《机械设计基础》课程设计任务书.docx
- 文档编号:6770782
- 上传时间:2023-05-10
- 格式:DOCX
- 页数:23
- 大小:101.67KB
《机械设计基础》课程设计任务书.docx
《《机械设计基础》课程设计任务书.docx》由会员分享,可在线阅读,更多相关《《机械设计基础》课程设计任务书.docx(23页珍藏版)》请在冰点文库上搜索。
《机械设计基础》课程设计任务书
安徽国防科技职业学院
《机械设计基础》课程设计任务书
机械制造与自动化专业114班
扌指导教师陈云
学生姓名刘悠
2012年12月31日
一、设计任务1
二、传动装置的总体设计1
1.电动机的选择1
2•传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配2
3.各轴的转速、功率和转矩2
三、传动零件设计计算3
1.皮带轮传动的设计计算(外传动)3
2.齿轮传动的设计计算(内传动)4
四、轴的设计计算6
1.输入轴(齿轮轴)及轴上零件的设计计算6
2.输出轴及其上零件的设计计算9
3.平键的校核11
4.轴承的校核12
五、箱体主要结构和尺寸13
学习心得15
参考文献18
一、设计任务
1.题目:
设计带式输送机传动装置中的单级圆柱齿轮减速器
5运输带’
白滚筒
图1带式输送机传动装置简图
已知:
输送带工作拉力F=850N,输送带工作速度V=2.7m/s,(输送带速度允许误差为土5%),滚筒直径D=300mm,滚筒效率n筒=0.99,三班制工作,连续单向运转,载荷平稳,传动工作年限为10年。
2.设计任务:
1设计说明书1份。
2减速器装配图1张(A1)。
3零件工作图1张(传动零件、轴或箱体,A4)
4设计总结。
二、传动装置的总体设计
1.电动机的选择
(1)选择电动机的类型
因为装置的载荷平稳,单向连续长期工作,因此可选用丫型闭式笼型三项异步电动机,电压为380V。
该电机工作可靠,维护容易,价格低廉,、配调速装置,可提高起动性能。
0.96,贝U工作机所需
(2)确定电动机的功率
1)根据带式运输机工作类型,选取工作机效率为
功率Pw
Fv
1000
8502.7
10000.96
2.391kw;
2)查参考文献[1]表2.3确定各部分效率:
a)联轴器效率联=0.98;b)滚动轴承(一对)的效率滚=0.99;c)闭式直齿圆柱齿轮传动效率齿,查参考文献[2]
表10.19,选取齿轮精度等级为8级,齿=0.97;d)V带传动效率带,选用普通V带传动,一般取带=0.96,由以上数据可得传动装置总效率:
总=联•滚3•齿.
筒・带=0.98X0.993X0.97X0.99X0.96=0.8766;
3)电动机所需功率:
(3)确定电动机的转速
1)滚筒轴工作转速:
Fd=pW/总=2.391/0.8766=2.727kw。
n筒=601000v=6010002.7=172r/min;
D3.14300
2)传动比:
取V带传动的传动比i带=2~4,单级齿轮传动比i齿=3~5,贝U总传动比i总=6~20。
(4)电动机转速的可选范围
nd(6:
20)172(1032:
3440)r/min,查参考文献[1]附表8.1,选用同步转
速为:
1000r/min、1500r/min、3000r/min的电动机。
(5)初定方案
根据容量和转速,查参考文献[1]附表8.1,初步确定三种方案如表1所示
表1三种初选方案比较
方
案
电动机型号
额定功率/kw
满载转速/(r/min)
堵转转矩
最大转矩:
额定转矩
额定转矩
6极
Y112M-6
2.2
940
2.0
2.0
4极
Y100L1-4
2.2
1420
2.2
2.2
2极
Y90L-2
2.2
2840
2.2
2.2
(6)确定电动机型号
因为对于额定功率相同的类型电动机,选用转速较高,则极对数少,尺寸和
重量小,价格也低,但传动装置传动比大,从而使传动装置结构尺寸增大,成本提高;选用低速电动机则正好相反。
因此,综合考虑高、低速的优缺点,采用方案U,即选定电动机型号为:
Y100L1-4,其主要性能是:
额定功率2.2kw,满载转速1420r/min。
