课程设计任务书.docx
- 文档编号:13075329
- 上传时间:2023-06-10
- 格式:DOCX
- 页数:27
- 大小:72.02KB
课程设计任务书.docx
《课程设计任务书.docx》由会员分享,可在线阅读,更多相关《课程设计任务书.docx(27页珍藏版)》请在冰点文库上搜索。
课程设计任务书
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
材料与能源学院
专业班级
10金材
(2)班
姓名
张泽添
学号
3110006711
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=2.7kN;
(2)运输带工作速度:
v=2m/s;
(3)卷筒直径:
D=320mm;
(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
(1)减速器装配图1张;
(2)零件工作图1张;
(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
教1-408
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
教1-214、216
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
教1-214、216
第3~5天
4
减速器装配图设计
教1-214、216
第6~8天
5
零件工作图设计
教1-214、216
第9天
6
整理和编写设计计算说明书
教1-214、216
第10天
五、应收集的资料及主要参考文献
(1)杨可桢、程光蕴主编.机械设计基础[M].北京:
高等教育出版社,1999年6月第4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:
2012年04月16日指导教师签名:
计划完成日期:
2012年04月27日基层教学单位责任人签章:
主管院长签章:
课程设计计算说明书
一、传动方案拟定…………………………………………………………………5
二、电动机选择……………………………………………………………………5
三、计算总传动比及分配各级的传动比…………………………………………6
四、运动参数及动力参数计算……………………………………………………6
五、传动零件的设计计算…………………………………………………………7
六、箱体尺寸的选择………………………………………………………………10
七、轴的设计计算…………………………………………………………………11
八、滚动轴承的选择及校核计算…………………………………………………17
九、键联接的选择及校核计算……………………………………………………19
十、联轴器选择……………………………………………………………………20
十一、减速器附件的选择…………………………………………………………20
十二、润滑与密封…………………………………………………………………21
设计小结……………………………………………………………………………22
参考资料目录………………………………………………………………………22
计算过程及计算说明
一、传动方案拟定
设计单级圆柱齿轮减速器
1.工作情况:
二班工作制,持续单向运转,载荷较平稳。
使用寿命:
8年
2.原始数据:
运输带工作拉力:
F=2.7kN;
运输带工作速度:
v=2m/s;
卷筒直径:
D=320mm;
二、电动机选择
1.电动机类型的选择:
Y系列三相异步电动机
2.电动机功率选择:
(1)传动装置的总功率:
η总=ηv带×η2滚×η齿×η滑×η联×η平带
=0.9×0.992×0.98×0.96×0.99×0.9=0.739
(2)电机所需的工作功率:
Pd=Pw=Fv/(1000η总)
=2700×2/(1000×0.739)
=7.307KW
3.确定电动机转速:
滚筒工作转速n筒=60×1000v/
D
=60×1000×2/
×320
=119.366r/min
综合考虑减速器传动比,电动机转速和价格,选定同步转速n=1500r/min的电动机比较适合。
4.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Y132M-4。
其主要性能:
额定功率:
7.5KW
满载转速:
