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课程设计说明书
课程名称: 一级V带直齿轮减速器
设计题目: 带式输送机传动装置的设计
院 系: 机械工程系 学生姓名: 彭亚南 学 号: 200601030039 专业班级: 06汽车 (2)班 指导教师: 苗晓鹏
2009年3月1日
《机械设计》课程设计
设计题目: 带式输送机传动装置的设计
内装: 1.设计计算说明书一份 2.减速器装配图一张(A1)
3.轴零件图一张(A3)
4.齿轮零件图一张(A3)
机械工程系06汽车 (2)班级
设计者: 彭亚南
指导老师: 苗晓鹏
完成日期: 2009年3月1日
成绩: _________________________________
安阳工学院
课程设计任务书 设计题目带式输送机传动装置的设计 学生姓名彭亚南所在院系机械工程系专业、年级、班06汽车 (2)班 设计要求: 输送机连续工作,单向运转,载荷较平稳,两班制工作,使用期限10年,小批量生产。 允许输 送带速度误差为±5%。 输送带拉力F=2.5kN;输送带速度V=1.7m/s;滚筒直径D=300mm。
学生应完成的工作:
1.编写设计计算说明书一份。 2.减速器部件装配图一张(A0或A1); 3.绘制轴和齿轮零件图各一张。
参考文献阅读:
1.《机械设计》课程设计指导书 2.《机械设计》图册 3.《机械设计手册》 4.《机械设计》
工作计划: 1.设计准备工作 2.总体设计及传动件的设计计算 3.装配草图及装配图的绘制 4.零件图的绘制 5.编写设计说明书 任务下达日期: 2009年2月15日 任务完成日期: 2009年3月1日
指导教师(签名): 学生(签名): 彭亚南
带式输送机传动装置的设计
摘要: 齿轮传动是应用极为广泛和特别重要的一种机械传动形式,它可以用来在空 间的任意轴之间传递运动和动力,目前齿轮传动装置正逐步向小型化,高速化,低噪声, 高可靠性和硬齿面技术方向发展,齿轮传动具有传动平稳可靠,传动效率高(一般可以 达到94%以上,精度较高的圆柱齿轮副可以达到99%),传递功率范围广(可以从仪表中齿轮微小功率的传动到大型动力机械几万千瓦功率的传动)速度范围广(齿轮的圆周速 度可以从0.1m/s到200m/s或更高,转速可以从1r/min到20000r/min或更高),结构 紧凑,维护方便等优点。 因此,它在各种机械设备和仪器仪表中被广泛使用。 本文设计 的就是一种典型的一级圆柱直齿轮减速器的传动装置。 其中小齿轮材料为40Cr(调质), 硬度约为240HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度约为215HBS,齿轮精度等级为8 级。 轴、轴承、键均选用钢质材料。
关键词: 减速器、齿轮、轴、轴承、键、联轴器
机械程算明
1.
一、程任⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯1
二、摘要和关⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯2
2.
