机械设计基础课程设计书文档格式.docx
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2
3
4
5
输出轴功率P(kw)
4.8
6.2
输出轴转速n(r/min)
35
38
40
45
50
传动工作年限
6
10
8
每日工作班数
工作场所
车间
矿山
批量
小批
大批
成批
7
9
3.5
4.4
5.5
5.8
48
设计工作量:
一、编写设计计算说明书1份
二、绘制减速器大齿轮零件图1张(3号图纸)
三、绘制减速器低速轴零件图1张(3号图纸)
四、绘制减速器装配图1张(1号图纸)
二、传动装置的总体设计
1.传动方案的拟定及其说明:
采用普通V带和圆柱直齿轮组合,满足传动要求,同时由于带传动具有良好的缓冲,吸震能力。
结构简单,成本低,易于维护和使用。
2.选择电动机
(1)电动机的类型和结构形式按工作要求和工作条件,选用一般用途的Y系列三相异步电动机。
(2)传动装置的总效率:
由《课程设计》表2-4查得:
V带传动η1=0.94,滚动轴承η2=0.99,圆柱齿轮闭式与开式传动分别为η3=0.97,η4=0.94。
所以总效率η=0.94x0.99^3x0.97x0.94=0.832
(3)电动机功率:
Ρd=pw/η=6.2/0.832=7.45kw
查手册可选择额定功率为7.5kw的电动机。
(4)确定电动机的转速:
查表得:
普通V带传动比i=2~5,圆柱齿轮i<
=5,单级圆柱减速器i=3~5,则总传动比i=30~125.
nd=ixn=(30~125)x50=(1350~5625)r/min查表得:
电动机型号为:
Y132S2-2.
电动机型号
额定功率kw
满载转速r/min
堵转转矩/额定转矩
最大转矩/额定转矩
Y132S2-2
7.5
2900
2.0
2.2
3.传动比分配根据电动机满载转速n可得总传动比i.则总传动比ia=nm/n可得ia=2900/45=64.44.
综合传动比ia=i1i2i3。
可得i1=3.89,i2=5,i3=4.28
4.运动条件及运动参数分析计算
(1)各轴输入功率
P1=p0=7.45kw
P2=p1η=7.45x0.94=7.003kw
P3=p2η2η3=7.003x0.99x0.97=6.725kw
P4=p3η2η4=6.725x0.99x0.94=6.2582kw
(2)各轴转速
Ⅰ:
n1=n0=2900r/min
Ⅱ:
n2=n1/i1=2900/3.89=745.5r/min
Ⅲ:
n3=n2/i2=745.5/5=149.1r/min
Ⅳ:
n4=n3/i3=149.1/4.28=34.836r/min
(3)各轴转矩电动机输出转矩:
ⅠT1=T0=9590xp/n=9590x7.45/2900=24.53N·
m
各轴输入转矩:
ⅡT2=T1xη1xi1=24.534x0.94x3.5=80.72N·
ⅢT3=T2xη2xη3xi2=80.72x0.99x0.97x4.3=333.32N·
ⅣT4=T3xη4xη2xi3=333.32x0.99x0.94x3.85=1194.22N·
轴号
功率P(KW)
转速N(r/min)
转矩T(N·
m)
传动比i
效率η
Ⅰ
7.45
24.534
Ⅱ
7.003
745.5
80.72
3.89
0.94
Ⅲ
6.725
149.1
333.32
0.97
Ⅳ
6.2583
34.836
1194.22
4.28
将上述数据列表如下:
三、传动零件的设计
1.V带传动设计
(1)因为载荷变化较小且工作时间为8h/天,可得KA=1.1
PC=KAP=1.1x7.5=8.25KW
(2)选取普通V带型号
PC=8.25KW,n0=2900r/min,查表选A型
确定带轮基准直径:
查表得取D1=100㎜,ζ=1%
D2=D1xi1x(1-ζ)=100x3.89x0.99=385.11㎜
查表得D2=400㎜
大轮转速n2=n0xD1x(1-ζ)/D2=2900x100x0.99/400=808.73r/min
其误差为3.87%<
5%,误差较小,允许
(3)验算带速
V=π·
D1·
n0/(60×
1000)=3.14x100x2900/(60x1000)=15.18m/s
在5~25m/s范围内,所以带适合
(4)确定带的基准长度Ld和实际中心距a
初定中心距为a0=1.4(D1+D2)=1.4(100+400)=700mm取a0=700mmL=2a0+π(D1+D2)/2+(D2-D1)²
/4a0=2017.1mm
查表9.4取基准长度Ld=2000mm
实际中心距a为a=(2Ld-π(D1+D2)+√((2Ld-π(D1+D2))2-8(D2-D1)²
)/8=(2x2000-3.14x455+√(2x2000-3.14x455)2-8x2552)
=629.92mm
(5)验算小带轮的包角α1=180º
-57.3º
(D2-D1)/a=156.8º
>120,合格。
(6)确定V带根数
传动比i=3.89
查表p0=2.09kw同时查表得Δp0=0.3kwKa=0.94KL=1.03
V带根数Z=PC/[P0]=PC/((P0+Δp0)KakL)=3.49
所以Z=4根
(7)求单根V带初拉力:
查表得A型普通V带的每米长质量q=0.10Kg/m
得F0=(500Pc/ZV)·
(2.5/Ka-1)+qv²
=135.79N.
