机械设计基础课程设计计算说明书模版.docx
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机械设计基础课程设计计算说明书模版
SouthChinaUniversityofTechnology机械设计基础课程设计计算说明书
题目:
一级齿轮减速器设计
学院:
生物科学与工程学院班级:
10级生物工程2班设计者:
詹舒瑶
学号:
201030740755
指导教师:
陈东
2013年1月16日
一、设计任务书
1.1机械课程设计的目的
1.2设计题目
1.3设计要求
1.4原始数据
1.5设计内容
二、传动装置的总体设计
2.1传动方案
22电动机选择类型、功率与转速
2.3确定传动装置总传动比及其分配
2.4计算传动装置各级传动功率、转速与转矩
三、传动零件的设计计算
3.1V带传动设计
3.1.1计算功率
3.1.2带型选择
3.1.3带轮设计
3.1.4验算带速
3.1.5确定V带的传动中心距和基准长度
3.1.6包角及其验算
3.1.7带根数
3.1.8预紧力计算
3.1.9压轴力计算
3.1.10带轮的结构
3.2齿轮传动设计
3.2.1选择齿轮类型、材料、精度及参数
3.2.2按齿面接触疲劳强度或齿根弯曲疲劳强度设计
3.2.3按齿根弯曲疲劳强度或齿面接触疲劳强度校核
3.2.4齿轮传动的几何尺寸计算
四、铸造减速器箱体的主要结构尺寸
五、轴的设计
5.1高速轴设计
5.1.1选择轴的材料
5.1.2初步估算轴的最小直径
5.1.3轴的机构设计,初定轴径及轴向尺寸
5.2低速轴设计
5.2.1选择轴的材料
5.2.2初步估算轴的最小直径
5.2.3轴的机构设计,初定轴径及轴向尺寸
5.3校核轴的强度
5.3.1求支反力、弯矩、扭矩计算
5.3.2绘制弯矩、扭矩图
5.3.3按弯扭合成校核高速轴的强度
534按弯扭合成校核低速轴的强度
六、滚动轴承的选择和计算
6.1高速轴上的滚动轴承设计
6.1.1轴上径向、轴向载荷分析•-
6.1.2轴承选型与校核
6.2低速轴上的滚动轴承设计
6.2.1轴上径向、轴向载荷分析•-
6.2.2轴承选型与校核
七、键连接的选择和强度校核
7.1联轴器的计算转矩
7.2许用转速
7.3配合轴径
7.4配合长度
八、联轴器的选择和计算
8.1高速轴V带轮用键连接
8.1.1选用键类型
8.1.2键的强度校核
8.2低速轴与齿轮用键连接
8.2.1选用键类型
8.2.2键的强度校核
8.3低速轴与联轴器用键连接
8.3.1选用键类型
8.3.2键的强度校核
九、减速器的润滑
9.1齿轮传动的圆周速度
9.2齿轮的润滑方式与润滑油选择•
9.3轴承的润滑方式与润滑剂选择•十、绘制装配图及零件工作图……
十一、设计小结
十二、参考文献
一、设计任务书
1.1机械课程设计的目的
课程设计是机械设计课程中的最后一个教学环节,也是第一次对学生进行较全面的机械设计训练。
其目的是:
1.通过课程设计,综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论和实际知识,来解决工程
实际中的具体设计问题。
通过设计实践,掌握机械设计的一般规律,培养分析和解决实
际问题的能力。
2.培养机械设计的能力,通过传动方案的拟定,设计计算,结构设计,查阅有关标准和规
范及编写设计计算说明书等各个环节,要求学生掌握一般机械传动装置的设计内容、步
骤和方法,并在设计构思设计技能等方面得到相应的锻炼。
1.2设计题目
设计运送原料的带式运输机用的圆柱齿轮一级减速器。
1.3设计要求
根据给定的工况参数,选择适当的电动机、选取联轴器、设计v带传动、设计一级齿
轮减速器(所有的轴、齿轮、轴承、减速箱体、箱盖以及其他附件)和与输送带连接的联轴器。
滚筒及运输带效率=0.94。
工作时,载荷有轻微冲击。
室内工作,水分和颗粒为正常
状态,产品生产批量为成批生产,允许总速比误差<_4%,要求齿轮使用寿命为10年,二班
工作制,轴承使用寿命不小于15000小时。
