机械设计基础课程设计A带式运输机传动装置.docx
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机械设计基础课程设计A带式运输机传动装置
课程设计
课程名称机械设计基础课程设计A
题目名称带式运输机传动装置
学生学院___材能学院_______
专业班级_11级材加2班
学号3111006xxx
学生姓名xxx
指导教师___xxx___________
2013年7月05日
机械设计课程设计计算说明书
1、绪论………………………………………………………2
2、传动方案的拟定和说明…………………………………4
3、电动机的选择……………………………………………4
4、计算总传动比及分配各级的传动比……………………5
5、运动参数及动力参数计算………………………………5
6、传动零件的设计计算……………………………………6
7、箱体尺寸的选择…………………………………………10
8、轴的设计计算……………………………………………11
9、滚动轴承的选择及校核计算……………………………16
10、键联接的选择及计算……………………………………18
11、联轴器的选择…………………………………………18
12、润滑与密封………………………………………………19
13、减速器附件……………………………………………19
14、其他技术说明……………………………………………19
15、设计总结及心得体会……………………………………20
16、参考资料目录……………………………………………21
广东工业大学课程设计任务书
题目名称
带式运输机传动装置
学生学院
材能学院
专业班级
11级材加2班
姓名
xxx
学号
3111006xxx
组号
48
一、课程设计的内容
设计一带式运输机传动装置(见图1)。
设计内容应包括:
两级传动装置的总体设计;传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择;减速器装配图和零件工作图设计;设计计算说明书的编写。
图2为参考传动方案。
二、课程设计的要求与数据
已知条件:
(1)运输带工作拉力:
F=2.8kN;
(2)运输带工作速度:
v=2.2m/s;
(3)卷筒直径:
D=360mm;
(4)使用寿命:
8年;
(5)工作情况:
两班制,连续单向运转,载荷较平稳;
(6)制造条件及生产批量:
一般机械厂制造,小批量;
(7)工作环境:
室内,轻度污染环境;
(8)边界连接条件:
原动机采用一般工业用电动机,传动装置与工作机分别在不同底座上,用弹性联轴器连接。
三、课程设计应完成的工作
(小组成员A:
1.减速器装配图1张(1号图纸);
2.输出轴上齿轮零件图1张(3号图纸);
3.设计说明书1份。
小组成员B:
1.上箱体零件图1张(1号图纸);
2.输入轴零件图1张(3号图纸);
3.设计说明书1份。
小组成员C:
1.下箱体零件图1张(1号图纸);
2.输出轴零件图1张(3号图纸);
3.设计说明书1份。
四、课程设计进程安排
序号
设计各阶段内容
地点
起止日期
1
设计准备:
明确设计任务;准备设计资料和绘图用具
传动装置的总体设计:
拟定传动方案;选择电动机;
计算传动装置运动和动力参数
第1天
2
传动零件设计计算:
带传动、齿轮传动主要参数的设计计算
第2天
3
减速器装配草图设计:
初绘减速器装配草图;轴系部件的结构设计;轴、轴承、键联接等的强度计算;减速器箱体及附件的设计
第3~5天
4
减速器装配图设计
第5~7天
5
零件工作图设计
第8天
6
整理和编写设计计算说明书
第9天
7
课程设计答辩
第10天
五、应收集的资料及主要参考文献
(1) 濮良贵、纪名刚主编.机械设计[M].北京:
高等教育出版社,2006年5月第8版
(2)林怡青、谢宋良、王文涛编著.机械设计基础课程设计指导书[M].北京:
清华大学出版社,2008年11月第1版
(3)机械制图、机械设计手册等。
发出任务书日期:
2013年06月24日指导教师签名:
计划完成日期:
2013年07月05日基层教学单位责任人签章:
主管院长签章:
计算过程及计算说明
2传动方案拟定和说明
2.1设计单级圆柱齿轮减速器
2.1.1已知条件:
滚筒圆周力F=2800N;带速V=2.2m/s;
滚筒直径D=360mm。
2.1.2工作条件:
使用年限8年,工作为两班工作制,载荷较平稳。
2.1.3设想传动简图,如下:
3电动机选择