(8)计算带轮轴上所受的压力FQ=2·
FQ·
Z·
sin(a1/2)=1064.13N
(9)带轮结构设计略
2.齿轮传动的设计计算
减速器齿轮设计:
(1)选定齿轮材料及精度等级机因为器运行速度不高,要求精度也不高,所以选用8级精度
小齿轮材料为40MnB调质,硬度为241—286HBS大齿轮材料为45钢调质,硬度为197—286HBS
(2)许应接触应力[σH]:
查表查得σHlim1~(680,760)MPaσHlim2~(550,620)MPaσFlim1~(580,610)MpaσFlim2~(410,480)Mpa
取σHlim1=720MPaσHlim2=600MPaσFlim1=600MpaFlim2=600Mpa由表查得SH=1SF=1.25
计算接触疲劳许用应力:
[σH1]=σHlim1/SH=720MPa[σH2]=σHlim2/SH=600MPa
[σF1]=σFlim1/SF=480Mpa[σF2]=σFlim2/SF=360MPa
(3)试算小齿轮分度圆直径,确定模数:
查表得:
载荷系数K=1.1φd齿宽系数φd=0.8
小齿轮上的转矩:
T1=9550x7.003/828.57=80.72N·
mm
取ZE=188传动比i=4.3
d1≥3√((2KT1/φd)((μ+1)/μ)(ZEZH/[σH])2)=3√2x1.1x80.72x103x5.3x(188x2.5)2/(0.8x4.3x6002)=55.17㎜
选小齿轮齿数Z1=35,则大齿轮齿数Z2=iZ1=4.3×
35=150实际齿数比i=4.29.
模数m=d1/z1=1.58mm查表取标准模数m=2mm
(4)主要尺寸计算:
实际的分度圆直径d1=mz1=2×
35=70mmd2=mz2=2×
150=300mm
齿宽b=φdd1=0.8×
55.17=44.1mm取b2=45mmb1=b2+5=50mm
中心距a=0.5×
m(Z1+Z2)=185mm
(5)按齿根弯曲疲劳强度校核:
由式(11.12)得出,如σF≤[σF],则校核合格。
确定有关系数和参数:
齿形系数YF,查表11.12得YF1=2.51YF2=2.18应力学整系数Ys,查表11.13得Ys1=1.65Ys2=1.82
σF1=2KT1Ys1YF1/(bm2Z1)=2x1.1x80.72x2.51x1.65/(45x4x35)=116.74MPa<[σF1]
σF2=σF1xYF2xYs2/(Ys1YF1)=111.84MPa<[σF2]
齿根弯曲疲劳强度校核合格。
(6)验算齿轮的圆周速度:
V=π·
d1·
n1/(60×
1000)=3.04m/s由表11.21可知,选8级精度合适.
