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《机械设计课程设计说明书》
《机械设计》课程设计报告
设计名称 带式运输机减速器的设计
学院
班级
学号
姓名
指导教师
教学单位
2015年1月5日
设 计 说 明 书
计算项目及内容
主要结果
一、传动方案的确定(如下图):
二、原始数据:
a)带拉力:
F=2700N
b)带速度:
v=1.1m/s
c)滚筒直径:
D=400mm
三、确定电动机的型号:
1.选择电动机类型:
选用Y系列三相异步电动机。
2.选择电动机功率:
运输机主轴上所需要的功率:
Pw=Fv1000η=2700×1.11000×0.96=2.85kW
传动装置的总效率:
η总=η联轴η轴承4η齿轮ηV带ηwη齿轮
其中,查《机械设计课程设计》P13表3-1
ηV带,V带传动的效率ηV带=0.96
η齿轮,闭式圆柱齿轮的效率(精度等级8)η齿轮=0.97
η轴承,滚子轴承的效率η轴承=0.98
η联轴,弹性联轴器的效率η联轴=0.99
ηw,工作机的效率ηw=0.96
所以:
η总=η联轴η轴承4η齿轮ηV带ηwη齿轮=0.99×0.984×0.97×0.96×0.96×0.97=0.792
电动机所需功率:
Pd=Pwη=2.850.792=3.6kW
查《机械设计课程设计》P178的表17-7,取电动机的额定功率为4kW。
3.选择电动机的转速:
选择电动机同步转1500r/min,满载转速nm=1440r/min。
四、确定传动装置的总传动比及各级分配:
工作机的转速:
nw=v×60×1000πD=1.1×60×10003.14×400=52.55r/min
传动装置得总传动比:
i=nmnw=144052.55=27.4
根据《机械设计课程设计》P14表3-2
V带传动比范围i1=2~4,
圆柱齿轮传动比i2=3~5,
取V带传动比:
i1=2;
一级圆柱齿轮减速器传动比:
i2=4.22
二级圆柱齿轮减速器传动比:
i3=3.25
1.计算各轴的输入功率:
电动机轴Pm=4kW
轴Ⅰ(高速轴) P1=ηV带Pm=0.96×4=3.84kW
轴Ⅱ(中间轴) P2=η齿轮η轴承P1=0.97×0.98×3.84=3.65kW
轴Ⅲ(低速轴) P3=η齿轮η轴承P2=0.97×0.98×3.65=3.47kW
2.计算各轴的转速
电动机轴 nm=1440r/min
高速轴Ⅰn1=nmi1=14402=720r/min
中间轴Ⅱn2=n1i2=7204.22=170.62r/min
低速轴Ⅲn3=n2i3=170.623.25=52.5r/min
3.计算各轴的转矩
电动机轴Td=9550Pmnm=9550×41440=26.53N∙m
高速轴ⅠT1=9550P1n1=9550×3.84720=51N∙m
中间轴ⅡT2=9550P2n2=9550×3.65170.62=204.3N∙m
低速轴ⅢT3=9550P3n3=9550×3.4752.5=631.21N∙m
4.上述数据制表如下:
参数
轴名
输入功率
P(kW)
转速
n(r/min)
输入转矩
T(N∙m)
传动比
i
效率
η
电动机轴
4
1440
26.53
2
0.96
轴Ⅰ(高速轴)
3.84
720
51
4.22
0.96
轴Ⅱ(中间轴)
3.65
170.62
204.3
轴Ⅲ(低速轴)
3.47
52.5
631.21
3.25
0.96
五、传动零件的设计计算:
1.普通V带传动的设计计算:
①确定计算功率Pc
Pc=KAPm=1.2×4=4.8kW
KA根据《机械设计》P156表8-8,此处为带式运输机,载荷变动小,每天两班制工作每天工作8小时,选择工作情况系数KA=1.2
②选择V带型号
根据《机械设计》P151图8-11表8-78-9,此处功率Pc=4.8kW与小带轮的转速nm=1440r/min,选择A型V带,d=90mm。
③确定带轮的基准直径dd1,dd2
根据公式Dd2=iDd1(i=2)
小带轮直径Dd1=90mm
大带轮的直径Dd2=180mm
④验证带速
v=πDd1nm60×1000=6.7824m/s
在5m/s~25m/s之间。
故带的速度合适。
⑤确定V带的基准长度和传动中心距a0
初选传动中心距范围为:
0.7(Dd1+Dd2)≤a0≤2(Dd1+Dd2),
即189≤a0≤540,初定a0=400mm
V带的基准长度:
