷平稳,空载起动,使用期限10年,小批量生产,两班制工作(16h/天),每年300个工作日,运输带速度允许误差为±3%。 0.5 设计任务 (1)电动机的选择,传动装置的运动和动力参动力参数的计算; (2)传动零件的设计(带传动、齿轮传动); (3)轴的设计(所有轴的结构设计,输出轴的弯、扭组合强度校核); (4)轴承的设计(所有轴承的组合设计,输出轴轴承的寿命校核); (5)键的选择及强度校核(所有键的选择,输出轴上键的强度校核); (6)减速器箱体、箱盖及附件设计; (7)减速器的润滑与密封设计。 0.6 提交材料 (1)减速器装配图1张(A0图纸,1:1比例,手绘); (2)计算说明书1份; (3)草稿本一份(有所有计算)。 1 选择电动机 1.1 选择电动机类型 按工作要求和工作条件,选用一般用途的Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。电压为380V。 1.2 电动机的功率 (1)工作机所需功率=2400×1.49/1000×0.96=3.725kw 其中,ηw为工作机效率,带式输送机取ηw=0.96。 (2)电动机所需的输出功率 其中,η为由电动机至工作机的传动总效率,。查机械设计课程设计指导书,确定各部分效率:V带传动的效率η带=0.96;滚动轴承传动效率(一对)η轴承=0.99;闭式齿轮传动效率η齿轮=0.97(8级精度);取联轴器效率η联轴器=0.99; 带入得 η=η带·η轴承2·η齿轮·η联轴器=0.96×0.99²×0.97×0.99=0.90 所需电动机功率 3.725/0.9=4.14kw (3)电动机额定功率 按查机械设计课程设计指导书来选取电动机额定功率。 1.3 电动机的转速 取电动机同步转速为1500r/min。 1.4 确定电动机的型号 根据机械设计课程设计指导书查出符合要求的电动机: 电动机型号: 电动机额定功率:Pm=5.5 kW, 电动机满载转速:nm=1440r/min。 2 传动装置的总传动比及其分配 2.1 总传动比 1.工作机的转速 = 142.36r/min 2.传动装置的总传动比 由选定的电动机满载转速和工作机转速nw,可得传动装置总传动比为: i总=i带×i齿= nm/nw= 1440/142.36 = 10.11 2.2 分配各级传动比 为避免大带轮外径过大造成安装困难,一般应使带传动的传动比小于齿轮传动的传动比,可取带的传动比是齿轮传动比的0.8倍,即:,可得: 带的传动比:== 2.84 减速器的传动比:= 10.11/2.84=3.56 2.3 各轴转速 1440/2.84=507.04r/min 电动机轴:nm=1440 r/min 507.04/3.56=142.43r/min I轴:高速轴: 142.43r/min II轴:低速轴: 工作机轴: 2.4 各轴输入功率 4.14×0.96=3.97kw 电动机输出功率:P0= 4.14kw 3.97×0.99=3.93kw I轴:高速轴输入功率: 3.93×0.97=3.81kw 高速轴输出功率: 3.81×3.99=3.77kw II轴:低速轴输入功率: 低速轴输出功率: 3..73×0.99=3.36kw 3.77×0.99=3.73kw III轴:工作机轴输入功率: 工作机轴输入功率: 9550×3.97/507.04=74.77N·m 2.5 各轴输入、输出转矩 I轴:高速轴输入转矩: 9550×3,81/142.43=255.46N·m 74.77×0.99=74.02N·m 高速轴输出转矩: 255.46×0.99=252.91N.m II轴:低速轴的输入转矩: 9550×3.73/142.43=251.10N.m 低速轴的输出转矩: III轴:工作轴的输入转矩: 运动和动力参数结果如下表 轴号 功率 P(kW) 转矩 T(N·m) 转速 n(r/min) 传动比 i 输入 输出 输入 输出 电动机(0) / 4.14 / 1440 2.82 高速轴Ⅰ轴 3.97 3.93 74.77 74.02 507.04 3.56 低速轴Ⅱ轴 3.81 3.77 255.46 252.91 142.43 1 工作机Ⅲ轴 3.73 3.36 251.10 248.60 142.43 3 传动零件的设计计算 3.1 V带传动的设计计算 3.1.1 V带的选型与参数计算 1.