机械零件课程设计任务书.docx
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机械零件课程设计任务书
第六讲课程设计---4
学生作品举例
目的要求:
以减速器为例说明设计过程。
如进行传动方案的设计,电动机功率及传动比分配,主要传动零件的参数设计,标准件的选用,减速器结构设计中需注意的问题及常见的错误结构,减速器箱体各部尺寸的确定,结构工艺性设计,装配图的设计要点及步骤等。
通过课程设计,把前面所学的内容进行综合的应用,也进行系统的复习.学会选择传动方案、计算强度和校核强度,学会计算和确定零件尺寸,学会查手册。
教学重点:
前面所学的内容进行综合的应用。
教学难点:
传动零件的设计计算。
教学内容:
主要是减速器的设计。
机械课程设计
说明书
系部:
动力工程系
班级:
辅设032
设计者:
王艳艳
指导老师:
熊娟
2006年2月23日
四川电力职业技术学院
机械零件课程设计任务书
班级:
姓名:
学号:
设计题目:
带式运输机传动装置的减速器
原始数据:
驱动卷筒上的
圆周力F(KN)
驱动卷筒的直径
D(mm)
运输带的直径
V(m/s)
使用期限
T(年)
3.2
380
2.5
6
工作情况:
平稳,两班制(连续16小时),每月工作20天
目录
一、选择电动机
二、传动装置运动和动力参数的确定
三、V带的设计
1、普通V带传动的设计计算
2、小带轮结构设计
3、大带轮结构设计
四、齿轮传动设计计算
1、齿轮传动设计计算
2、直齿圆柱齿轮几何尺寸
3、大齿轮结构设计
五、轴的设计与校核
1、输入轴的设计
2、输出轴的设计
六、的强度校核
1、输出轴齿轮用键联的校核
2、输出轴联轴器用键联接校核
七、减速器的润滑
八、减速器体尺寸
九、参考书目
一、选择电动机
1、计算工作机所需Pw=(FV)η/1000=(3.2×2.5)/1000×0.95=8.42kw
(工作机效率η=0.94~0.96取η=0.95)P手9
2、电机所需的输出功率
P0=Pw/(η带×η齿)=8.42/(0.950×.97)=9.14KW
η带0.94~0.97P书163
η齿=0.94~0.99P书202
3.确定电动机额定功率Pm=(1~1.3)P0=1.2×9.14=11kw
4.选择电动机型号P手140由表4-2(摘自213k22007-88)
据电动机额定功率选择其型号为Y160L-6
其额定功率Pm=11kw转速n=970r/min电流I=24.6A
电动机外外型尺寸5853×80×405
电动机伸出端直径42mm
电机伸出端安装长度110mm
二、传动装置运动和动力参数的确定
1、每轴功率
P入=Pmη带=11×0.95=10.45kw
P出=P入η齿10.45×0.97=10.14kw
2、每轴转速及传动比
n出=V/D=(601×0^3×2.5)/(380×3.14)=125.7r/min
i总=n额/n出=970/125.7=7.72
i总=i带×i齿=7.72
分配传动比:
取i带=2.41则i齿=3.2P机7表7-1知
单级传动中V带传动比i=2~4圆柱齿轮传动比i=3~5
n入=n额/i=970/2.41=402.5r/min
(1)、每轴转矩\
T入=9.55×106×P入/n入=9.55×106×10.45/402.5=247944n.mm
T出=9.55×106P出/n 出=9.55×106×10.14/125.7=770382n.mm
(2)、每轴功率
P入=Pmη带=11×0.95=10.45kw
P出=P入η齿η带=10.45×0.97×0.99=10.04kw
滚筒轴Pw=P入η齿η带=10.04×0.99×0.98=9.74kw
3、运动参数和动力参数列表如下:
参数
电动机
输入轴
输出轴`
滚筒轴
转速r/min
970
402.5
125.7
功率P/kw
11
10.45
10.04
转矩T/n.mm
247944
770382
传动比i
2.41