L0=2a0+π2Dd1+Dd2+(Dd2-Dd1)24a0=2×400+3.142×270+9024×400=1228.9625mm
根据《机械设计》P145表8-2,选取带的基准直径长度Ld=1250mm。
实际中心距:
a=a0+Ld-L02=400+1250-1228.96252=410.52mm
⑥验算主动轮的包角
α1=180°-Dd2-Dd1410.52×60°=166.8°
故包角合适。
⑦计算V带的根数z
z=Pc(P0+∆P0)KaKL
由nm=1440r/minDd1=90mm
根据《机械设计》P151/153表8-48-5,
P0=1.07W∆P0=0.17kW
根据《机械设计》表8-6,Ka=0.96
根据《机械设计》表8-2,KL=0.93
z=4.81.07+0.17×0.96×0.93=4.336
取z=5根。
⑧计算V带的合适初拉力F0
F0=500Pczv2.5Ka-1+qv2
根据《机械设计》P149表8-3,q=0.105
F0=500×4.85×6.78242.50.96-1+0.105×6.78242=118.36N
⑨计算作用在轴上的载荷
Q=2zF0sinα12=620.2064N
⑩V带轮的结构设计
(根据《机械设计》表8-11)(单位:
mm)
带轮
尺寸
小带轮
大带轮
槽型
A
A
基准宽度bp
11
11
基准线上槽深hamin
2.75
2.75
基准线下槽深hfmin
8.7
8.7
槽间距e
150.3
150.3
槽边距fmin
9
9
V带轮采用铸铁HT200制造,其允许的最大圆周速度为25m/s
2.齿轮传动设计计算
高速齿轮系设计
(1)选择齿轮类型,材料,精度,及参数
①选用直齿圆柱齿轮传动(外啮合)
②选择齿轮材料(考虑到齿轮使用寿命较长):
根据《机械设计》P191表10-1《机械课程设计》P87图11-10取
小齿轮材料取为40Cr,调质处理,HBS1=280
大齿轮材料取为45钢,调质处理,HBS2=240
③初选取齿轮为7级的精度(GB10095.1-2001)
⑤初选小齿轮的齿数z1=24;大齿轮的齿数z2=4.22×24=101.28
取z2=102
考虑到闭式软齿面齿轮传动最主要的失效为点蚀,故按接触疲劳强度设计,再按齿根弯曲疲劳强度校核。
(2)按齿面接触疲劳强度计算
由式(10-11)试算小齿轮分度圆直径,即
①确定计算参数
传递扭矩T1=9550P1n1=5.09×104(N·mm)
试选kHt=1.3
齿宽系数ψd=1
由图10-20查得区域系数ZH=2.5
由表10-6查得材料的弹性影响系数
由式10-9计算接触疲劳强度用重合度系数Z
a1==29.841°
a2==22.849°
=1.73
=0.872
计算许用接触应力[σ]H:
由图10-26(c)查得
[σ]Hlim1=670MPa[σ]Hlim2=610MPa
计算应力循环次数:
N1=,N2=
由图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.98,KHN2=1.1
安全系数由表10-5取sH=1,失效概率为1%
则σH1=[σ]Hlim1SH=656.6MPaσH2=[σ]Hlim2SH=671MPa
σH1<σH2,因此应取较小值[σ]H2代入
σH2=656.6MPa
②确定齿轮参数及主要尺寸,试算出小齿轮分度圆直径
=46.820mm
圆周速度=1.77m/s
齿宽b==46.82mm
计算实际载荷系数kH
由表查得KA=1,V=1.66m/s,7级精度,Kv=1.05
齿轮的圆周力=2.174N
查表得齿间载荷分配系数=1.2
用插值法查得7级精度,小齿轮相对支撑非对称布置时,得齿向载荷分布系数=1.419,由此得到实际载荷系数
=1.79
按实际载荷系数算得分度圆直径=52.088mm,其相应的齿轮模数=2.17mm
③按齿根弯曲疲劳强度设计
由式10-7试算模数,即
确定计算参数
试选=1.3,计算弯曲疲劳强度用重合度系数=0.684
查得齿形系数=2.65,=2.23
查得应力修正系数=1.58,=1.76
查得小、大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:
[σ]Flim1=520MPa[σ]Flim2=480MPa
查得弯曲疲劳寿命系数=0.86,=0.90
弯曲疲劳安全系数S=1.4
=319.43MPa
=308.57MPa
=0.0131=0.0127