2.传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配
1)总传动比:
i总=门出门筒=1420/172=8.256,因为6<8.256W20,所以合适。
2)分配各级传动比:
齿轮传动比i齿=4,由于i总刊齿乂i带,则i带=2
3.各轴的转速、功率和转矩
(1)各轴转速
电动机轴:
nd=n满载=1420r/min
I轴:
n1=nd/i带=1420/2=710r/min
II轴:
n2=n^i齿=710/4=177.5"min
川轴:
n3=n2=177.5r/min
验算带速:
vd筒
na/(601000)2.501m/s,误差:
v(2.52.501)/2.5
-0.04%,-5%<
v<5%,
合适。
(2)各轴功率
电动机轴:
Pd=
=Pw/
总=2.214/0.8766=2.53kw
I轴:
R
Pd
-+++-
带
2.080.961.9968kw
II轴:
P
P
2
滚
齿联1.99680.9920.970.98
1.86kw
川轴(卷筒轴):
P3F2滚筒1.860.990.771.418kw
(3)各轴转矩
电动机轴:
Td9550Fd/nd95502.08/1420Ngm13.989Ngm
I轴:
T1
9550R/m
9550
1.9968/710Ngm
26.86Ngm
I轴:
T2
9550P2/n2
9550
1.86/177.5Ngm
100.073Ngm
m轴:
T3
9550P$/n3
9550
1.786/177.5Ngm
96Ngm
(4)将以上所得数据记入表2
表2运动和动力参数
I轴
II轴
III轴
转速(r/min)
636.77
159.19
159.19
输入功率P(kw)
P1.9968
1.86
1.786
输入扭矩T(Nm)
29.95
111.58
107.14
传动比(i)
4
1
效率()
0.93
0.96
三、传动零件设计计算
1.皮带轮传动的设计计算(外传动)
(1)选择普通V带
因为(每天)24h>16h且选用带式输送机,所以查参考文献[2]表8.21,选取工作系数kA1.3所以巳kAP1.32.22.86kw。
(2)选择V带类型
根据巳2.86kw、nd1420r/min,查参考文献[2]图8.12,选用A型V带。
(3)确定带轮基准直径dd,并验算带速
1)初选小带轮基准直径dd1:
查参考文献[2]表8.6和表8.9,取小带轮直径dd1=100mm。
2)验算带速v带:
v小带轮dd1nd/6010007.44m/s,带速在5~25m/s的范围
内,合适。
3)计算大带轮基准直径:
dd2i带dd12.23100mm223mm,查参考文献[2]
表8.3,圆整为dd2224mm。
4)验算转速误差:
实际传动比i实=224/100=2.24,从动轮实际转速n'=1420/
2.24=633.93r/min,则转速误差为(633.93-636.77)/636.77=-0.45%,对于带式输送
装置,转速误差在±%范围内,故合适。
(4)初选中心距:
根据0.7(dgdd2)ao2(ddldd2),初定a°=500mm。
(5)初选基准长度Ld
由公式Ld2ao(/2)(ddidd2)(dd2ddj2/(4ao)1515.436mm,查参考文献[2]表8.4的带的基准长度Ld=1600mm。
(6)计算实际中心距a
aa。
(LdL°)/2500(16001515.436)/2542.282mm
amaxa0.03Ld542.2820.031600590.282mm
amina0.015Ld542.2820.0151600518.282mm
所以实际中心距的变化范围是518.282mm-590.282mm。
(7)验算小带轮包角1
1180°(dd2-dd1)57.3°/a166.591120°,合适。
(8)确定V带根数z
根据dd1100mm、nd1420r/min,查参考文献[2]表8.9,根据内插法可得:
P01.141.321.14(14201200)1.29kw。
查参考文献[2]表8.18得
14601200
Kb1.0275103,根据传动比2.24,查参考文献[2]表8.19得Ki1.1373,贝U根
据公式P01.0275