已知条件 带传动的名义功率P=P0= 4.14kw ,小带轮转速n1=nm=1440r/min ,传动比及工作条件。设计带传动:带的型号、根数、大小带轮直径、中心距等参数。 2.设计及计算 (1)求计算功率Pc 工作情况系数:工作平稳,由表13-9查得KA=1.3 ; 计算功率:Pc=KAP=1.3×4.14=5.38kw ; (2)选定V带的型号 根据Pc= 5.38kw ,n1=1440 r/min,由图13-15,选带型号: A 型; (3)求大、小带轮基准直径d1,d2 由图13-15,取d1= 95mm ; 1440/507.04 ×95(1-0.01)=267.10mm 由式(13-8)得:大带轮直径: 设(ε=0.01) 由表13-10取d2=265 mm; (4)验算带速 3.14×95×1440/60×1000=7.16m/s 带速5~30m/s范围内,合适。 (5)求V带基准长度Ld和中中心距 1.5×360=540mm 初步选取中心距 取a0=540mm,符合0.7(d1+d2)<a0<2(d1+d2)。 由式(13-2)得带长 2×540+π/2(95+265)=1658.58mm 1658.58mm 1640mm, 查表13-2,对 型带选用,再由式(13-15)计算实际中心距 540+(1640-1658.58)/2=530.71mm (6)验算小带轮包角α1 由式(13-1)得 161.65º>120º 包角合适。 (7)求V带根数z 1440r/min 95mm 由n1=?? ,d1=??, 查表13-4得 1.07kw 由式(13-8)得传动比 265/95×0.99=2.82 0.17 由表13-6得: 由α1= 查表13-8得Kα= 0.95 ,查表13-2得KL=0.99 ,由此可得 4.61 5.38/(1.07+0.17)×0.95×0.99=4.61 取z=??。 (8)求作用在带轮轴上的压力FQ 查表13-1得q=0.015,故由式(13-6)得单根V带的初拉力 500×5.38/4.61×1.16(2.5/0.95-1)+0.015×7.16²=914.01 作用在轴上的压力 2×4.61×914.01Sin161.65/2=8342.90 3.1.2 V带传动的设计参数结果 V带传动的设计参数表格如下: 序号 名称 结果 序号 名称 结果 1 V带型号 A 7 实际传动比i 2.82 2 小带轮基准直径d1 95 8 V带根数z 4.61 3 大带轮基准直径d2 265 9 张紧力 914.01 4 带速v 7.16 10 压轴力 8342.90 5 V带基准长度Ld 1640 11 带轮轮毂孔径d 25 6 中心距a 530.71 12 带轮轮毂宽度l 63 7 小带轮包角α1 161.65 3.2 齿轮传动的设计计算 3.2.1 齿轮传动参数计算 3.93kw 1.已知条件: 507.04r/min, 3.56 齿轮传递的功率,齿轮传动比,小齿轮转速, 电动机驱动,载荷平稳,单向运转。 2.设计与计算: (1)选择材料及确定许用应力: 材料: 热处理方式: 参考《机械设计基础》教材171页,由表11-1可得: 小齿轮齿面硬度:241 HBS; 大齿轮齿面硬度: 197 HBS; 小齿轮的接触疲劳极限为:σlim1=680 MPa; 小齿轮的弯曲疲劳极限为:σFE1= 560 MPa; 大齿轮的接触疲劳极限为:σlim2=580 MPa; 大齿轮的弯曲疲劳极限为:σFE2=410 MPa; 精度:软齿面闭式传动,齿轮精度用8级。 参考《机械设计基础》教材176页,由表11-5可得:SH=1.0,SF=1.25 580MPa 680MPa ; 328MPa 448MPa ; (2)按齿面接触疲劳强度设计 取8级精度齿轮载荷系数K=1.1,齿宽系数Фd=1(表11-6),小齿轮上的转矩 74.02N·m=74020N·mm (表11-4),u=i=3.56,则 23.01×2.32=53.58mm 取小齿轮齿数:z1= 32 ,得大齿轮齿数:z2=z1×u= 32×2.82=90.24≈90 。故 90/32=2.81 实际传动比: 53.3832=1.67≈2mm 模数: 1*53.38=53.38mm, 齿宽:, 取b2= 55 mm,b1=60 mm 按表4-1取m=2mm,实际的d1=z1m=32×2=64mm,d2=z2m=90×2=180mm,则 中心距a=0.5m(z2+z1)=0.5×2(90+32)=122 mm (3)验算轮齿弯曲疲劳强度 1.77 1.63 2.23 2.5858 齿形系数, (图11-8),, (图11-9),由式(11-5) 100.23MPa≤[σF1] 94.07MPa≤[σF2]安全 ,安全。