因为大齿轮大于小齿轮,所以取=0.0131
试算模数=1.272mm
调整齿轮模数
1、圆周速度v
=30.531mm,=1.15m/s
2、齿宽b
b==30.531mm
3、宽高比b/h=10.67
计算实际载荷系数
1、由表查得KA=1,V=1.66m/s,7级精度,Kv=1.04
2、齿轮的圆周力
=3.334N,
3、查表得齿间载荷分配系数=1.0
4、用插值法查得=1.417,=1.34由此得到实际载荷系数
=1.39
按实际载荷系数算得齿轮模数m==1.3,取标准值m=2,按接触疲劳强度算得分度圆直径=52.088mm,算出小齿轮模数=26.044
取=26,则=u=109.9,取=110
这样设计的齿轮传动,既满足齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到了结构紧凑,避免了浪费。
几何尺寸计算
1、计算分度圆直径
=52mm,=220mm
2、计算中心距a==136mm
3、计算齿轮宽度b==52mm
考虑不可避免的安装误差,为了保证设计齿宽b和节省材料,取
56mm,52mm
圆整中心距后的强度校核
取中心距就近圆整至a’=138mm,其他参数不变。
计算变位系数和
1、计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高降低系数
22.17°
26+110=136
1.054
1
0.054
分配变位系数、,=0.51,=0.53
齿面接触疲劳强度校核
取=1.79,=5.09N.mm,
将他们带入式中得到
469.5MPa<=656.6MPa
齿面接触疲劳强度满足要求,并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。
齿根弯曲疲劳强度校核
取
,将他们带入式中,得到
=131.3MPa<319.43MPa
=132.34MPa<308.57MPa
齿根弯曲疲劳强度满足要求,并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。
主要设计结论
齿数,压力角,=0.51,=0.53,a=138mm,
56mm,52mm,小齿轮选用40Cr(调质),大齿轮选用45钢(调质)。
齿轮按7级精度设计。
低速齿轮系设计
(1)选择齿轮类型,材料,精度,及参数
①选用直齿圆柱齿轮传动(外啮合)
②选择齿轮材料(考虑到齿轮使用寿命较长):
根据《机械设计》P191表10-1《机械课程设计》P87图11-10取
小齿轮材料取为40Cr,调质处理,HBS1=280
大齿轮材料取为45钢,调质处理,HBS2=240
③初选取齿轮为7级的精度(GB10095.1-2001)
④初选螺旋角β=14°
⑤初选小齿轮的齿数z1=25;大齿轮的齿数z2=3.25×25=82
取z2=82
考虑到闭式软齿面齿轮传动最主要的失效为点蚀,故按接触疲劳强度设计,再按齿根弯曲疲劳强度校核。
(2)按齿面接触疲劳强度计算
由式(10-11)试算小齿轮分度圆直径,即
①确定计算参数
传递扭矩T1=9550P1n1=2.04×105(N·mm)
试选kHt=1.3
齿宽系数ψd=1
由图10-20查得区域系数ZH=2.433
由表10-6查得材料的弹性影响系数
由式10-9计算接触疲劳强度用重合度系数Z
a1==29.675°
a2==23.844°
=1.647
=0.658
计算许用接触应力[σ]H:
由图10-26(c)查得
[σ]Hlim1=660MPa[σ]Hlim2=600MPa
计算应力循环次数:
N1=,N2=
由图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.95,KHN2=0.92
安全系数由表10-5取sH=1,失效概率为1%
则σH1=[σ]Hlim1SH=627MPaσH2=[σ]Hlim2SH=552MPa
σH1>σH2,因此应取较小值[σ]H2代入
σH2=552MPa
②确定齿轮参数及主要尺寸,试算出小齿轮分度圆直径
=58.818mm
圆周速度=0.525m/s
齿宽b==58.818mm
计算实际载荷系数kH
由表查得KA=1,V=0.525m/s,7级精度,Kv=1.02
齿轮的圆周力=6.937N
查表得齿间载荷分配系数=1.2
用插值法查得7级精度,小齿轮相对支撑非对称布置时,得齿向载荷分布系数=1.420,由此得到实际载荷系数