带长度修正系数kL通V带根数为:
z
1
1031420(1-)0.18kw。
根据参考文献[2]表8.4查得
1.1373
0.99,由参考文献[2]图8.11查得包角系数k0.97,则普竺62.03,圆整得z3
(1.290.18)0.970.99
(9)计算带轮轴上压力
1)确定单根V带的出拉力的最小值保馬:
查参考文献[2]表8.6查A型带单位长度质量q0.10kg/m,则
(F°)min=500Pc(2.5k)/(kzv)qv2106.59N
2)计算轴上压力:
压轴力Fq2F0zsin」2106.593sin166.591635.166N
Q022
2.齿轮传动的设计计算(内传动)
(1)选择齿轮类型,材料及精度等级
1)根据传动方案及设计要求可选直齿圆柱齿轮;
2)因为是普通减速器,由参考文献[2]表10.21选8级精度,要求齿面粗糙度Ra3.2:
6.3m;
3)查参考文献[3]表10-1选小齿轮材料为40Cr(调质),齿面硬度为241~286HBS,取270HBS;大齿轮选用45钢(调质),齿面硬度为217~255HBS,取230HBS,均属于软齿面。
4)确定齿数:
取小齿轮齿数为乙=25,传动比为i齿4,则大齿轮齿数为
Z2=^gz1425100°
(2)按齿面接触疲劳强度设计
di
76.43
由设计计算公式进行试算:
1)确定公式内各计算数值
1由参考文献[2]表10.11取K1.2;
2计算小齿轮传递转矩:
T19550R/n195501.9968/636.77Ngm29950Ngmm
3查参考文献[2]表10.20选取齿宽系数d=1;
4查参考文献[3]图10-21(d),按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限
Hiim1=570MPa,同理大齿轮接触疲劳强度极限Hiim2530MPa;
5计算应力循环次数:
小齿轮:
260n1jLh60636.771(3836510)3.347109
大齿轮:
N2N1/i齿0.837109
6由查参考文献[2]图10.27得ZNT10.95,ZNT21.15;
7计算疲劳许用接触应力,齿轮和一般工业齿轮按一般可靠度要求,选安全系数Sh=1,
[
[
2)计算
①试算小齿轮分度圆直径
3
d176.43
由查参考文献[2]式(10.13)得:
H1]ZNT1
H2]ZNT2
Hlim1/S
Hlim2/SH
d1,代入[
KT1(U1)
dU
模数m=djz40.896/25
2mm
3)计算主要尺寸
0.95570/1541.5MPa
1.15530/1609.5MPa
H]中较小的值[H1]
76.4』.229950(41)
14541.52
40.896mm
1.636mm,
由查参考文献[2]表
10.3取标准模数
d1d2bb1a
m^
mz,
dd1
2550mm
100200mm
5050mm
b2555mm
m(z1z2)/2125mm
(3)按齿根弯曲疲劳强度校核
1)齿形系数yf:
查参考文献[2]表10.13得yF1
2.65、YF2
2.18;
2)应力修正系数YS:
查参考文献[2]表10.13得YS11.59、YS21.80;
3)许用弯曲应力:
查参考文献[2]图10.25(c)得Fiim1240MPa、Fiim2=
210MPa,由参考文献[2]表10.10查得SF1.3,由参考文献[2]图10.26查得:
YNT10.9、YNT20.95,则大小齿轮的许用弯曲应力为
YNT1
Flim1
0.9
240
F1Sf
1.3
YNT2Flim2
0.95210
F2Sf
1.3
2KT1
1YY
2
1.2
29950
F1bm2z1F1S1
5022
25
Yf2Ys2
2.18
1.8
F2F1yY
YF1YS1
59
2.65
1.59
166MPa,
153MPa
2.651.5959MPaV166MPa
55MPaV153MPa
故齿根弯曲强度校核合格
四、轴的设计计算
1.输入轴(齿轮轴)及轴上零件的设计计算
(1)求输入轴上的功率Pi、转速ni和转矩Ti
前面已求得:
p1.9968kw、nt636.77r/min、T129950Ngmm