1.4原始数据
表1原始数据
输送带拉力F(N)
输送带速度v(m/s)
驱动带轮直径D(m)
1.5设计内容
1.5.1确定传动装置的类型,画出机械系统传动简图。
1.5.2选择电动机,进行传动装置的运动和动力参数计算。
1.5.3传动装置中的传动零件设计计算。
1.5.4绘制传动装置中一级减速器装配图一张(A1)。
1.5.5绘制高速轴、低速大齿轮和箱盖零件图各一张(建议A3)。
1.5.6编写和提交设计计算说明书(电子版和纸版)各一份。
表2电动机安装及有关尺寸主要参数
参数
输入功率
(kW)
转速
n(rpm)
输入转矩
T(Nm)
传动比
i
效率
H
电动机轴
4.1
1440
27.19
3
0.94
轴1
3.854
480
76.68
3.9
0.96
轴II
3.7
123.08
287.08
计算说明
传动装置设计
2.1传动方案
根据本课程设计要求,采用一般的单级圆柱齿轮(斜齿)传动方案,其传动简图如下:
—电删
XA
X
—觀器
图i传动装置简图
2.2电动机选择类型、功率与转速
(一)工作机的功率Pw
Pw二FV/1000=17162.00/1000二3.432kW
(二)总效率总
T-”””2
带齿轮联轴器轴承=0£5x0.97X0.99X0.9852=0.89
(三)所需电动机功率Pd
Pd二巳/总二3.432/0.82二4.1(KW)
(四)转速
卷筒工作转速为:
n卷=601000V/二D=6010002.00/C310)=123.22
取圆柱齿轮传动一级减速器传动比i齿=3~6范围。
取V带传动比i带二2~4则总传动比理论范围为:
「总=6~24。
故电动机转速的可选范为
nd=i总xnw=739.32〜2959.28r/min
则符合这一范围的同步转速有:
750、1000和1500r/min,由标准查出三种适用的电动机型号:
万案
电动机型号
额定功率
电动机转速(r/min)
同步
满载
1
Y132M2-6
5.5kw
1000
960
2
Y132S-4
5.5kw
1500
1440
3
Y160M2-8
5.5kw
720
720
表3电动机主要参数
型号
额定功率
同步转速
满载转速
堵转转矩/额定转矩
最大转矩/额定转矩
Y132S-4
5.5
1500r/min
1440r/min
2.2N•m
2.2N•m
表4电动机安装及有关尺寸主要参数
中心
高
外形尺寸
L汉(AC/2+AD汉HD
底脚安装尺
寸AB
地脚螺栓直径K
轴伸尺寸
DE
键公称尺
寸F5
132
475X(270/2+210)
X315
216X140
12
38X80
10X8
2.3确定传动装置总传动比及其分配
1)确定传动装置的总传动比由选定的电动机满载转速
n满和工作机主动轴转速
nI可得传动装置总传动比为:
I总=n满/n1=1440/123.22=11.69
2)分配各级传动装置传动比:
总传动比等于各传动比的乘积
取嘯=3(普通V带i=2〜4)
因为:
i总=i带i齿
所以:
i齿总/i带=11.69/3=3.90
2.4计算传动装置各级传动功率、转速与转矩
(一)转速n
no=n满=1440(r/min)
ni二no/i带="满/i带=940/3=313(r/min)
nii=ni/1齿=313/2.73=114.65(r/min)
nHl=nii=114.65(r/min)
(2)功率P
Po=Pd-1.68(kw)
[轴.P=P。
*1带=1.68x0.95=1.59(kw)
U轴.P2=PJ齿轮□轴承=1.59沃0.97汉0.985=1.86(kw)
卷筒轴B=P2联轴器轴承=1.860.990.985=1.8(kw)
(3)转矩T
T0=9550P0/n0=9550汉1.68/940=17.06(Nm)
[轴T^T0带i带=17.060.953=48.6(Nm)
U轴T^T|齿轮轴承i齿=48.60.970.9852.73=126.76収.m)
卷筒轴T3=9550P3/n3=95503.55/123.08=275.45