3.1电动机类型的选择:
Y系列三相异步电动机
3.2电动机功率选择:
3.2.1传动装置的总效率:
η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒×η滑动轴承
=0.90×0.992×0.97×0.99×0.95×0.90=0.724
3.2.2卷筒工作功率:
P卷筒=FV/1000=(2800×2.2)/1000=6.16KW
3.2.3电机所需的工作功率:
P电机=P卷筒/η总=6.16/0.724=8.51KW
3.2.4确定电动机转速:
计算滚筒工作转速:
n筒=60×1000V/πD=60×1000×2.2/(π×360)=116.8r/min
取V带传动比i1′=2~4,取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i2′=3~6。
则总传动比理时范围为ia′=6~24。
i取小于等于15,根据几个常用电机的同步转速有750、1000、和1500、3000r/min。
初步选取n=1500r/min进行计算 。
3.2.5确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型,所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为Y160M-4。
其主要性能:
额定功率:
11KW,满载转速1460r/min。
4计算总传动比和分配各级的传动比
4.1总传动比:
i总=n电动/n筒=1460/116.8=12.5
4.2分配各级传动比
取V带传动的传动比i带=3
则单级圆柱齿轮减速器的传动比为:
i齿轮=i总/i带=12.5/3=4.17
5计算传动装置的运动和动力参数
5.1各轴转速
电动机轴为1轴,减速器高速轴为2轴,低速轴为3轴,各轴转速为:
n1=n电机=14600r/min
n2=n1/i带=1460/3=486.7(r/min)
n3=n2/i齿轮=486.7/4.17=116.7(r/min)
5.2计算各轴的功率
按电动机所需功率P计算各轴输入功率,即
P1=P电机=8.51KW
P2=P1×η带=8.51×0.90=7.66KW
P3=P2×η轴承×η齿轮=7.766×0.99×0.97=7.35KW
5.3各轴扭矩
T1=9.55×103P1/n1
=9.55×103×8.51/1460=55.67N·m
T2=9.55×103P2/n2
=9.55×103×7.66/486.7=150.3N·m
T3=9.55×103P3/n3
=9.55×103×7.35/116.7=601.5N·m
以上计算结果整理后列于下表:
轴号
轴1
轴2
轴3
转速(r/min)
1460
486.7
116.7
功率(kw)
8.51
7.66
7.53
转矩(N·m)
55.67
150.3
601.5
传动比
3
4.17
6传动零件的设计计算
(此部分计算所查表、图全来自《机械设计基础》课本)
6.1皮带轮传动的设计计算
已知:
n1=1460r/minP1=8.51KW工作16小时
6.1.1求计算功率Pca
查表8-7得kA=1.2,故Pca=KAP=1.2×8.51=10.21KW
6.1.2选V带型号(普通V带)
据Pca=10.21KW,n1=1460r/min,由图8-10查出选用B型。
6.1.3求大、小带轮基准直径d2、d1
现取d1=132mm,由式(8-15a)得
d2=i带d1=3x132=396mm
由表8-8取d2=400mm
6.1.4验算带速V
V=πd1n1/(60×100)=π×132×1460/(60×1000)=10.8m/s
在530m/s范围内,故带速合适。
6.1.5带基准长度Ld和中心距a
a0=0.7(d1+d2)~2(d1+d2)=356至468mm
取a0=400mm
由式(8-22)得带长
Lo=2ao+π(d1+d2)/2+(d1-d2)2/4ao=2515mm
由表8-2选带的基准长度为L0=2500mm
a≈a0+(Ld-L0)/2
=400+(2500-2515)/2=393mm
6.1.6验算小带轮包角
а1=180o-(d1-d2)/a×57.3o=142°>90度,合适
6.1.7求确定V带根数z
由式(8-26)得z=
今n1=1460r/mind=132mm,查表8-4a得P0=2.82kw
查表8-4b得△P0=0.46KW,查表8-5得ka=0.91