(2)求作用在小齿轮上的力
圆周力:
Ft1=2T1/d=1198N
径向力:
Fr1Ft1tan1198tan20°436.036N
法向力:
Fn1Ft1/cos1198/cos20°1274.87N
(3)按转矩法初步确定轴的最小直径
轴的材料选用40Cr(调质),硬度为241~268HBS。
根据参考文献[2]表14.1
取C=110,则:
dminC年
110:
倔6816.1mm
V636.77
输入轴最小直径是安装大带轮的,轴上需开键槽,故需将直径增大5%,即
dmin=16.905mm。
(4)轴的结构设计
1)轴上零件固定和装配:
a)固定:
单级减速器中仍将齿轮安装在箱体中央,相对两轴承对称分布。
左、右轴承都用轴肩和轴承端盖固定,大带轮装在右端,用轴肩和轴端挡圈固定;b)安装:
轴呈阶梯状,左轴承和左轴承端盖依次从左面装入;齿轮、齿轮套筒、右轴承、右轴承端盖和皮带轮依次从右面装入;
2)确定轴各段直径与长度:
1轴段I:
考虑到d需由右轴承端盖中的密封圈确定,故现确定密封圈尺寸,定出d,再由d=(1.14~1.2)d得出d。
为了保证密封性,防止漏油,便于与箱体装配,故选用内嵌式端盖,右端盖采用透盖,左端盖采用闷盖,右端盖中间孔用油毛毡作为密封装置,查参考文献[1]附
表6.1可知取d=25mm,则根据d=(1.14~1.2)d得出d=21mm>
dmin=16.905mm,合适。
选取轴段I的长度L=36mm。
2轴段U:
轴段U的长度L取61mm。
3轴段川:
L与d根据滚动轴承确定,选用滚动轴承6406(由于轴主
要承受径向载荷),根据参考文献[1]附表6.1可得L=23mm,d=d滚内=30mm。
4轴段W:
轴肩川-IV为定位轴肩,查参考文献[2],定位轴肩高度
hV=(0.07~0.1)d=(0.07~0.1)x30mm=(2.43)mm,取hV=2.5mm,则dV=d+2hV=(30+2x2.5)=35mm,取dV35mm。
轴段V的长度LV取18.5mm。
5齿轮段长度:
由前面计算得齿轮宽度为55mm。
6轴段V:
根据对称性,轴段V与轴段W尺寸一样,即Lv=LV18.5mm、dv=dV35mm。
7轴段W:
根据对称性,轴段W与轴段川尺寸一样,即Lv=L23mm、
dv=d30mm。
8轴的总长度:
L+L+L+B1+LV+Lv+Lv=235mm。
输入轴的结构及装配如图2所示:
图3载荷分布图
FNV1FNV2Fr1/2218.°18N。
(5)轴上载荷
1)受力分析:
受力分析如图3所示。
2)求垂直面的支承反力:
3)求水平面的支承反力:
Ft1lBCFplCD
FNH1.
1AC
119857.5635.16690.5
115
99.15N
Fnh2Ft1FpFNH11198635.16699.151734N
4)求垂直弯矩:
MbvFNV1lAB218.01857.512536.035Nmm
Mcv0Nmm
5)求水平弯矩:
MbhFnh1〔ab99.1557.55701.125Nmm
MchFpIcd635.16690.557482.523Nmm
6)求合成弯矩:
Mb.Mbv2Mbh212536.035"5701.125213771.53Ngmm
McMch57482.52Ngmm
(6)按弯扭合成应力校核轴的强度
校核时通常校核轴上承受最大弯矩和扭矩截面的强度。
轴单向旋转,扭矩切应力为脉动循环变应力,取0.6,齿轮轴取最小直径d=21mm,抗弯截面系数W0.1d30.1213mm926.1mm3,则轴的计算应力为:
ca..MC(T1)2/W57482.52"(0.629950)2/926.165MPa
根据选定轴材料为40Cr,调质处理,查参考文献[2]表14.2得*75MPa,
可见ca1b,故安全。
⑺键的选择
轴段I上的键为普通平键A型,查参考文献[1]附表5.14可得其基本规格,如表3所示。
表3平键的基本规格
轴
键
键槽
公称直径d
公称尺寸
bxh
宽度
深度
公称尺寸b
轴t公称尺寸
毂t1公称尺寸
21
6X6
6
3.5
2.8
因为L键<L=36mm,查参考文献[2]表14.8中键的长度系列,选取L键=32mm(
(8)轴承的选择