3.2
效率η
0.95
0.97
2
三、V带的设计
由P手295表11-3普通V带传动的设计计算由下:
序号
计算
项目
符号
单位
计算公式和参数选定及说明
1
设计功率
Pd
Kw
Pd=KAP额=1.4×11=15.4kwKA――工况因数
P书176表8―7由所给参数确定KA=1.4
2
选定整型
根据Pd和n1由P书176图8-8选取n1-小带转速
选定带为B型Dd=160∽≠200
3
传动比
i
i=n1/n2=Dd2/Dd1=970/402.5=2.41
4
小带基准直径
Dd1
mm
由P书171表8-4取B型125∽200取Dd1=180
5
验算带速
V
m.s-1
V=
D×d1×n1/(60×1000)=3.14×180×970/(60×1000)=9.14
V=Vmax=(25∽30m/s)
6
大带轮基准直径
Dd2
mm
Dd2=iDd1(1-ε)=2.41*180*(1-0.02)=425
(ε=0.01∽0.02)
7
初定中心距
A0
mm
0.7(Dd1+Dd2)≤a0≤2(Dd1+Dd2)
0.7(180+425)≤a0≤2(180+425)
3
423.5≤a0≤1210
8
所需要的基准长度
Ld0
mm
Ld0=
2a0+
/2(Dd1+Dd2)+(Dd2-Dd1)2/(4×a0)
=2×800+3.14/2×(180+425)+(425-180)2/(4×800)
=2569
由P书167表8-定Ld0=2800
9
实际中心距
A
mm
A≈a0+(Ld-Ld0)/2≈800+(2800-2507)/2≈916mm
Amin=a-0.015Ld=874Amax=a+0.03Ld=1000
10
小带轮包角
A1
°
A1=180°-(Dd2-Dd1)/a×57.3°≥120°
=180°-(565-180)/916×57.3°
=155.9°≥120°
11
V带根数
Z
Z=Pd/[(P1+⊿P1)kakl]<10
=15.4/[(3.3+0.3)×0.95×1.1]
=4.09<10
Z=5
P书173表8-5P1=3.30P书177
表8-8⊿P=0.3P书179表8-10ka=0.95
表8-11kl1.10
12
单根V带预紧力
F0
N
F0=500(2.5/ka-1)×[Pd/(z×v)]+qv2
=500×(2.5/0.951)×[15.4/(5×9.14)]+0.17×9.142=289P书167表8-2q=0.17kg.m-1
13
作用在带轮上的压力
FQ
N
4
FQ=2F0Zsina1/2=2×289×5×sin155.9°/2=2850
FQmax=3F0Zsina1/2=3×289×5×sin155.9°/2
=4276
小带轮结构设计
已知电动机为Y160L-6其轴伸直径d=42mm故小带轮轴孔直径应取d0=42mm伸出轴E=110mm毂长应小于110
f
5
m
15
e
20±0.4
g
12.5
δ
7.5
1、由P旧25表3-2计算三角带轮的结构设计由表13-3知带轮轮缘尺寸
d1=(1.8~2)d=2×42=84
L=(1.8~2)d=2×42=84
De=D+2f=180+2×5=190
B=(z-1)e+2g=(5-1)×20+2×12.5=105
2.因小带带直径Dd1=180据P旧23选择其结构形式为实心轮.
其结构草图及尺寸如下图
大带轮结构设计
已知大带轮直径Dd2=425mm输入轴直径d1=42
1.由P旧25表3-12计算V带轮结构尺寸
d1=(1.8~2)d=2×42=84
L=(1.5~2)d=2×42=84
De=D+2f=425+2×5=435
D0=De-2(m+δ)=435-2×(15+7.5)=390
Dk=(D0+d1)/2=(390+84)/2=237
S=14(由型号B确定)
S1≥1.5S=1.5×14=21
S2≥0.5S=0.5×14=7
2.因大带直径Dd2=425据P旧25选择其结构型式为孔板轮.