安全 (4)齿轮的圆周速度 3.14×64×507.04/60×1000=1.70m/s 对照表11-2可知选用8级精度是合宜的。 3.2.2 齿轮传动的设计计算数据 齿轮传动的设计计算数据如下表所示: 序号 名称 小齿轮 大齿轮 1 材料 40Cr 45钢 2 齿数 32 90 3 齿宽 60mm 55mm 4 分度圆直径 64mm 180mm 5 齿顶圆直径 68mm 184mm 6 齿根圆直径 59mm 175mm 7 结构型式 齿轮轴 腹板式齿轮 8 模数 2mm 9 齿顶高 2mm 10 齿根高 2.5mm 11 全齿高 4.5mm 12 顶隙 0.5mm 13 中心距 122mm 3.3 传动系统传动比误差验算 带传动误差验算: δ=(i实际-i理论)/i理论=(2.84-2.82)/2.82=0.71%<3% 齿轮传动误差计算: δ=(i实际-i理论)/i理论=(2.81-3.56)/3.56=-1.06%<3% 在允许误差范围内 4 轴的设计 剖分式铸铁减速器箱体结构尺寸如下表(单位mm): 名称 符号 尺寸关系 结果 箱座壁厚 10 考虑铸造工艺,所有壁厚都不应小于8 10 箱盖壁厚 或 15 箱座凸缘厚度 15 箱盖凸缘厚度 15 箱底座凸缘厚度 25 地脚螺钉直径 (查相关表) M20 地脚螺钉数目 a<250时,n=4; a=250~500时,n=6; a>500时,n=8 4 轴承旁联接螺栓直径 (查相关表) M16 箱盖与箱座联接 螺栓直径 M12 联结螺栓的间距 l 150~200 200 视孔盖螺钉直径 8 定位销直径 d 10 螺栓扳手空间及沉头座孔尺寸 至外箱壁距离 查相关表 26 22 18 至凸缘边距离 24 20 16 沉头座孔直径 40 33 26 沉头座孔锪平深度 以底面光洁平整为准,一般取=2~3 3 轴承旁凸台半径 20 凸台高度 h 根据低速级轴承座外径确定,以便于扳手操作为准 65 轴承旁联接螺栓距离 s 尽量靠近,一般取 122.5 内箱壁至轴承座端面距离 55 大齿轮顶圆与内箱壁距离 (一般取10~15) 10 齿轮端面与内箱壁距离 (一般取10~15) 12 轴承端面至箱体内壁的距离 轴承用脂润滑时:; 轴承用油润滑时: 10 大齿轮齿轮顶圆至箱底内壁的距离 30~50 40 箱底至箱底内壁的距离 13~16 14 箱盖肋厚 m1 8.5 箱座肋厚 m 8.5 轴承端盖外径 对于嵌入式端盖,; D——轴承外径 135 100 铸造斜度、过渡尺寸 x、y 查相关表 铸造内、外圆角 R,r 4.1 高速轴的设计 1.由前计算列出I轴上各数据 输入功率 输入转矩 转速 齿轮齿根圆直径 齿轮分度圆直径 齿宽 3.97 kW 74.77 N·mm 507.04 r/min 59 mm 64 mm 60 mm 2.初步确定轴的最小直径 105×=20.90mm 初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为40Cr ,相应的热处理方式 调质,取C=105 I轴的最小直径显然是安装带轮处的直径,因该处有键槽,将轴径增大 5%,dmin=20.90×1.05= 22.23,参考常用标准尺寸,确定该处轴径为 25mm,即带轮毂孔直径为 25mm,查带轮结构确定带轮轮毂宽度为 63mm。 3.轴的结构设计 (1)拟定轴上零件的装配方案 根据设计要求设计相应的装配方案 给出简单的示意图、用符号注明各段直径及长度 例如下图形式(需结合自己的结构,画图) (2)根据配合及轴向定位的要求确定轴的径向尺寸 根据定位要求和装拆需要,确定轴肩高度和圆角半径,注意有配合或安装标准件处的轴径需取标准尺寸,轴承处的定位轴肩需查轴承标准,还需注意齿轮轴问题: dmin=25mm  d1=d+10=25+10=35mm d-d1处为带轮的定位辅肩,取定位轴启高度为5mm,此处轴上圆角半径为1.6mm, . d2 =d1+2= 35+2=37mm根据轴承确定d2=40mm d3= 64mm为小齿轮分度圆直径 d4= 50mm d3-d4为非定位轴肩,轴肩高度取4mm d5=d2=40mm,轴承   d6=d4=50mm,轴肩 (3)确定轴的轴向尺寸 L=63mm L1=32mm L2=34mm L3=60mm L4=9mm L5=34mm L6=9mm (4)根据周向定位确定轴上键槽的位置、尺寸及配合 轮毂处键槽尺寸t1=4.0mm,t2=3.3mm,r=0.2mm 联轴器处 t1=5.0mm,t2=3.3mm,r=0.3mm 低速轴大齿轮安装处t1=7.0mm,t2=4.4mm,r=0.3mm 4.2 低速级轴的设计 1.