查表8-2得
=1.03,由此可得
z=3.33取4根
6.1.8求作用再带轮轴上的压力
由表8-3得q=0.18kg/m,故由式子得单根V带的初拉力
F0=500Pca/(zv)(2.5/
-1)+qv2
=[500×10.21/(4×10.8X0.91)×(2.5-0.91)+0.18×10.82]N
=227N
作用在轴承的压力
FQ=2zF0sin(α1/2)=2×4×227×sin(1420/2)N=1717N
6.2齿轮传动的设计计算
已知:
单向传动,轻微冲击
P=7.66KWi=4.17n1=486.7r/min
6.2.1选择齿轮材料及确定需用应力
设计成结构紧凑故采用软齿面的组合:
小齿轮用40Cr(调质),齿面硬度为280HBS;大齿轮用45钢(调质),齿面硬度为240HBS
6.2.2按齿面接触强度设计计算
齿轮按8级精度制造。
小齿轮上的转矩T1=150300N·mm
初设螺旋角为β=140
齿数取Z1=24,Z2=Z1×i=24×4.17=100.08实际传动比为i=101/24=4.2
计算公式:
d1t≥[2kT1/εφd×(u±1)/u×(ZEZH/[σH])2]1/3
确定公式内的各计算数值
试选K=1.6
选取区域系数ZH为2.433
ε等于0.78+0.90=1.68
选取齿宽系数φd=1.0
查得材料的弹性影响系数ZE=189.8
[σH]=([σH1]+[σH2])/2=(570+550)/2=560MPa
计算
小齿轮分度圆直径:
d1t≥[2×1.6×150300/(1×1.68)×[(4.2+1)/4.2]×(2.433×189.8/560)2]1/3=62.2mm
圆周速度:
v=πxd1tn/(60x1000)=1.59m/s
齿宽b和模数mnt:
b=φdd1t=1.0x62.2=62.2mm
mnt=d1tcosβ/Z1=62.2Xcos140/24=2.51mm;
h=2.25mnt=2.25×2.51=5.65mm;
b/h=62.2/5.65=11
纵向重合度为1.903;载荷系数k=2.21
d1=d1tx(k/kt)1/3=69.3mm;
mn=d1tcosβ/Z1=69.3Xcos140/24=2.80mm
6.2.3按齿根弯曲强度设计计算
齿形系数ZV1=24/COS3140=26.27ZV2=101/COS3140=110.56
查表得YFa1=2.59YFa2=2.17
查表得YSa1=1.59YSa2=1.80
因YFa2YSa2/[σF2]=2.17×1.80/238.86=0.0164>YFa1YSa1/[σF1]=2.59×1.59/303.51=0.0136
故应对大齿轮进行弯曲强度计算
齿轮分度圆直径:
mn≥[2kT1Ycos2β/φd×Z12ε×(YFaYSa/[σF])]1/3=2.06mm
6.2.4几何尺寸计算
对比上述结果,取m=2.5,同时取d1=69.3mm来计算应有的齿数,z=d1cosB/m=26.9,取z1=27,则z2=4.2x27=113,z2取113,中心距a=mn×(Z2+Z1)/2×cosβ=2.5×(27+113)/2×cos140=180.4mm取a=181mm
确定螺旋角:
β=arccosmn(Z2+Z1)/2a
=14.790
齿轮分度圆直径d1=mnZ1/cosβ=2.5×27/cos14.790=70mm
d2=mnZ2/cosβ=2.5×113/cos14.790=292mm
齿宽b=φdd1=1.0×70=70mm
取b2=70mm,b1=75mm
据以上所求,可得出大小齿轮的各参数,汇总列表如下,方便以后计算查阅。
单位:
mm
项目
d
da
df
小齿轮
70
72
68
大齿轮
292
294
290
7箱体尺寸的选择
箱体为铸铁减速器箱体,结构尺寸按课程设计书P21表4-1(图4-1)规定选择。
单位:
mm
箱体壁厚
δ=8
箱盖壁厚
δ1=8
箱体凸缘厚度
b=12,b1=12,
加强肋厚
m=6.8,m1=6.8
地脚螺钉直径
df=18
地脚螺钉数目
n=4
轴承旁联接螺栓直径
d1=14
箱盖、箱座联接螺栓直径
d2=10
轴承盖螺钉直径和数目
d3=8,n=4
轴承盖(轴承座端面)外径
D1=80
D2=100
观察孔盖螺钉直径
d4=6
df至箱外壁距离
C1=26,C2=24
箱缘尺寸
C1=18,C2=22
轴承端盖螺钉分布直径
D1'=8,D2'=8
箱体外壁至轴承座端面距离
C1+C2+10=40