1440r/min
额定转矩:
2.2
重量:
79kg
三、计算总传动比及分配各级的传动比
1.总传动比:
i总=nm/nw=i带·i齿=1440/119.366=12.06
2.分配各级伟动比(i带=2~4,i齿=3~6)
取i带=3
∵i总=i齿×i带
∴i齿=i总/i带=12.06/3=4.02
四、运动参数及动力参数计算
1.计算各轴转速
n0=n电机=1440r/min
n1=n0/i带=1440/3=480r/min
n2=n1/i齿轮=480/4=120r/min
2.计算各轴的功率
P0=Pd=7.307KW
P1=P0×η带=7.307×0.9=6.576KW
P2=P1×η滚×η齿=6.576×0.99×0.98=6.380KW
3.计算各轴扭矩
T0=9.55×106×P0/n0=9.55×106×7.307/1440=4.846×105N·mm
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×6.576/480=1.308×105N·mm
T2=9.55×106×P2/n2=9.55×106×6.380/120=5.0774×105N·mm
五、传动零件的设计计算
1.皮带轮传动的设计计算
(1)选择普通V带截型,查表得KA=1.2
PC=KA·Pd=1.2×7.307=8.7684KW
由机械设计基础课本P219图13-15得:
选用A型V带
(2)确定带轮基准直径,并验算带速
由机械设计基础课本表13-9得:
A型V带带轮最小基准直径dmin=75mm
取dd1=125mm
验算带速V:
V=
dd1n0/60×1000
=
×125×1440/60×1000=9.425m/s
在5~25m/s范围内,带速合适。
dd2=(n0/n1·dd1)(1-ε)=1440/480×125×(1-0.02)
=367.5mm
由机械设计基础课本P219表13-9,取dd2=375mm
(虽然d2略有增大,但其误差小于5%,故允许)。
实际从动轮转速nd2'=nd1dd1/dd2=1440×125/375
=480r/min
转速误差为:
(nd2-nd2')/nd2=(480-480)/480
=0%<5%(允许)
2.确定v带基准长度和中心矩a
(1)初选中心距:
a0=1.5(dd1+dd2)=1.5(125+375)=750mm
取a0=700mm
符合0.7(dd1+dd2) L0≈2a0+ (dd1+dd2)/2+(dd1-dd1)2/4a0 =2×700+1.57(125+375)+(375-125)2/(4×700) =2185.6mm 根据机械设计基础课本P212表(13-2)取Ld=2240mm 计算实际中心距: a≈a0+(Ld-L0)/2=700+(2240-2185.6)/2=727mm (2)验算小带轮包角 α1=180°-(dd2-dd1)/a×57.3° =180°-(375-125)/727×57.3°=160.3°>120°(合适) (3)确定带的根数 由dd1=125mm,n0=1440r/min,查机械设计基础课本P214表(13-3)得: P0=1.92KW, 由传动比i=dd2/[dd1]=375/125=3,查机械设计基础课本P216表(13-5)得: △P0=0.17KW 由α1=160.3°,查机械设计基础课本P217表(13-7)得: Kα=0.95 根据课本P212表(13-2)KL=1.06 Z=PC/(Po+△Po)KαKL =8.7684/[(1.92+0.17)×0.95×1.06]=4.166 取Z=5根 (4)计算作用在带轮轴上的压力FQ 由机械设计基础课本课本P212表(13-1)得: q=0.1kg/m 故单根v带的初拉力: F0=500PC/zv×(2.5/Kα-1)+qv2 =[500×8.7684/(5×9.425)×(2.5/0.95-1) +0.1×9.4252] =160.676N 作用在轴上的压力FQ=2ZF0sin(α1/2) =2×5×160.676×sin(160.3°/2) =1583.07N 3.齿轮传动的设计计算 (1)选择齿轮材料及精度等级 齿轮采用软齿面,故根据机械设计基础课本P167表(11-1),小齿轮选用38CrMnAl,调质处理,齿面硬度为255-321HBS,接触疲劳极限σHlim1=750Mpa,弯曲疲劳极限σFE1=620MPa。 