由前计算列出II轴上各数据 输入功率 输入转矩 转速 齿轮分度圆直径 齿宽 3.81 kW 255.46 N·mm 142.43r/min 180 mm 55 mm 2.初步确定轴的最小直径 初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢 ,相应的热处理方式调质 ,取C=115 II轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,因该处有键槽,将轴径增大5%,dmin=34.5×1.05= 37.06mm。 选择联轴器型号:LT7 计算转矩T=255.46N·m ,根据计算转矩小于联轴器公称转矩,查表,选取 型弹性套柱销联轴器,其公称转矩为 500 Nmm,毂孔直径为 40mm,轮毂长度为112 mm。 确定该处轴径为 40mm,长度为112 mm。 3.轴的结构设计 (1)拟定轴上零件的装配方案 根据设计要求设计相应的装配方案 给出简单的示意图、用符号注明各段直径及长度 例如下图形式(需结合自己的结构,画图) (2)根据配合及轴向定位的要求确定轴的径向尺寸 根据定位要求和装拆需要,确定轴肩高度和圆角半径,注意有配合或安装标准件处的轴径需取标准尺寸,轴承处的定位轴肩需查轴承标准: d5=40mm d4=d5+10=40+10=50mm,d4-d5为定位轴肩,取5mm,取圆角半径2mm d3=d4+2=50+2=52mm根据轴承确定d3=55mm d2=60mm,d2-d3为非定位轴肩,取2mm d6=d2+6=60+6=66mm,d2-d6为定位轴肩,轴肩高度3mm d1=d3=55mm,轴承 (3) 确定轴的轴向尺寸 L1=41.5mm L2=10mm轴肩 L3=53mm L4=53.5mm L5= 26mm L6 =112mm (4)根据周向定位确定轴上键槽的位置、尺寸及配合 联轴器处 t1=5.0mm,t2=3.3mm,r=0.3mm 低速轴大齿轮安装处t1=7.0mm,t2=4.4mm,r=0.3mm 4. 按弯扭合成应力校核轴的强度 n1=1440r/min P=5.5kW m=2.5 z1=25 z2=92 轴的材料为45钢 调质 σB=650MPa [σ-1b]=60MPa (1)计算作用在齿轮上的力 1)根据传动方案进行齿轮受力分析 2)计算齿轮受力大小 圆周力:Ft2=2TⅡ入/d2=2×255460N.m/90×2=2.84×10³N 径向力:Fr2=Ft2×tanα=2.84×10³×tan20°=1050.8N (2)确定轴上力的作用点及支点跨距 L=128mm (3)计算支承反力及弯矩 轴的受力及弯矩图如下: 垂直面的支撑反力(图b) Fv1=Fv2=Fr2/2=1050.8/2=525.4N 垂直面的弯矩图(图c) Mv=Fv×l/2=525.4×128/2=3.36×104N.mm 水平面的支撑反力(图d) FH1=FH2=Ft2/2=2.84×10³/2=1.42×10³N 水平面的弯矩图(图e) MH=FH1×L/2=1.42×10³×128/2=9.08×104N.mm 合成弯矩图(图f) M合== 轴传递的转矩T2如图(图g) n2=n1/i=1440/2.82=512r/min T2=9.55×10^6×P/n2=9.55×106×5.5/512=1.02×105N.mm 当量弯矩图(h) 取α=0.6,Me= 计算结果如下表: 载荷 水平面H 垂直面V 支反力 FNH1= 1.42×10³ N FNH2= 1.42×10³ N FNV1=525.4N FNV2=525.4 N 弯矩 MH1=9.08×104 MH2=9.08×104 MV1=3.36×104 MV2=3.36×104 合成弯矩 N·mm =9.68×104 M₂=9.68×104 