将上述数据列表如下:
轴号
功率
P/kW
N
/(r.min-1)
T/
(N.m)
i
0
0.41
1440
27.19
3
1
3.854
480
76.68
2
3.70
123.08
287.08
3.90
3
3.55
123.08
275.45
1
三、传动零件的设计计算
3.1V带传动设计
3.1.1计算功率Pc
根据工作情况,选KA=1.2贝计算功率为
PC=KAP=1.2X4.1=4.92
3.1.2带型选择
根据Pc=4.92kWn仁1440r/min,由图8.11,选用A型带
3.1.3带轮设计dd1、dd2
由表8.4,选dd1=100mm,dd2=n0/nX100=1440/480X100=300mm
3.1.4验算带速v
v=愿dd1no/(601000)二感泊1001440/(601000)介于5~25m/s之间,故合适
3.1.5确定V带的传动中心距a和基准长度Ld
0.7(d1+d2) 0.7X(100+300) 280mmsa0<1600mm 初定中心距a0=500mm则带长为 L0=2・aO+1.57(d1+d2)+(d2-d1)2/(4-a0) =2X500+1.57X(100+300)/2+(300-100)2/(4X500)=1648mm 根据L0,由表8.2,选用带的基准长度为Ld=1600mm 中心距a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1600-1648)/2=476mm 3.1.6包角及其验算: 1 a1=180°-(d2-d1)X57.3/a=180-(300-100)dX57.3/476=155.9o 3.1.7带根数z Pc z- 由式P0: P)kk确定V带根数, 查表8.5,得P0=1.32kW 由i>2.0,查表8.6,取: P°=0.17kW 查表8.7,Ka=0.938;KL=0.99 得z=4.92/((1.32+0.17)X0.938X0.99=3.55,取z=4 3.1.8预紧力计算FQ F0=500Pc/zv(2.5/Ka-1)qv2 =500X4.92X(2.5/0.938-1)/(4X7.54+0.11X7.542=142.08N 3.1.9压轴力计算FQ Fq=2zFosin— 2 =2X4X142.08sin155.90/2=1111.60N 3.1.10带轮的结构 表5带轮结构尺寸(mrh 小带轮 大带轮] 基准 基准线 基准线下 槽 槽边 最小轮 带 槽型 外径 外径 宽度 槽深 槽深 间 距 缘厚 轮 da1 da2 bd hamin hamax 距e fmin 6min : 宽B 100+2 X2.75 300+2 X2.75 11 2.75 8.7 15 9 6 A V带轮采用HT200制造,允许最大圆周速度为25m/s 图2V带大带轮结构简图 3.2齿轮传动设计 321选择齿轮类型、材料、精度及参数 (1) 1)选用斜齿圆柱齿轮传动 2)材料,小齿轮选用45号钢调质,HBS=230 3)大齿轮选用ZG310-570正火,HBS=190 4)选齿轮为8级精度(GB10095-1988 5)选小齿轮齿数z1=19,大齿: z2=i2z1=3.9X19=74.1,取z2=74 6)初选螺旋角B=120 3.2.2按齿面接触疲劳强度或齿根弯曲疲劳强度设计 T1为小齿轮传递转矩,T仁76.68N.m a为齿宽系数,轻型减速器,取a=0.3 K为载荷系数,取K=1.1 [二町为齿轮材料许用接触应力 (THlim为实验齿轮的接触疲劳极限应力 根据HBS仁230cHlim仁575N/mm2(优质碳素钢调质)根据HBS2=190cHlim2=525N/mm2(铸钢正火 查表7.5得安全系数SH=1u为齿数比u=i=3.90 则,[二H1]tHlim/SH=575N.mm2 [;十2]=;+lim/SH=525N.mm2 305211x768汉1000 计算时,以^H2]代入计算,则a"91)[(525)0.33.9 