齿轮顶圆至箱体内壁的距离
△1=12
齿轮端面至箱体内壁的距离
△2=12
减速器中心高
H=210
底脚凸缘尺寸
C1=26,C2=24
圆锥定位销直径与数目
8,2
箱体外壁至轴承座端面的距离
60
轴承座孔长度
25,30
8轴的设计计算
输入轴的设计计算
8.1按扭矩初算轴径
选用45号钢调质处理,根据d≥A(P/n)1/3,并查表,取A=120,则
d≥120×(7.66/486.7)1/3mm=28.1mm
考虑有键槽,将直径增大3%,则
d=28.1×(1+3%)mm=28.9mm
∴选d=30mm为外伸出端的最小直径为dmin=30mm
假定选用弹性套柱联轴器,查课程设计指导书136页选用TL6,孔径30mm,半联轴器长为L=60mm,毂孔长度为L1=56mm
8.2轴的结构设计
8.2.1确定轴各段直径和长度
Ⅰ段:
dⅠ=30mm,长度取LⅠ=60mm
段:
d
=36mm,因为大带轮要靠轴肩定位,且还要配合密封圈,所以取长度取L
=60mm
Ⅲ段:
初选用32208型其内径为dⅢ=40mm,宽度为25mm,考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面和箱体内壁应有一定距离,通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度,并考虑带轮和箱体外壁应有一定矩离且安装挡油盘与轴衬而定,为此,取该段长为LⅢ=25mm
IV段与小齿轮固定配合,计算得轴长均为LIV=95mm,直径为dIV=76mm
对于V段,此段亦安装轴承,直径为dV=40mm,综合考虑取长度LV=25mm
8.3按弯矩复合强度计算
Ft=2T2/d1=2×150300/70=4294N;
Fr=Fttanαn/cosβ
=4905×tan200/cos14.790=1616N;
Fa=Fttanβ=4294×tan14.790=1134N
作用在轴右端带轮上外力F=2530N(方向未定);分度圆直径为70mm;对于32208型的圆锥滚子轴承,a=19mm则L=101mm;K=139mm;(如图a)
8.3.1求垂直面的支承反力
F1v=(Fr·L/2-Fa·d1/2)/L
=(1616×101/2-1134×70/2)/101=415N
F2v=Fr-F1v=1616-415=1201N
8.3.2求水平面的支承反力
F1H=F2H=Ft/2=4294/2N=2147N;
8.3.3F力在支点产生的反力
F1F=F·K/L=2147×(139/101)N=1488N;
F2F=F+F1F=(2147+1488)N=3635N;
8.3.4绘垂直面的弯矩图(图b)
Mav=F2v·L/2=1201×0.101/2=61N·m
M′av=F1v·L/2=415X0.101/2=21N·m
8.3.5绘水平面的弯矩图(图C)
MaH=F1H·L/2=2147×0.101/2N·m=108N·m
8.3.6F力产生的弯矩图(图d)
M2F=F·K=2147×0.139N·m=298N·m
a-a截面(两轴承的中心所在的垂直面)F产生的弯矩为:
MaF=F1F·L/2=1488×0.101/2N·m=75N·m
8.3.7求合成弯矩图(图e);
考虑到最不利的情况,把MaF与(M2av+M2aH)1/2直接相加。
Ma=(M2av+M2aH)1/2+MaF
=[(612+1082)1/2+75]N·m=199N·m
Ma′=[(M′av)2+(M′aH)2]1/2+MaF
=[(212+1082)1/2+75]N·m=185N·m
8.3.8求轴传递的转矩(图f)
T=Ft·d1/2=4294×70/2N·mm=150300N·mm=150.3N·m
8.3.9求危险截面的当量弯矩
由上可知a-a截面最危险,其当量弯矩为
Me=[M2a+(αT2)2]1/2
取α=0.6,代入上式可得
Me=[1992+(0.6×150.3)2)1/2N·m=218N·m;
8.3.10计算危险截面处轴的直径
轴的材料选用45号钢调质处理,由课本P362表15-1查得许用弯曲应力[σ-1b]=60Mpa,则
d≥{Me/0.1[σ-1b]}1/3=[218×1000/(0.1×60)]1/3=33.1mm
故d=33.1mm<76mm,安全,该轴强度足够。
输出轴的设计计算
8.4按扭矩初算轴径
选用45号钢,根据d≥A(p3/n3)1/3并查课本P370表15-3,取A=112,