前面所述选用深沟球轴承6406(左、右各一个),查参考文献[1]附表10.5可得其基本尺寸数据,如表4所示。
表4滚动轴承6406的数据
轴承代号
基本尺寸
安装尺寸
6406
d
D
B
rsmin
damin
Damax
rasmax
30
90
23
1.5
39
81
1.5
基本额定动载核
基本额定静载荷
极限转速
Cr/KN
C°r/KN
脂润滑
47.5
24.5
8000
2.输出轴及其上零件的设计计算
(1)求输入轴上的功率P2、转速n2和转矩Ti
前面已求得:
P21.86kw、n2159.19r/min、T2111580Ngmm
(2)求作用在小齿轮上的力
圆周力:
Ft2=2T2/d2=1115.8N
径向力:
Fr2Ft2tan1115.8tan20°406.118N
法向力:
Fn2Ft2/cos1115.8/cos20°1187.4N
(3)按转矩法初步确定轴的最小直径
轴选用的材料为45号钢(调质),硬度为217~255HBS,选取240HBS。
根
据参考文献[2]表14.1取C=115,贝
dminC;了11526.09mm
一n2.159.19
输入轴最小直径是安装大带轮的,轴上需开键槽,故需将直径增大5%,即
dmin=27.395mm。
(4)轴的结构设计
1)轴上零件固定和装配:
a)固定:
单级减速器中大齿轮也应该安装在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面用套筒定位,右面用轴肩定位;左轴承
用套筒和轴承端盖固定,右轴承用轴肩和轴承端盖固定;b)安装:
轴呈阶梯
状,右轴承和右轴承端盖依次从右面装入;齿轮、齿轮套筒、左轴承、左轴承端盖和联轴器依次从左面装入。
2)确定轴各段直径与长度:
从轴最细段一一轴段V开始分析计算
1轴段V:
根据轴上联轴器的型号,确定L町58mm、d刑=30mm。
2轴段W:
轴肩切VD为定位轴肩,d刑=d皿+2h^皿=(1.14~1.2)=
(34.2~36)mm。
根据轴段W上的轴承端盖中的密圭寸圈确定d^=35mm。
L^取42.5。
3轴段V:
dv根据滚动轴承确定,即dv=d滚内=40mm(选滚动轴承6208,
由于轴主要承受径向载荷)。
取L套筒=23.5mm,为使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应该比轴承宽度B与L套筒之和大一些,现令其大2mm,贝ULvL套筒B223.518243.5mm
4轴段W:
应该比大齿轮宽度B2略短一些,故=B2-2=B2-2=50-2
=48mm,因为轴肩IV-V为非定位轴肩,故轴肩高度hwv无特殊要求,取hvv=2mm,贝UdV=dv+2hvv=40+2x2=44mm。
5轴段:
轴段相关尺寸根据轴承确定,则d等于轴承内径,即d=40mm,L等于轴承宽度B,即L=18mm。
6轴段:
因为轴肩为定位轴肩,定位轴肩高度h=(0.07~0.1)d,
贝Ud=d+2h=(1.14~1.2)d=(45.6~48)mm,取d=47mm,L=17.5mm。
7轴段:
轴肩-W为定位轴肩,故d=d^+2h叩=(1.14~1.2)dv
=(50.16~52.8)mm,取d=51mm。
为满足齿轮相对两轴承对称分布,应该使L套筒=L+L,所以L=L套筒-L=23.5-17.5=6mm。
8轴的总长度:
L总L+L+L+LW+Lv+Lv+Lv=233.5mm
输出轴的结构及装配如图4所示:
图4输岀轴的结构及装配
(5)轴上载荷
1)受力分析:
受力分析如图5所示。
A
Ft、
B
\
Fr
c
4
F1v
\f
1H
F2V
f>\sF2H
图5载荷分布图
2)求垂直面的支承反力:
FNV1FNV2Fr2/2203.059N。
3)求水平面的支承反力:
FNh2FNH1Ft2/2557.9N。
4)求垂直弯矩:
MBVFNV1lAB203.05957.511675.893Nmm
5)求水平弯矩:
MbhFNH1lAB557.957.5
- 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:
- 机械设计基础 机械设计 基础 课程设计 任务书