取a=142mm 2acos: 2142cos120 1974 mn3.05 z1+z219+74 取mn=3.0 修正螺旋角: =co^(mn(z1z2)/2a=160 螺旋角在80~200之间,合适 b=aa=0.3142=42.6mm取b2=45mm,b仁50mm 3.2.3按齿根弯曲疲劳强度或齿面接触疲劳强度校核 由表7.5,选SF=1.3,贝 [;「H1]=190/1.3=140MPa [二H2]=175/1.3=135MPa 3 1.6x1.1x76.68x10xcos16 F1二 =33.84_[r2] 8—1YF1=43.252・23 Yf22.85 3.2.4齿轮传动的几何尺寸计算 表6齿轮几何尺寸 名称 代号 计算公式与结果 : 法向模数 mn 3 端面模数 mt mt=mn/cosB=3.12 螺旋角 P 160 法向压力角 an 200 端面压力角 at □t=tan'(tans/cosP)常20.74 : 分度圆直径 d1、d2 d=mzd仁59.28mm,d2=230.88mm : 齿顶高 ha ha=mn=3mm 齿根高 hf hf=1.25mn=3.75mm 全齿高 h h=ha+hf=6.75mm : 顶隙 c c=hf-ha=0.75mm : 齿顶圆直径 da1、da2 da=d+2hada1=65.28mmda2=236.88mm 齿根圆直径 df1、df2 df=d-2hfdf151.78mmdf2=223.38mm : 中心距 a a=(d1+d2)/2=145.08mm 传动比 i i=z2/z1=3.9 压力角 on 200 齿数 z1、z2 1974 齿宽 b1、b2 50mm45mm 螺旋方向 小齿轮左旋,大齿右旋 四、铸造减速器箱体的主要结构尺寸 表7铸造减速器箱体主要结构尺寸计算结果 名称 代号 尺寸(mm 底座壁厚 6 8 箱盖壁厚 61 8 座上部凸缘厚度 h0 12 底座下部凸缘厚度 h1 12 轴承座连接螺栓凸缘厚度 h2 36 底座加强肋厚度 e 8 箱底加强肋厚度 e1 8 地脚螺栓直径 d 16 地脚螺栓数目 n 6 轴承座连接螺栓直径 d2 12 底座与箱盖连接螺栓直径 d3 12 轴承盖固定螺钉直径 d4 8 视孔盖固定螺钉直径 d5 6 轴承盖螺钉分布直径 D1 100130 轴承座凸缘端面直径 D2 120150 螺栓孔凸缘的配置尺寸 c1、c2、D0 222030 地脚螺栓孔凸缘的配置尺寸 c'1、c'2、D'0 252345 箱体内壁与齿顶圆的距离 A 12 箱体内壁与齿轮端面的距离 A1 1240 底座深度 H 145 底座咼度 H1 150 箱盖咼度 H2 136 外箱壁至轴承座端面距离 11 476 箱底内壁横向宽度 L1 90 其他圆角 R0r1、r2 20312 五、轴的设计 5.1高速轴设计 5.1.1选择轴的材料 选用45号钢调质处理,HBS=230 5.1.2初步估算轴的最小直径 5.1.3根据表10.2,取C=110.得 d>C(P1)1/3? ni =110X(3.854/480)1/3=22.03mm 5.1.4轴的机构设计,初定轴径及轴向尺寸 1)取带轮处轴径dmin=30mm选深沟球轴承 带宽 b1 65mm 轴承盖高度 l2 26.25 螺旋头断面至带轮断面距离 l3 15 轴承宽度 B 23 轴承盖螺栓头的高度 k 5.6 箱体内壁至轴承端面距离 △2 15.75 轴承盖凸缘厚度 t 10 箱体内壁与小齿轮端面的间隙 △1 17.75 小齿轮齿宽 B1 50 2) 轴段 名称 代号 mm 带轮轴段 直径 dmin 30 长度 b1 65 密封处轴段 轴径 ds 38 轴长 b2 53 轴承处轴段 轴承宽 B 23 轴径 db 40 轴长 b3 35 左轴肩轴段 轴径 dbs 49 轴长 b4 21.5 齿轮轴段 分度圆直径 d1 59.28 齿轮宽 b5 50 右轴肩 轴径 dbs 49 轴长 b6 21.5 轴承处轴段 