d≥112×(7.35/116.7)1/3mm=44.56mm
考虑有键槽,将直径增大5%,则
d=44.66×(1+5%)mm=46.79mm
初选输出轴的最小直径d=48mm
8.5轴的结构设计
8.5.1轴上零件的定位,固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面由轴肩定位,右面用挡油盘轴向固定,联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别以轴肩和大筒定位,采用过盈配合固定
8.5.2确定轴各段直径和长度
按照轴上两直径略有差值1~5mm,轴肩处的直径差可取6~10mm的规定,确定输入轴各级的直径。
具体方法同上输入轴的设计计算一样。
按照箱体结构尺寸确定输入轴各级的长度。
具体尺寸如下:
d1
d2
d3
d4
d5
d6
48
56
60
65
75
60
L1
L2
L3
L4
L5
L6
84
60
46
66
12
30
8.6按弯矩复合强度计算
8.6.1已知作用在齿轮上的圆周力
Ft=2T3/d2=2×601500/292N=4120N;
径向力Fr=Fttanα/cosβ=4120×tan200/cos14.790=1551N;
轴向力Fa=Fttanβ=4120×tan14.790=1088N(图a)所示
齿轮分度圆直径d2=292mm;对于33112型的圆锥滚子轴承,a=23.1mm
则L=108mm;K=163mm
8.6.2求垂直面的支承反力
F1v=(Fr·L+Fa·d2/2)/L
=(1551×108/2-1088×292/2)/108=-695N;
F2v=Fr-F1v=1551+695=2246N;
8.6.3求水平面的支承反力
F1H=F2H=Ft/2=4120/2=2060N
8.6.4绘垂直面的弯矩图(图b)
Mav=F2v·L/2=2246×0.108/2=121.3N·m
M′av=F1v·L/2=695×0.0108/2=35.1N·m
8.6.5绘水平面的弯矩图(图C)
MaH=F1H·L/2=2060×0.108/2=141227N·mm=111.24N·m
8.6.6求合成弯矩图(图d);
Ma=(M2av+M2aH)1/2
=(121.32+111.242)1/2=164.58N·m
M′a=[(M′av)2+(M′aH)2]1/2
=(25.12+111.242)1/2=116.64N·m
8.6.7求轴传递的转矩(图e)
T=Ft·d2/2=4120×292/2=601500N·mm=601.5N·m
8.6.8求危险截面的当量弯矩
由弯矩图可知a-a截面最危险,其当量弯矩为
Me=[M2a+(αT)2]1/2
对不变的转矩,取α=0.6,代入上式可得
Me=[164.582+(0.6×601.5)2]1/2=396.66N·m
8.6.9计算危险截面处轴的直径
轴的材料选用45号钢调质处理,由课本P362表15-1查得许用弯曲应力[σ-1b]=60Mpa,则
d≥{Me/0.1[σ-1b]}1/3=[396.66×103/(0.1×60)]1/3=40.43mm
故d=40.43mm<65mm,安全,该轴强度足够。
9滚动轴承的选择及校核计算
根据已知条件,轴承预计寿命16×300×8=38400小时
9.1计算输入轴承
9.1.1两轴承径向反力:
F1Q=FQ×(K+L)/L-F1H
=2147×(101+139)/101-2147=2954.78N
F2Q=FQ×K/L-F2H
=2147×139/101-2147=807.78N
FR1=FR2=Fr=1616N
轴承受的总径向力为
Fr1=(FR12+F1Q2)1/2=(16162+2954.782)1/2=3367.82N
Fr2=(FR22+F2Q2)1/2=(16162+807.782)1/2=1806.64N
初选两轴承为圆锥滚子轴承32208型号
查表得32208型号轴承
Cr=77.8KNCor=77.2KNα=14.790
Y=0.4/tanα=1.52e=0.37
查得轴承的内部轴向力:
Fs1=Fr1/2Y=3367.82/(2×1.52)=2559.5N
Fs2=Fr2/2Y=1806.64/(2×1.52)=1373N
Fa=1134N
因为Fs2+Fa=1373+1134=2507N
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