=1.73808
按实际载荷系数算得分度圆直径=64.797mm,其相应的齿轮模数=2.515mm
③按齿根弯曲疲劳强度设计
由式10-7试算模数,即
确定计算参数
试选=1.3,计算弯曲疲劳强度用重合度系数=0.682
查得齿形系数=2.60,=2.22
查得应力修正系数=1.61,=1.79
查得小、大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:
[σ]Flim1=520MPa[σ]Flim2=480MPa
查得弯曲疲劳寿命系数=0.9,=0.88
弯曲疲劳安全系数S=1.4
=334.3MPa
=301.7MPa
=0.0125=0.0095
因为大齿轮大于小齿轮,所以取=0.0125
试算模数=1.737mm
调整齿轮模数
4、圆周速度v
=44.754mm,=0.4m/s
5、齿宽b
b==44.754mm
6、宽高比b/h=11.45
计算实际载荷系数
1、由表查得KA=1,V=0.4m/s,7级精度,Kv=1.01
2、齿轮的圆周力
=9.117N,
3、查表得齿间载荷分配系数=1.2
4、用插值法查得=1.418,=1.39由此得到实际载荷系数
=1.658
按实际载荷系数算得齿轮模数m==1.737,取标准值m=2,按接触疲劳强度算得分度圆直径=64.797mm,算出小齿轮模数=31.43
取=32,则=u=102.16,取=103
这样设计的齿轮传动,既满足齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到了结构紧凑,避免了浪费。
几何尺寸计算
4几何尺寸计算
(1)计算分度圆直径
=63.837mm,=212.104mm
(2)计算中心距a==139mm
(3)计算齿轮宽度b==64mm
考虑不可避免的安装误差,为了保证设计齿宽b和节省材料,取
69mm,64mm
(3)螺旋角
圆整中心距后的强度校核
取中心距就近圆整至a’=139mm,其他参数不变。
齿面接触疲劳强度校核
取=1.723,=2.04N.mm,
将他们带入式中得到
525.77MPa<=525MPa
齿面接触疲劳强度满足要求,并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。
齿根弯曲疲劳强度校核
取
,将他们带入式中,得到
=192.98MPa<334.3MPa
=106.11MPa<301.7MPa
齿根弯曲疲劳强度满足要求,并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。
主要设计结论
齿数,压力角,螺旋角,=0,=0,a=139mm,69mm,64mm,小齿轮选用40Cr(调质),大齿轮选用45钢(调质)。
齿轮按7级精度设计。
六、轴的设计:
中速轴的设计:
由前面已算得:
p2=3.65kwn2=170.62r/minT2=204300N.mm
(1)选择轴的材料:
选取45号钢,调质处理。
(2)初步估算轴的最小直径
根据《机械设计》P366表15-3,取A=112,
d≥A3P2n2=112×33.65170.62=31.1mm
输入轴的最小直径显然是安装轴承处轴的直径,为了使所选的轴直径与轴承的内孔径相适应,故需同时选取轴承型号。
选择圆柱滚子轴承,型号为NJ207,d×D×B=35x72x17。
故d1-2=35mm=d56
取箱体内壁与齿轮的距离为Ld=18mm考虑箱体铸造等误差,在确定轴承
位置时,应距离箱体内壁一段距离取s=5mm,已知轴承宽度B=17mm
轴2-3段装的是第一组齿轮对的从动齿轮,该宽度B为52mm,该段直径
应大于d1-2,故取d2-3=41mm,为了使套筒端面压紧齿轮,此轴段应短于轮毂宽度,取L2,-3=50mm.L1-2=18+17+5+(52-50)=42mm=L5-6,查表《机械设计》P360,15-2该两处倒角为c1.2
采用平键连接:
选处键的尺寸为:
b×h×L=12mm×8mm×45mm
取第二组主动齿轮与第一组齿轮对的从动齿轮的距离为L3-4=12mm,取d3-4=49mm
第二组主动齿轮该宽度B为69mm,为了使套筒端面压紧齿轮,此轴段应短
于轮毂宽度,取L4-5=67mm.d4-5=41mm采用平键连接,选处键的尺寸为:
b×h×L=12mm×8mm×56mm
故中速轴总长度为:
42+50+12+67+42=213mm