大齿轮选用40MnB,调质处理,齿面硬度241-186HBS,接触疲劳极限σHlim2=720Mpa,弯曲疲劳极限σFE2=600MPa。 由机械设计基础课本P171表(11-5)及表(11-4),取SF=1.25,SH=1.0;ZH=2.5,ZE=162.0 接触疲劳极限: [σH1]=σHlim1/SH=750/1.0=750Mpa [σH2]=σHlim2/SH=720/1.0=720Mpa 弯曲疲劳强度: [σF1]=σFlim1/SF=620/1.25=496Mpa [σF2]=σFlim2/SF=600/1.25=480Mpa (2)按轮齿接触疲劳强度设计计算 齿轮按8级精度制造。 取载荷系数K=1.3(表11-3),齿宽系数φd=0.8(表11-6)。 小齿轮上的转矩T1=1.308×105N·mm 初选螺旋角β=15° 齿数取z1=20,则z2=u·z1=4.02×20≈80,故取z2=80。 实际传动比i实=4。 齿形系数: zv1=20/cos315°=22.19 zv1=80/cos315°=88.77 查图11-8得YFa1=2.85,YFa2=2.235。 查图11-9得YSa1=1.575,YSa2=1.780。 因YFa1YSa1/[σF1]=2.825×1.575/496=0.00897 YFa2YSa2/[σF2]=2.235×1.780/480=0.00829 YFa1YSa1/[σF1]>YFa2·YSa2/[σF2] 故应对小齿轮进行弯曲强度计算。 法向模数mn≥[2KT1YFa1YSa1cosβ2/φdZ12[σF1]]1/3=2.072 故取mn=2.5。 中心距a=mn(Z1+Z2)/2cos15°=129.4mm 取a=130mm。 确定螺旋角: β=arccosmn(Z1+Z2)/2=15°56′32.5″ 齿轮分度圆直径: d1=mnZ1/cosβ=52mm 齿宽: b=φdd1=41.6mm 取b2=45mmb1=50mm (3)验算齿面接触强度及弯曲强度计算: 齿面接触强度: σH=ZEZHZβ[2KT1(u+1)/bd12u]=742.3<[σH1]=750MPa,安全 弯曲强度计算 [σF1]≥σF1=2KT1YFa1YSa1/bm2Z=264.9Mpa [σF2]≥σF2=2KT1YFa1YSa1/bm2Z=230.1Mpa 故齿轮安全 (4)齿轮的圆周速度 v= d1n1/(60×1000)=1.304m/s 故选8级制造精度是合宜的。 六、箱体尺寸的选择 箱体为铸铁减速器箱体,结构尺寸按指导书表4-1、表5-1规定选择。 箱体壁厚δ=8,箱盖壁厚δ1=8 箱体凸缘厚度b=12,b1=12,b2=20 加强肋厚m=7,m1=7 地脚螺钉直径df=16(M16) 地脚螺钉数目n=4 轴承旁联接螺栓直径d1=12(M12) 箱盖、箱座联接螺栓直径d2=10(M10) 轴承盖螺钉直径和数目小盖d3=6,n=4;大盖d3=8,n=4 观察孔盖螺钉直径d4=6(M6) df、d1、d2至箱外壁距离;df、d2至凸缘边缘的距离 df: C1=22,C2=20;d1: C1=18,C2=16;d2: C1=16,C2=14; 轴承旁凸台高度和半径h=31.8R1=16 箱体外壁至轴承座端面距离L1=C1+C2+(5-10)=45.2 箱体内壁至轴承座端面距离L1=δ+C1+C2+(5-10)=55.5 大齿轮顶圆至箱体内壁的距离△1=10 小齿轮端面至箱体内壁的距离△2=10 轴承端面至箱体内壁的距离(轴承用油润滑)△3=4 大齿轮齿顶圆至箱低内壁的距离△6=85.5; 轴承端盖凸缘厚度低速轴承盖e=7.2;高速轴承盖e=9.6 七、轴的设计计算 输入轴的设计计算 1.按扭矩初算轴径 选用45钢调质,根据式d≥C(p/n)1/3 由课本表14-2,取C=111,n=480r/min d≥111×(6.576/480)1/3mm=26.56mm 考虑有键槽,将直径增大5%,则 d=26.56×(1+5%)=27.89mm 按标准尺寸,初选输入轴的最小直径d=28mm 2.轴的结构设计 (1)轴上零件的定位,固定和装配 将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮由轴肩和套筒轴向固定,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,采用过渡配合固定。 (2)确定轴各段直径和长度 d1: 带轮需要定位,故d1处用定位轴肩进行定位,定位轴高度一般按下式确定h=(0.07~0.1)d=1.98~2.8,同时考虑带轮轮毂倒角C=2mm,需保证h>C,取h=25mm,则确定d1=33; d2: d2段与轴承配合,轴承内径有标准系列,查手册,取d2=35mm; d3: 考虑段d4为齿轮轴段,由于箱体结构,与轴承端面有一定距离故,d3与d2段之间需设计一非定位轴肩,所以确定d3=40mm; d4: 该段为齿轮轴段,直接与小齿轮结合; d5: 该轴段与d3对应,取d5=40mm; d6: 该轴段与d2对应,查手册,取d5=35mm; 按照箱体结构尺寸确定输入轴各级的长度。 L=60mm;L1=48mm;L2=17mm L3=14mm;L4=50mm;L5=14mm: ;L6=17mm; 3.按弯曲复合强度计算 Ft=2T1/d1=2×1.308×105/52=5030.8N Fr=Fttanα/cosβ=5030.8×tan200/cos15°56′32.5″=1907.3N Fa=Fttanβ=5030.8×tanβ=1437.1N 前面带轮计算得知,带轮作用在轴上的压力: F=1583.07N; K=86.5mm;L=95mm; 1求垂直面的支承反力 F1v=(Fr·L/2-Fa·d2/2)/L =(1907.3×95/2-1437.1×52/2)/95=560.3N F2v=Fr-F1v=1907.3-560.3=1347N 2求水平面的支承反力 F1H=F2H=Ft/2=5030.8/2=2515.4N 3F力在支点产生的反力 F1F=F·K/L=1583.07×86.5/95=1441.4N F2F=F+F1F=1583.07+1441.4=3024.5N 4绘垂直面的弯矩图(图b) Mav=F2v·L/2=1347×95/2=63982.5N·mm Mav'=F1v·L/2=560.3×95/2=26614.25N·mm 5绘水平面的弯矩图(图C) MaH=F1H·L/2=2515.4×95/2=119481.5N·mm 6F力产生的弯矩图(图d) M2F=F·K=1583.07×86.5/2=68467.8N·mm 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=1441.4×95/2=68466.5N·mm 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=204000.2N·mm Ma'=[(Mav')2+(MaH)2]1/2+MaF=259344N·mm M2=M2F=68467.8N·mm 8求轴传递的转矩(图f) T=Ft·d2/2=523203.2N·mm 9求危险截面的当量弯矩 两轴承中间截面最危险,取α=0.6,其当量弯矩为 Me=[M2a+(αT)2]1/2=374383.5N·mm 10计算危险截面处轴的直径 轴的材料选用45钢调质,由课本表14-1查得σB=650Mpa,由表14-3查得许用弯曲应力[σ-1b]=60Mpa,则 d≥{Me/0.1[σ-1b]}1/3=[173.33×1000/(0.1×60)]1/3=39.66mm 故d=39.6<45mm所以强度足够,该轴安全。 输出轴的设计计算 1.按扭矩初算轴径 选用45钢调质,根据式d≥C(p/n)1/3 由课本表14-2,取C=115,n=120r/min d≥115×(6.380/120)1/3mm=43mm 考虑有键槽,将直径增大5%,则 d=43×(1+5%)=45m 又因该段与联轴器相连接,所以 Tc=K×Ka=1.5×209.185=313.78 所以要选择TL7型联轴器,L=112,d=45mm 2.轴的结构设计 (1)轴上零件的定位,固定和装配 将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮由轴肩和套筒轴向固定,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,采用过渡配合固定。 (2)定轴各段直径和长度 d1: d1处用定位轴肩进行定位,定位轴高度一般按下式确定h=(0.07~0.1)d=3.15~4.5,同时考虑带轮轮毂倒角C=2mm,需保证h>C,取h=4mm,则确定d1=53mm; d2: d2段与轴承配合,轴承内径有标准系列,查手册,取d2=55mm; d3: 该段轴为安装齿轮处,d3与d2段之间需设计一非定位轴肩,取d2=60mm; d4: d4为轴环的直径,用来定位齿轮,故须在轴段d3和d4之间设计一定位轴肩,按h=(0.07~0.1)d2=(4.2~6),同时考虑齿轮轮轮毂倒角C=2mm,需保证h>C,取h=2.5mm,则确定d4=70mm; d5: 该轴段与d42对应,查手册,取d5=55mm; 按照箱体结构尺寸确定输入轴各级的长度。 L=98mm L1=52mm;L2=34mm L3=43mm;L4=9mm;L5=25.5mm (3)按弯矩复合强度计算 Ft=2T2/d2=2×5.0774×105/120=4882.13N Fr=Fttanα/cosβ=5345×tan200/cos15°56′32.5″=1848N Fa=Fttanβ=4882.13×tanβ=4882.13×tan15°56′32.5″=527.9N 齿轮分度圆直径d2=208mm;L=94.5mm;K=107.75mm ①求垂直面的支承反力 F1v=(Fr·L/2-Fa·d2/2)/L =(1848×94.5/2-527.9×208/2)/94.5=343N F2v=Fr-F1v=1848-343=1505N 3求水平面的支承反力 F1H=F2H=Ft/2=4882.13/2=2441.1N 4绘垂直面的弯矩图(图b) Mav=F2v·L/2=1505×94.5/2=71111.25N·mm Mav'=F1v·L/2=343×94.5/2=32413.5N·mm 5绘水平面的弯矩图(图C) MaH=F1H·L/2=2441.1×94.5/2=115337.25N·mm 6求合成弯矩图(图d); Ma=(M2av+M2aH)1/2=135497.2N·mm Ma'=[(Mav')2+(MaH)2]1/2=119805.3N·mm 7求轴传递的转矩(图e) T=Ft·d2/2=4882.13×208/2=507741.5N·mm ⑦求危险截面的当量弯矩 可知两轴承中间截面处最危险,取α=0.6,其当量弯矩为 Me=[M2a+(αT)2]1/2=[135497.22+(0.6×507741.5)2]1/2=333418.4N·mm ⑧计算危险截面处轴的直径 轴的材料选用45钢调质,由课本表14-1查得σB=650Mpa,由表14-3查得许用弯曲应力[σ-1b]=60Mpa,则 d≥{Me/0.1[σ-1b]}1/3=[333418.4/(0.1×60)]1/3=38.16m 考虑到键槽对轴的削弱,讲d值加大5%, 故d=40mm<60mm所以强度足够,该轴安全。 八、滚动轴承的选择及校核计算 根据条件,轴承预计寿命为16×365×8=46720小时 1.计算输入轴轴承 选用轴承型号为33007的圆锥滚子轴承 (1)求轴承的径向载荷 Fr1=(F1H2+F1v2)1/2=(2515.42+560.32)1/2=2577.1N Fr2=(F2H2+F2v2)1/2=(2515.42+13472)1/2=2853.35N (2)求轴承的轴向载荷 查指导书,33007轴承的基本额定动载荷Cr=43.2kN,e=0.44 两轴承的派生轴向力为 Fs1=Fr1×0.44=2577.1×0.44=1133.92N Fs2=Fr2×0.44=2853.35×0.44=1255.5N Fa+Fs2=1437.1+1255.5=2692.6N>Fs1=1133.92N 轴左移,左端轴承压紧,右段轴承放松 Fa1=Fa+Fs2=2692.6N;Fa2=Fs2=1133.92N (3)求轴承的当量动载荷 Fa1/Fr1=1.045>0.44 Fa2/Fr2=0.40<0.44 查表16-11,可得X1=0.4,Y1=1.36 X2=1,Y2=0 P1=X1Fr1+Y1Fa1=4692.8N P2=X2Fr2+Y2Fa2=1133.92N (4)计算该轴承的寿命 取载荷系数fP=1.2(查表16-9);温度系数ft=1.0(表16-8); 查指导书Cr=41500,
- 配套讲稿:
如PPT文件的首页显示word图标,表示该PPT已包含配套word讲稿。双击word图标可打开word文档。
- 特殊限制:
部分文档作品中含有的国旗、国徽等图片,仅作为作品整体效果示例展示,禁止商用。设计者仅对作品中独创性部分享有著作权。
- 关 键 词:
- 课程设计 任务书
![提示](https://static.bingdoc.com/images/bang_tan.gif)