一、方案定⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯3
各部件、算、校核
二、机⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯3三、算比及分配各的比⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯4四、运参数及力参数算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯6五、零件的算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯7六、的算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯10七、承的及校核算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯12八、接的及校核算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯13九、箱体⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯14
《机械设计》课程设计
设计题目: 带式输送机传动装置的设计
内装: 1.设计计算说明书一份 2.减速器装配图一张(A)
3.轴零件图一张(A)
4.齿轮零件图一张(A)
机械工程系06汽车 (2)班级
设计者: 彭亚南
指导老师: 苗晓鹏
完成日期: 2009年3月1日
成绩: _________________________________
安阳工学院
计算过程及计算说明 一、传动方案拟定
(1)工作条件: 使用年限10年,工作为二班工作制,单向运转,小批量生产,载荷平稳,环境清洁。
(2)原始数据: 滚筒圆周力F=2.5kN;带速V=1.7m/s;滚筒直径D=300mm。
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=η带×η3轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒 =0.96×0.983×0.97×0.99×0.96 =0.83η总=0.83
(2)电机所需的工作功率: P工作=FV/(1000η总) =2500×1.7/(1000×0.83) =5.12KWP工作=5.12KW
3、确定电动机转速: 计算滚筒工作转速: n滚筒 n筒=60×1000V/πD=108.2r/min =60×1000×1.7/π×300
=108.2r/min 按手册P7表1推荐的传动比合理范围,取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~6。 取V带传动比I’1=2~4,则总传动比理时范围为I’a=6~24。 故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×n筒 n筒=(6~24)×108.2=649.4~2597.4r/min 符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。
根据容量和转速,由有关手册查出有三种适用的电动机型号: 因此 有三种传支比方案: 由《机械设计手册》查得。 综合考虑电动机和传动装置 尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,可见第3方案比较适合, 则选n=1000r/min。
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Y13M2-6 。 其主要性能: 额定功率: 5.5KW,满载转速960r/min,
三、计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比: i总=n电动/n筒=960/108.2=8.87 2、分配各级伟动比 (1)据指导书P7表1,取齿轮i带=2.3(V带传动比I’1=2~4合理) (2)∵i总=i齿轮×i带 ∴i齿轮=i总/i带=8.87/2.3=3.86
四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速(r/min) nI=n电机=960r/min nII=nI/i带=960/2.3=417.39(r/min) nIII=nII/i齿轮=417.39/3.86=108.13(r/min)
2、计算各轴的功率(KW) PI=P工作×η带=5.12×0.96=4.92KW PII=PI×η轴承×η齿轮=4.92×0.98×0.97=4.67KW PIII=PII×η轴承×η联轴器=4.67×0.97×0.99=4.48KW
3、计算各轴扭矩(N·mm) T工作=9550×5.12/960=50.93 TI=T工作×η带×i带=50.93×2.3×0.96=112.6N·m TII=TI×i齿轮×η轴承×η齿轮 =112.6×3.86×0.98×0.97=412.45N·m TIII=TII×η轴承×η联轴器
电动机型号 Y132M2-6
i总=8.87 据手册得 i齿轮=3.86 i带=2.3
nI=960r/minnII=417.39r/min nIII=108.13r/min
PI=4.92KW PII=4.67KW PIII=4.48KW
TI=112.6N·mTII=412.15N·m