其结构尺寸及草图如下:
四、齿轮传动部分设计
已知小齿轮传递功率P1=10.45KW转速n1=402.5r/min传动比i齿=3.2
1.选择材料及精度等级普减速器无特殊要求故采用软齿面传动
由P书220表9-4选大、小齿轮材料均为45钢小齿轮调质处理硬度为270=HBS
大齿轮正火处理硬度为210HBS取齿轮传动精度等级为8
2.按齿面接触疲劳强度设计
A≥48.5ζa(V+1)
修正系数ζa由P书223表9-5查得ζa=1
载荷系数K由P书227表9-6查得K=1.5
小轮传递的转矩
T1=9.55×106(P1/n1)=9.55×106(10.45/402.5)=247944N.mm
齿宽系数ψa取ψa=0.4
许用接触应力[δH]=0.9δHlim
由P书226图9-25(b)查得δHlim1=600MPaδHlim2=560MPa
则接触应力为[δH]=0.9×600=540MPa
[δH]=0.9×560=504MPa
即a≥48.5ζa×(3.2+1)
=213mm
3.确定齿数和模数
7
取Z1=25、29、33三种方案则Z2=iZ1=80、93、106列表计算
方案
Z1
Z2
M=2a/(Z1+Z2)
取标
准模数
实际
中心距
实际
传动比
传动
比误差
1
25
80
4.06
5
262.5
3.21
0.3%
2
29
93
3.49
4
244
3.21
0.3%
3
33
106
3.06
4
278
3.21
0.3%
由表可见方案1、3实际中心距增加过多,所以取1为佳
4.计算传动的主要尺寸
分度圆直径d1=mz1=4*29=116mm
d2=mz2=4*93=372mm
中心距a=m(z1+z2)/2=4*(29+93)/2=244mm
齿宽b=ψaA=0.4*244=97.6mm
取b1=103mmb2=98mm
5.计算齿轮圆周速度V
V=(π×n1×d1)/(60×100)=(3.14×402.5×116)/(60×1000)=2.44m/s
由P书252表9-11选取齿轮传动精度等级为级,且V≤0m/s
6.校核齿根弯曲疲劳强度δf=(2×K×T)/(b×m×2×z1)×YFS≤[δF]
复合齿形系数YFS由P书225图9-24查得YFS1=3.8YFS2=4.0
许用弯曲应力[δF]由P书227知齿轮单向受力时[δF]=1.4δFlim
由图9-26(b)查得δFlim1=240δFlim2=220
[δF]1=1.4×240=336MPa
[δF]2=1.4×22-=308MPa
校核计算δ
F1=(2×K×T1)/(b×m2×z1)YFs=(2×1.5×247944)/(98×42×29)×3.8=62.2MPa
δF1<[δF1]=336MPa
δF2=δF1×YFs2/YFs1=62.2×4/3.8=65.47MPa<[δF2]
故齿根弯曲强度足够
直齿圆柱齿轮几何尺寸如下表
名称
符号
计算公式及数据
基本参数
模数
m
m=4
齿数
Z
Z1=29Z2=93
分度压力角
A
A=20°
几何尺寸
齿顶高
ha
Ha=m=4
齿根高
hf
Hf=1.25m=1.25*4=5
齿全高
h
H=ha+hf=4+5=9
顶隙
C
C=0.25m=0.25×4=1
分度圆直径
D1
D2
D1=m×z1=4×29=116
D2=m×z2=4×93=372
齿顶圆直径
Da1
Da2
Da1=d1+2ha=116+2×4=124
Da2=d2+2ha=372+2×4=380
齿根圆直径
Df1
Df2
Df1=d1-2×hf=116-2×5=106
Df2=d2-2×hf=372-2×5=362
基圆
直径
Db1
Db2
Db1=m×z1×cosα=4×29×cos20°=109
Db2=m×z2×cosα=4×93×cos20°=350
分度
圆齿距
P
P=π×m=3.14×4=12.56
分度
圆齿厚
S
S=πm/2=3.14×4/2=6.28
分度圆齿槽宽
e
e=πm/2=3.14×4/2=6.28
啮合计算
中心距
a
A=(d1+d2)/2=(116+372)/2=244
根据书P208表9-2确定以上参数