轴径 d6 40 轴长 b7 35 总轴长 L 289 3)强度校核 a)绘出轴的计算简图如图所示 b)计算作用在轴上的力小齿轮受力分析 圆周力Ft1=2T1/d仁2X76680/59.28=2587.04N 径向力Fr仁Ft1tanan/cosB=2587.04Xtan20/cos16=979.55N 轴向力Fa仁Ft1tanB=2587.04Xtan16=741.82N 带传动作用在轴上的压力F=1111.60N c)计算支反力 水平面RAH=RBH=Ft1/2=1293.52N 垂直面刀MB=0 RAVX140-Fr1X70-Fa1Xd1/2-Q(91.25+70)=0RAV=1927.15N 刀F=0 RBV=RAV-Q-Fr仁2284-1049.2-1004.7=-164N d)作弯矩图 水平面弯矩 MCH=-RBX70=-1346.75X88.5=-90546.4N•mm 垂直面弯矩 MAV=-QX91.25=-111.60X91.25=--101433.5N•mm MCV1=-X(91.25+58.5)+RAVX58.5=-44345N•mmMCV2=-RBX140/2=-11480N•mm 合成弯矩 e)作转矩图 f)作计算弯矩图 当扭转剪应力为脉动循环变应力时,取系数 g)按弯扭合成应力校核轴的强度 轴的材料为45号钢,调质,HBS=230查附表B.2得拉伸强度极限cB=600MPa对称循环变应力时的许用应力[c-1]=60MPa 由计算弯矩图可见,A剖面的计算弯矩最大,该处的计算应力为 ccaA=McaAWMca/0.1da3=18.32MPav[c-1](安全) D剖轴径最小,该处的计算应力为 ccaD=McaD/V^McaD/0.1dD3=17.04MPa<[c-1](安全) 5.2低速轴设计 521选择轴的材料 选取45号钢调质处理,HBS=230 5.2.2初步估算轴的最小直径 P21/3 dxC(—)? n2=110(3.7/123.08)1/3=34.20mm 5.2.3轴的机构设计,初定轴径及轴向尺寸考虑联轴器的结构要求及轴的刚度,取装联轴器处轴径dmin=40mm 取轴承处轴径d=50mm 安装齿轮处轴径d=64mm 轴肩轴径d=64mm密圭寸处轴径d=48mm两轴承支点间的距离为L仁B2+2△1+2A2+B 式中,B2为小齿轮的齿宽,B2=45mm △1为箱体内壁与大齿轮端面的间隙,△仁10mm △2为箱体内壁至轴承端面的距离,取△2=12.5mm B为轴承宽度,初选6310型深沟球,查表H.2,得B=27mm取轴肩宽Bj=5mm代入,齿轮处轴承B2=1.2X56mm=67.2取68mmL1=140mm联轴器先选B4=80mm 带轮对称线至轴承支点的距离为 L2=B/2+l2+k+l3+B4/2=98.5mm 校核强度 h)绘出轴的计算简图如图所示 i)计算作用在轴上的力 小齿轮受力分析 圆周力d212<122-2S7SOm 径向力卜卜w、卩]IW.y•⑴门〕)dh。 丨丨屮1\'轴向力! -/;)-24S6.S3/uml6: : -7I3.09N 带传动作用在轴上的压力Q=FQ=1049.2N j)计算支反力 水平面1<1<-122: f\ 垂直面;二 RaVX140-Fr2X70+Fa2xd2/2=0 Rav=613.4N XF=0 Rbv=RAV-Fr2-613.4-941.61=-328.19N k)作弯矩图 水平面弯矩 Mch二-RrhX70二-1243.42x7O=-87039,4N'inm 垂直面弯矩 Mav=0N・mm Mevi=Ravx5&5=6134x70=42938N・mm Mevs=-Rbvx5&5=328J9x70=22973,3Nmm 合成弯矩 Ma二Mav二0N*mm Mc]Mc//2+t2=a/s7039.42+4293S2=9705426Nmm M=\M2+M2=V87039.4=
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