=412.45×0.97×0.99=395.67N· TIII=395.67N· 五、传动零件的设计计算 m 1.确定计算功率PC 由课本表8-7得: kA=1.1 PC=KAP=1.1×5.5=6.05KW 2.选择V带的带型 C1 得: 选用A型 根据P、n由课本图8-10 3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v。 1)初选小带轮的基准直径dd1由课本表8-6和表8-8,取小带轮的基 d1 准直径d=100mm。 2)验算带速v。 按课本式(8-13)验算带的速度 v=πdd1n1/(60×1000) =π×100×1000/(60×1000)=5.24m/s 在5-30m/s范围内,带速合适。 3)计算大齿轮的基准直径。 根据课本式(8-15a),计算大带轮的基 准直径dd2 d2 带d1 d=i ·d=2.3×100=230mm 由课本表8-8,圆整为dd2=250mm 4.确定带长和中心矩 V=5.24m/s 1)根据课本式(8-20),初定中心距a=500mm 0 2)由课本式(8-22)计算带所需的基准长度 Ld0≈2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/(4a0) =2×500+3.14×(100+250)/2+(250-100)2/(4×500)≈1561mm 由课本表8-2选带的基准长度Ld=1400mm dd2=340mm 按课本式(8-23)实际中心距a。 取标准值 a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1400-1561)/2=425mm dd2=355mm 5.验算小带轮上的包角α1 α 1=1800-(dd2-dd1)/a×57.30 =1800-(250-100)/427×57.30 =1520>900(适用) Ld=1600mm
6.确定带的根数z 1)计算单根V带的额定功率pr。 由dd1=100mm和n1=1000r/min 根据课本表8-4a得 取a0=500 P0=0.988KW 根据n1=960r/min,i带=3.4和A型带,查课本表(5-6)得△P0=0.118KW 根据课本表 8-5 得K=0.91 a 根据课本表 8-2 得KL=0.99 由课本P83式(5-12)得 Pr=(P0+△P0)×Ka×KL=(0.988+0.118)×0.91×0.99=0.996kw 2)计算V带的根数z。 z=PCa/Pr=6.05/0.996=6.07圆整为7根
7.计算单根V带的初压力的最小值(F0)min
由课本表8-3得A型带的单位长度质量 q=0.1kg/m,由式(5-18)单 根V带的初拉力: (F0)min=500(2.5-Ka)PCa/zvKa+qV2 =[500×(2.5-0.91)×6.05/(0.91×7×5.24)+0.1×5.242]N=147N 应使带的实际初拉力F0>(F0)min。 8.计算压轴力Fp压轴力的最小值为 (Fp)min=2z(F0)minsin(α1/2) =2×7×147×sin(146°/2)=1968N
2、齿轮传动的设计计算 1选定齿轮材料及精度等级及齿数 1)机器为一般工作机器,速度不高,故选用7级精度(GB10095-88)。 2)材料选择。 由表课本表10-1选择小齿轮和大齿轮材料为45钢(调 质)硬度为280HBS。 3)选小齿轮齿数z1=24,大齿轮齿数z2=24×3.86=92.64,取93。 2按齿面接触疲劳强度设计 由设计计算公式(10-9a ) d≥2.32(KT(u+1)Z 2 /φ 2 ) 1/3 E u[σ] 1 1 d H (1)确定公式内的各计算数值
Z=7
F0=147N
(Fp)min=1968N 1)试选载荷系数Kt=1.3 2)计算小齿轮传递的转矩 T1=9.55×106×P1/n1 =95.5×106×4.92/342.86=137041N·mm
3)由课本表10-7 选取齿款系数φd=1 1/2 4)由课本表10-6 查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8MPa 5)由课本tu10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 σHlim1=600MPa;打齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa; i =3.86 6)由课本式10-13计算应力循环次数N 齿 L NL1=60n1jLh=60×342.86×1×(16×300×10) Z1=24 =9.874×108 Z2=77 NL2=NL1/i=9.874×108/3.86=2.558×108 T1=137041N·m 7)由图课本10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.96KHN2=0.98 m 8)计算解除疲劳许用应力。 取失效概率为1%,安全系数S=1.0 [σH]1=KHN1σHlim1/S=0.96×600/1.0Mpa =576Mpa [σH]2=KHN2σHlim2/S=0.98×550/1.0Mpa =539Mpa αHlimZ1=600Mpa (2)计算 αHlimZ2=550Mpa 1)试算小齿轮分度圆直径 dd1,代入[σH]较小的值 dd1≥2.32(KT1(u+1)Z 2 2 1/3 E /φdu[σH])
=2.32×[1.3×1.37×105×(3+1)×189.82/(3.86 ×5392)]1/3 NL1=9.874×108 =71.266mm 2)计算圆周速度v。 NL2=2.558×108 v=πdd1n1/(60×1000)=3.14×71.266×342.86/(60×1000)=1.28m/s KHN1=0.96 3)计算齿宽b。 KHN2=0.98 b=φdd1=1×71.266mm=71.266mm 4)计算齿宽与齿高之比b/h。 模数: m=d1/Z1=71.266/24=2.969mm 齿高: h=2.25m=2.25×2.969=6.68mm [σH]1=576Mpa b/h=10.67 5)计算载荷系数。 [σH]2=539Mpa 根据v=1.28m/s,7级精度,由课本图10-8查得动载荷系数Kv=1.07; 直齿轮,KHa=KFa=1: 由课本表10-2查得KA=1 由课本表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置 时,KHβ=1.316 =1.316查课本表10-13 得K =1.28: 故载荷系数 d=71.266mm 由b/h=10.67,K Hβ Fβ 1 K=KA×KV×KHa×KFβ=1×1.07×1×1.316=1.408 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由课本式(10-10a) 1 1t (K/K t ) 1/3 =71.266 ×(1.408/1.3) 1/3 =73.187mm d=d 7)计算模数m: m=dd1/z1=73.187/24=3.05mm 3.按齿根弯曲强度设计 由课本式(10-5)得弯曲强度的设计公式 m≥[2KT1YFaYSa/(φdz12σF)]1/3 (1)确定公式内的各计算数值 1)由课本图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE2=380MPa
σFE1=500MPa;
m=2.5mm 2)由课本图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85KFN2=0.88 3)计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由课本式(10-12)得[σF]1=KFN1σFE1/S=0.85×500/1.4=303.57MPa[σF]2=KFN2σFE2/S=0.88×380/1.4=238.86MPa 4)计算载荷系数K K=KA×KV×KFa×KFβ=1×1.07×1×1.28=1.37 5)取齿形系数。 由课本表10-5查得YFa1=2.65YFa2=2.226 6)查取应力校正系数 由课本表10-5查得YSa1=1.58YSa2=1.764 7)计算大、小齿轮的YFaYSa/[σF] YFa1YSa1/[σF]1=2.65×1.58/303.57=0.01379 YFa2YSa2/[σF]2=2.226×1.764/238.86=0.01644
YFa1=2.65 YSa1=1.58 YFa2=2.226 YSa2=1.764 大齿轮的数值大。 8)设计计算 m≥[2×1.37×1.37×105×0.01644/(1×242)]1/3
=2.2mm 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳m≥2.22mm强度计算的模数m的大小重腰取决于弯曲强度的承载能力,而齿面接 触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关,可取由弯曲强度算得的模数2.2并就近圆整为标准值m=2.5mm,按接触强度的的分度圆直径d1=73.187,算出小齿轮的齿数 z1=d1/m=73.187/2.5=30 大齿轮的齿数z2=3.86×30=116 这样设计出的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费。 4.几何尺寸计算 (1)计算分度圆直径d1=z1m=30×2.5=75mm d2=z1m=116×2.5=290mm (2)计算中心距a=(d1+d2)/2=(75+290)/2=183mm (3)计算齿轮宽度b=φdd1=1×75=75mm取B2=75mm,B1=80mm
六、轴的设计计算 输出轴的设计计算 1、两轴输出轴上的功率P、转数n和转矩T PII输=4.67×0.98=4.58kw
d1=75mm d2=290mm a=183mm B2=75mm B1=80mm n2=n1/i=417.39/3.86=108.13r/min T2=397656N·mm PI输=4.92×0.98=4.82kw n1=417.39r/min T1=100871N·mm 2、求作用在齿轮上的力 因已知低速大齿轮的分度圆直径为d2=355mm Ft2=2T2/d2=2×397656/355=2011N Fr2=Ft2tan20°=2011×0.3642=825N 因已知低速大齿轮的分度圆直径为d1=84mm F=2011N F=2T/d=2×100871/84=2401N t1 1 1 t2 Fr1 =Ft1tan20°=2401×0.3642=729N Fr2 =826N 4、初步确定轴的最小直径 先按课本式(15-2)初步估算轴的最小直径。 选取的材料为 45钢,Ft1 =2401N 调制处理。 根据课本表15-3,取A0=112,于是得 Fr1 =729N dmin2=A0(PII输/n2)1/3=112×(4.58/108.13)1/3=39.04mm dmin1=A0(P1输/n1)1/3=112×(4.82/417.39)1/3=25.32mm 5、联轴器的选择 为了使所选输出轴的最小直径与联轴器的孔相适应,故选联轴器的型号。 dmin2=39.04mm 联轴器的计算转矩Tca=KAT2,查课本表14-1,考虑到转矩变化很小,故取dmin1=25.32mmKA=1.3,则 Tca=KAT2=1.3×397656=516952.8N·mm 按照计算转矩Tca应小于联轴器工程转矩条件,查《机械设计手册》,选用HL3型弹性柱销联轴器,其公称转矩为630000N·mm。 联轴器的孔径
d1=38mm,半联轴器长度L=82mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=58mm。 6、轴承的选择 初步选择滚动轴承。 因轴承只受径向力的作用,故选用深沟球轴承。 参 照工作要求,由轴承产品目录中初步取0基本轴隙组、标准京都记得深沟球轴承213,其尺寸d×D×T=65mm×120mm×23mm。 7、轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器 |
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