(7)齿轮几何尺寸的确定
齿顶圆直径da,查《机械设计基础》4-2得:
ha*=1c*=0.25
齿顶圆直径:
da1=d1+2ha1=(Z1+2h*)m=(35+2)x2=74mm
da2=d2+2ha2=(Z1+2h*)m=(150+2)x2=304mm
齿根圆直径:
df1=(Z1-2h*-2c*)m=(35-2-0.5)x2=59mm
df2=(Z2-2h*-2c*)m=(150-2-0.5)x2=295mm
齿距:
P=πm=3.14x2=6.28mm
齿顶高:
ha=h*m=2mm
齿根高:
hf=(h*+c*)m=2.5mm
(8)齿轮的结构设计
小齿轮采用齿轮轴结构,大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构。
大齿轮的有关计算:
轴孔直径:
ds=55mm
轮毂直径:
dh=1.6x55=88mm
轮毂长度:
Lh=1.4xds=1.4x55=77mm
轮缘厚度:
σ=(3~4)m=(6~8)mm取σ=8mm
轮缘内径:
D2=da2-2h-2σ=304-2x4.5-2x8=279mm取D2=280mm
腹板厚度:
c=0.3b2=0.3x45=13.5c取15,则c=15
腹板中心孔直径:
D0=0.5(dh+D2)=0.5(88+280)=184mm
腹板孔直径:
d0=0.25(D2-dh)=0.25(280-88)=48mm
齿轮倒角:
n=0.5m=0.5x2=1
开式齿轮设计:
(1)选定齿轮材料及精度等级机①因为器运行速度不高,要求精度也不高,所以选用9级精度
②因为齿轮为开式齿轮,所以硬度及接触疲劳极限要大小齿轮材料为38siMnMo表面淬火,硬度为45—55HRC大齿轮材料为45钢表面淬火,硬度为40—50HRC
(2)许应接触应力[σH]:
查表查得σHlim1~(1130,1210)MPaσHlim2~(1120,1150)MPaσFlim1~(690,720)MpaσFlim2~(680,720)Mpa
取σHlim1=1180MPaσHlim2=1140MPaσFlim1=710MpaFlim2=690Mpa
由表查得SH=1SF=1.25
[σH1]=σHlim1/SH=1180MPa[σH2]=σHlim2/SH=1140MPa
[σF1]=σFlim1/SF=568Mpa[σF2]=σFlim2/SF=552MPa
(3)按照齿轮弯曲强度计算:
载荷系数K=1.2φd齿宽系数φd=0.4
T3=9550x6.725/192.69=334.5N·
选小齿轮齿数Z1=17,则大齿轮齿数Z2=iZ1=3.85×
17=65.45取Z2=65齿形系数YF,查表11.12得YF1=3.08YF2=2.3应力学整系数Ys,查表11.13得Ys1=1.53Ys2=1.73YF1Ys1=3.08x1.53=4.71>YF2Ys2=2.3x1.73=3.98m≥3√2KT1Ys1YF1/(φdZ12[σF])=3√2x1.2x334.5x103x4.71/(0.4x172x552)=3.9mm查表得m=5分度圆直径d1=mz1=5×
17=85mmd2=mz2=5×
65=325mm中心距a=0.5×
m(Z1+Z2)=205mm
实际传动比i=65/17=3.82齿宽b=φdd1=0.4×
85=34mm取b2=34mmb1=b2+6=40mm
(4)按齿面接触强度校核
取ZE=188σH=ZEZH√((2KT1/bd12)(μ+1)/μ)=188x2.5x√(2x1.2x334.5x103x4.85/(34x852x3.85)=954MPa<[σH]
齿面接触强度校核合格。
(5)齿轮的圆周速度:
1000)=0.86m/s由表11.21可知,选9级精度合适.