可取壁厚为17+5+c,c取4,为26mm
高速轴的设计:
由前面已算得:
p1=3.84kwn1=720r/minT1=51000N.mm
(1)选择轴的材料:
选取45号钢,调质处理。
(2)初步估算轴的最小直径
根据《机械设计》P366表15-3,取A=112,
d≥A3P1n1=112×33.84720=19.57mm
取连接v带的大带轮内孔d大=22mm,与大带轮相连部分长度取
L1-2=40mm,第二段端面距离箱体外壁30mm,该轴承端盖取20mm,故L2,-3=50mm,d2,-3=26mm
安装轴承处轴的直径d3-4,为了使所选的轴d3-4直径与轴承的内孔径相适应,故需同时选取轴承型号。
选择圆柱滚子轴承,型号为N406,d×D×B=30mmx72mmx19mm。
故d3-4=30mm=d6-7,下一段距离箱体内壁2mm,
安装轴承位置时,应距离箱体内壁一段距离取s=3mm故L3-4=19+2+3=24mm
根据中速轴齿轮的摆放及尺寸关系和5-6段的高速轴主动轮B是56mm,L4-5=69+18-2+12-0.5(56-52)=95mm,d4-5=35mm
5-6段的高速轴主动轮B是56mm,为了使套筒端面压紧齿轮,此轴段应
短于轮毂宽度故L5-6可取54mm取d5-6=40mm采用平键连接:
选处键的尺寸为:
b×h×L=12mm×8mm×45mm
最后段直径为d3-4=30mm=d6-7,根据数据得L6-7=18-0.5(56-52)+19+3+(56-54)=40mm
故高速轴总长度为:
40+50+24+95+54+40=303mm
低速轴的设计:
由前面已算得:
p3=3.47kwn3=52.5r/minT3=631210N.mm
β=13.779°分度圆直径d4=212.104mm
(1)选择轴的材料:
选取45号钢,调质处理。
(2)初步估算轴的最小直径
根据《机械设计》P366表15-3,取A=112,
d≥A3P3n3=112×33.4752.5=45.287mm
输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径,为了使
所选的轴直径与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩Tca=KAT3,查表,考虑到转矩的变化很小,故取KA=1.3,则:
Tca=KAT3=1.3×631210=820573N.mm
按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件,查《机
械设计手册》,选用LX3型弹性柱销联轴器,其公称转矩为1250000N·mm。
半联轴器的孔径d=45mm,故轴d1-2=45mm半联轴器长度L=112mm的半联轴器。
与轴配合的毂孔长度L1=84mm半联轴器与轴配合的毂孔长度=84mm.,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故的长度应该比略短一点,现取L1-2=82mm。
根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度:
(1)为满足半联轴器的轴向定位要求,1轴段右端需制一轴肩,故取2-3段的直径d2-3=53mm。
(2)2轴段右端需制一轴肩,3段的直径初选d3-4=58mm。
故取初步选择滚动轴承。
参照工作要求并根d3-4=58mm,选型号NU1012,其尺寸为d×D×B=60x95x18,,轴段3-4和6-7的直径取相同,d3-4=60mm=d6-7
(3)取安装齿轮段d5-6=64mm.前面已算得齿轮轮毂宽度为64mm,齿轮左端为了使套筒端面紧压齿轮,故取L5-6=62mm.
(4)安装轴承位置时,应距离箱体内壁一段距离取s=3mm,则L6-7=18+3+0.5(69-64)+(64-62)+19=44.5mm
(5)3-4段长于箱体内壁2mm并根据中速轴等数据计算得L4-5=12-0.5(69-64)+52+18-2=77.5mm取d4-5=70mm
(6)L3-4=3+18+2=23mm
(7)可取L2-3为35mm
(8)齿轮,半联轴器与轴的周向定位都采用平键连接。
按齿轮段d5-6=64mm和联轴器段d1-2=48mm查表得:
选用平键b×h×L=18×11×56(齿轮
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