扭矩 T= 1.02×105 当量弯矩 Me=9.79×104N·mm (4)校核轴的强度 计算危险截面处轴的直径:d≥==25.54mm 有一个键槽,d增大5%, d=25.54*1.05=26.817mm d设计min=40mm>26.817mm 强度合格 5 轴承的寿命校核 5.1 轴承的选型 高速轴:6208 B=18mm 低速轴:6211 B=21mm ==6.5*10^7h 5.2 输出轴上的轴承寿命校核 n=nII=142.43 r/min ft=fp=1 C=Cr= 43.2 N P=max{Fr1,Fr2} = 525.4N 6 键的强度校核 6.1 键的选择 高速轴:平键C型 键C8×50 GB/T 1096-2003 低速轴:与齿轮连接处平键A型 键18×50 GB/T 1096-2003 轴端平键C型 键C12×100 GB/T 1096-2003 6.2 输出轴上键的强度校核 A型键 = 4×255.46×10³/59×10×34=50.94MPa <[σp] 式中:II轴输入转矩——TII入 = 255.46N.m; 大齿轮的轮毂孔直径——d= 59mm; 键的高度——h= 10mm; 键的工作长度——l= 50-b=34mm; 许用挤压应力——[σp]= 100MPa 。 C型键 =4×255.46×10³/40×8×94=33.97MPa<[σp]= 100MPa TII入=255.46N·m 轴端直径——d=40mm 键的高度h=8mm 键的宽度b=12mm 键的工作长度l=100-b/2=94mm 许用挤压应力[σp]= 100MPa 。 7 箱体附件的结构设计 (1)检查孔和视孔盖 检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑状态、接触斑点及齿侧间隙,还可用来注入润滑油。 (2)放油螺塞 更换润滑油的出口,设计在箱体底座最低位置处。 (3)油标 测量油面深度,要有最高液面,最低液面刻度。位置设计要防止拔不出油标或油外溢。 (4)通气器 通气孔用于通气,使箱内外气压一致,以避免由于运转时箱内温度升高,内压增大,而引起减速器润滑油的渗漏。 (5)起吊装置 起吊装置用于拆卸和搬运减速 (6)起盖螺钉 为便于起箱盖,可在箱盖凸缘上装设 2 个起盖螺钉。 (7)定位销 为保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度,应在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销,并尽量放在不对称位置,以使箱座与箱盖能正确定位。 8 润滑密封设计 8.1 减速器的润滑 (1)齿轮的润滑 齿轮采用浸油润滑。除少数低速(v〈0.5m/s)小型减速器采用脂润滑外,绝大 多数减速器的齿轮都采用油润滑。 本设计高速级圆周速度 v≤12m/s,采用浸油润 滑。齿轮浸油深度为大齿轮分度圆半径的 1/6,取 19mm。 采用 L-CKC(中负荷工业齿轮油)牌号的润滑油,粘度为 300mm2 /s 。 大齿轮齿顶圆到箱底内壁的距离为 40mm,箱体内的油量为 2100cm3 能满足需要(对于单级减速器,每传递 1kW 的功率需要油量约为 350~700 cm3)。 (2)轴承的润滑 撰写提示: 轴承采用脂润滑,轴承内径 d 与轴承套圈的转速 n 的乘积间接地反映了轴颈的 圆周速度,当 dn<(2-3)105 mm r/min 时,一般滚动轴承可采用润滑脂润滑。 润滑剂粘度为 30mm2 /s 。 8.2 减速器的密封 箱盖与箱座接合面采用密封胶密封; 视孔盖与箱盖的接合面采用石棉橡胶纸密封; 放油螺塞与箱座的接合面采用防油橡胶密封; 滚动轴承采用毛毡圈密封,毛毡圈密封适用于脂润滑,轴颈圆周速度 v 不大 4-5m/s,工作温度不超过 90℃ 9 设计总结 10 参考文献 [1]杨可桢等主编.机械设计基础.第6版.高等教育出版社[2]邱宜怀主编.机械设计.第4版.北京:高等教育出版社 [3]吴宗泽等主编.机械设计课程设计手册.第3版.北京:高等教育出版社[4]申永胜.机械原理教程.北京:清华大学出版社. 1999 本文档由香当网(https://www.xiangdang.net)用户上传

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