(6)齿轮几何尺寸的确定
da1=d1+2ha1=(Z1+2h*)m=(17+2)x5=95mm
da2=d2+2ha2=(Z1+2h*)m=(65+2)x5=335mm
df1=(Z1-2h*-2c*)m=(17-2-0.5)x5=72.5mm
df2=(Z2-2h*-2c*)m=(65-2-0.5)x5=312.5mm
P=πm=3.14x5=15.7mm
ha=h*m=5mm
hf=(h*+c*)m=6.25mm
(7)齿轮的结构设计
ds=60mm
dh=1.6x60=96mm
Lh=1.4xds=1.4x60=84mm
σ=(3~4)m=(15~20)mm取σ=20mm
D2=da2-2h-2=335-2x11.25-40=272.5mm取D2=272mm
c=0.3b2=0.3x34=10.2取c=11mm
D0=0.5(dh+D2)=0.5(96+272)=184mm
d0=0.25(D2-dh)=0.25(272-96)=48mm
n=0.5m=0.5x5=2.5
四、轴的设计计算
1.减速器输入轴Ⅰ的结构设计
(1)选择轴的材料,确定许用应力:
由已知条件可知此减速器传递的功率属于中小功率,对材料无特殊要求,故选用45钢并经调质处理。
由表14.1查得:
硬度为(217~255)HBS,强度极限σB=650Mpa,屈服极限σS=360M,弯曲疲劳极限σ-1=300Mpa。
由表14.2得:
[τ]=(30~40)Mpa,C=(118~107)Mpa
(2)按钮转强度估算轴径(最小直径)
得d≥C³
√p/n=(107—118)·
³
√7.003/828.57=21.84~24.084mm。
考虑到轴的最小直径处要安装带轮,会有键槽存在,故需将估算直径加大3%-5%,取为22.5—25.29mm,由设计手册取标准直径d=28mm
(3)轴的强度校核圆周力:
Ft=2T1/d1=2x80.72x103/70=2306.29N径向力Fr=Fttanα=2306.9xtanα=839.64N.转矩:
T1=80.72x103Nmm做受力简图:
由图表查的:
减速器输出轴Ⅱ的结构设计与强度校核
(1)选择轴的材料,确定许用应力:
由已知条件可知此减速器传递的功率属于中小功率,对材料无特殊要求,故选用45钢并经调质处理。
√6.725/192.69=34.97~38.56mm。
考虑到轴的最小直径处要安装带轮,会有键槽存在,故需将估算直径加大3%-5%,取为35.72~40.49mm,由设计手册取标准直径d=42mm
轴的结构设计草图:
Ⅲ轴的设计:
1.选择轴的材料,确定许用应力:
√6.2583/50=53.53~59.04mm。
考虑到轴的最小直径处要安装带轮,会有键槽存在,故需将估算直径加大3%-5%,取为55.14—62mm,由设计手册取标准直径d=63mm
因为选择了圆柱直齿轮,只要是径向力,所以选择深沟球轴承。
Ⅱ轴:
根据前面轴的设计可知,轴的内径为50mm,所以尺寸系列代号为10.因轴承需要工作10年,所以根据公式Lh=(106/60n)(ftC/(fPp))ε其中Lh=8x12x30x8=23040h,n=192.69r/min,ft=1,fp=1.2,ε=3,C=Cr/2=Fttanα/2=T1tanα/d1=333.32xtanα/70=1733.1N可得:
选择60210.
六、键的选择及其校核计算
1.所有键的选择:
均选择A型平键
代号
轴径/mm
键宽/mm
键高/mm
键长/mm
Ⅰ轴Ⅰ键
28
Ⅱ轴Ⅰ键
55
16
68
Ⅱ轴Ⅱ键
42
12
Ⅲ轴Ⅰ键
84
22
14
70
七、箱体的设计
1.类型选择:
选择一级铸铁圆柱齿轮减速器。
2.箱体主要结构尺寸:
(mm)
名称
箱座壁厚δ
箱盖壁厚δ1
箱盖凸缘厚度b1
尺寸/mm
箱座凸缘厚度b
箱底凸缘厚度b2
地脚螺钉直径df
地脚螺钉数目n
轴承旁连接螺栓直径d1
20
盖与座连接螺栓直径d2
连接螺栓d2的间距l
轴承端盖螺钉直径d3
检查孔盖螺钉直径d4
定位销直径d
150
df、d1、d2至外箱壁直径C1
df、d2至凸缘边缘距离C2
轴承旁凸台半径R1
凸台高度h
外箱壁至轴承座端盖的距离l1
齿顶圆与内箱避间的距离△1
齿轮端面与内箱避间的距离△2
箱盖、箱座肋厚m1、m2
轴承端盖外径D2
轴承旁连接螺栓距离S
6.8、6.8
102
125
【减速器附件的选择】通气器:
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×
1.5
油面指示器:
选用游标尺M16
起吊装置:
采用箱盖吊耳、箱座吊耳
放油螺塞:
选用外六角油塞及垫片M16×
八、润滑方式及其润滑油的选择1.齿轮传动的润滑
齿轮的润滑:
采用浸油润滑,由于低速级周向速度为,所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径,取为35mm。
滚动轴承的润滑:
由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。
3.润滑油的选择:
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利,考虑到该装置用于小型设备,选用L-AN15润滑油。
4.密封方法的选取:
选用凸缘式端盖易于调整,采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。
密封圈型号按所装配轴的直径确定为(F)B25-42-7-ACM,(F)B70-90-10-ACM。
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
八、设计小结
九、参考资料