大齿轮结构设计由旧书P49表4-24选择3
因da=380≤500即选用锻造齿轮参数如下:
D1=1.6×d=1.6×73=117L=(1.2~1.5)d=1.5×73=110
n=0.5mn=0.5×4=2Mn=m=4δb=(2.5~4)Mn=4×4=16
D2=0.5(D0+D1)=0.5×(330+125)=228d115~25mm
五.轴的设计与校核
(一)输入轴的设计
1.选择轴的材料,确定许用应力45钢正火处理查书P330表12-2得
[δ-1]=55MPa
2.已知输入轴上的功率P1=10.45KW转速n1=402.5r/min转矩T1=247944N.mm估算轴的最小直径d≥A
书P337查表12-5取A=107
3.初定轴的直径及跨度旧书P252
a.因带轮结构要求,按表3-4取轴径d1=42mm轴承处轴径d3、d7=55
b.由表6-14取小齿轮端面至减速器内壁距离a=13mm
c.取轴承端面至减速器内壁距离L2=8
d.小齿轮宽度103mm
e.选择轴承P157单列向心推力球轴承:
36311型d=55D=120B=29
f.L=B/2+L2+a+103=6+15+B/2=29+8+103+6+15=174
g.带轮对称线至轴承支点的距离L1=B/2+L3+L4+L5/2
由表6-14取L4=15mm带轮与轴配合长度L5=42*2=84取L5=80
轴承盖及联接螺栓头的高度
L3=δ+c1+c2+(3~5)+b+H-L2-B=8+26+21+3+10+9-15-29=33
∴L1=29/2+33+15+80/2=102.5mm
4.输入轴结构草图如下:
5.按弯扭合成进行轴的强度校核
(1)绘制轴的计算简图
(2)计算作用在轴上的力
圆周力Ft1=(2×T入)/d1=(2×247944)/116=4275N
径向力Fr1=Fttanα=4275×tan20°=1556N
求支座反力:
水平面H:
RAH=RBH=1/2×Ft1=1/2×4275=2137.5N
Q=2850N
RAV=(QL3-Fr1L2)/L=(2850×102.5-1556×86)/172=934N
RBV=Q+Fr1+RAV=2850+1556+934=5344N
(3)计算弯矩并作弯矩图
MCH=RAV×L1=217.5×86=183825N.mm
MCV=RAV×L1=934×86=80324N.mm
MBV=Q×L3=2850×102.5=292125N.mm
合成弯矩Mc=
MB=MBVT入=247.944
(4)计算当量弯矩
轴的材料为45钢HB=220P旧6-1查得δb=650N/mm2
P书表12-2[δ-1]=60N/mm2α=0.6P339
Mdc=
=
Mdb=
Mde=
(5)δB’=Mdb/w=327839/0.1×503=19.7<[δB’]=60N/mm2
13
δE=Mdt/W=386000/0.1×423=52.1N/mm2<[δ-1]=60N/mm2
(二)输出轴的设计
1.选择轴的材料按P旧表6-1选取45钢调质处理HB=230
2.初定轴径由表P6-2查A=110
由公式d≥A
3.选择联轴器手册P205有弹性柱销元件的桡性联轴器
型号HL4Tn=1250N.mn=4000r.minL1=84mm
4.选择轴承手册P205深沟球轴承6213型d=65D=120B=23
5.确定轴的直径及跨度(与输入轴大致相同)查表及计算过程略
结构尺寸草图如下图:
6.按弯扭合成进行轴的强度校核
(1).绘制轴的计算简图
(二)计算作用在轴上的力
圆角力Ft2=(2×T出)/d2=(2×770382)/372=4142N
径向力Fr2=Ft2tanα=4142×tan20°=1346N
H水平面RAH=RBH=1/2Ft2=4142/2=2071N
V垂直面RAV=(Fr2×L1)/L=(1346×89)/180=666N
RBV=Fr2-RAV=680N
(3)作弯矩图并计算
Mcv=RAH*L12071×89=184319N.mm
垂直面弯矩
Mc=
(4)计算当量弯矩
轴心的材料为45钢HB=220MPa查旧书P6-1得b=650N/mm2
书P339表12-2[δ-1]=60N/mm2α0.6
Mdc=
=
=482.9N.m
Mdb=
=
=402.2N.m
(5)校核轴的强度
δc’=Mdc/w=482900/(0.1×503)=36.98N/mm2<[δ1]b=60N/mm2
δe’=Mde/w=402200/(0.1×503)=36.98N/mm2<[δ-1]b=60N/mm2
六、键的强度校核
(一)输出轴齿轮用键联的校核
低速轴与齿轮的联接选用普通圆并没有平键由旧书P155表8-2查
A型b=20h=12取键长L=95由表8-7计算得键的工作长度L=95-20=75
键用45钢被接零件齿轮是铸钢[P]=100~120N/mm2[τ]=90N/mm2
齿轮与轴键联接的比压
P=(2×T2)/(d×k×L)=(2×770382)/(73×6×75)=47<[P]
剪切强度条件
τ=(2×T2)/(d×b×L)=(2×770382)/(73×20×80)=13.2N/mm2<[τ]
(二)输出轴联轴器用键联接的校核
低速轴与齿轮的联接选用普通圆头平键由P旧表8-2查
A型b=16h=10取键长L=70键工作长度L=70-10=54工作高度K=10/2=5
键的材料45钢.被联接零件采用钢制联轴器,由表8-8查[P]=100~120N/mm2
[τ]=90N/mm2
低速轴与联轴器键联接的比压P=(2×T2)/(D×K×L)=(2×770382)/(50×5×54)=114N/mm2
剪切强度条件τ=(2×T2)/(d×b×L)=(2×770382)/(50×16×54)=35.7N/mm2
17
七、减速器的润滑
齿轮的圆周速V为
V=(π×d1×n1)/(60×1000)=(3.14×116×402.5)/(60×1000)=2.44m/s
因齿轮的圆周速V<12m/s所以采用油浴润滑,由表9-8选用HJ-30机械油
由于是单级圆柱齿轮减速器,据表9-10浸油深度应使没淹过大齿轮顶圆10mm
对于轴承的润滑
∵d×n1=55×402.5=22137.5>2×105宜采用润滑油润滑
润滑没的粘度ES0.可据Dn值和轴承工作温度进行选择
八、减速器箱体尺寸计算
δ一级齿轮减速器底座壁厚δ=0.025a+1>8
δ=0.025×244+1=7取10
δ1 箱盖壁厚δ1=0.8>8δ=10×0.8=8
b箱座上部凸缘厚度b=1.5b=1.5×10=15
b1箱盖凸缘厚度b1=1.51b1=1.5×8=12
P箱座下部凸缘厚度P=2.35P=2.35×10=23.5
m箱座加强筋厚度m=0.85m=0.85=8.5
dφ地脚螺栓直径由表9-3得dφ=20
d1轴承旁联接螺栓直径d1=0.75dφd1=0.75×20=15
d2箱座与箱盖联接螺栓直径d2(0.5~0.6)dφd2=0.6*20=12
d3轴承盖固定螺栓直径由表9-19d3=8mm
c1箱体外壁至螺栓d由表9-4dφ=20c1=30
d1=15c1=26d2=12c1=22
K箱座上部及下部凸缘宽度由表9-4c2=26c1+c2=56c2=21c1+c2=47c2=18c1+c2=40
R小齿轮中心至箱盖内壁由作图决定
R1R2凸缘圆角半径见表9-59-6
R8
R0凸起支承面圆孤半径R8=c2=21
L1箱座与箱盖联接螺栓中心距
L2螺栓孔的钻孔深度表9-3(L1=L2)
L3内螺纹攻丝深度见表9_30(L3=H`)
L4箱座与地基接合面宽度L4=c1+c2+δL4=26+21+9=56
e轴承镗孔边至螺栓d1中心的距离e≈(1~1.2)d1e=1.2×15=18
h轴承盖螺栓分布圆直径D1=D+2.5d3D1=15
dp吊环螺钉直径dp=0.8dφdp=0.8×20=16
a齿顶圆与箱体内壁间最小间隙Amim=1.2δAmin=1.2×10=12
n地脚螺栓数目h=(L+B)/(200-30)=4
九参考书目
1《机械设计基础》黄劲枝主编机械工业出版社
2《机械制图》金大鹰主编机械工业出版社
3《简明机械零件设计实用手册》胡家秀主编机械工业出版社
4《机械设计课程设计》黄珊秋主编机械工业出版社
5《机械零件课程设计》合编贵州人民出版社
6《公差配合与技术测量》柳耕慧主编高等教育出版社
装配图如下:
减速器模型图如下: