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课程设计总体设计
学校代码10006
学号
分类号
密级
北京航咳航夭大爭
BEIHANGUNIVERSITY
机械设计综合课程设计
二级圆锥一圆柱齿轮减速器
学
院机械工程及自动化学院
专
业
名
称
学
生
姓
名
指
导
教
师
前言
机械设计综合课程设计是针对机械设计系列课程的要求,由原机械原理课程设计和机械设计课程设计综合而成的一门设计实践性课程;是继机械原理和机械设计课程后,理论与实践紧密结合,培养工科学生机械工程设计能力的课程。
此设计旨在培养学生综合运用所学的理论只是和实践技能,树立正确的设计思想,掌握机械设计的一般方法与规律,提高机械设计的能力;
通过设计实践,熟悉设计过程,学会准确使用资料、设计计算、分析设计结果及绘制图样,在机械设计基本技能的运用上得到训练。
为学生提供一个较为充分的设计空间,使其在巩固所学只是的同时,强化创新意识,领会设计内涵,提高发现问题,分析问题和解决问题的能力。
设计任务书4
设计要求4
原始技术数据4
总体方案设计5
主要零部件的设计计算10
设计任务书
设计要求
1、设计用于带式运输机的传动装置。
2、连续单向运转,载荷较为平稳,空载起动,运输带允许误差为5%。
3、使用期限为10年,小批量生产,两班制工作。
原始技术数据
二级圆锥-圆柱齿轮减速器
运输机工作拉力
2100F/N
运输带工作速度
1.8m/s
卷简直径
290mm
总体方案设计
项目一内容
设计计算依据和过程
计算结果
项目一一内容
设计依据与过程
计算结果
1、拟定执行机构和传动部
分的方案
2、原动机的选择
(1)选择电动机类型
(2)选择电动机容最
电动机所需功率
工作机所需功率
传动装置总效率
选定电动机功率
(3)确定电动机转速
滚简轴工作转速
载荷平稳,空载起动,连续单向运转,
无特殊要求
Pa=—
“Fv
P_
w1000
(传动滚筒效率"1=096:
滚动轴承效率弘=099:
圆柱齿轮传动效率“3=097:
圆锥齿轮传动效率“4=096:
联轴器效率〃5=099)
即
“=0.96x0.99°x0.97x0.96x0.992
=0.842
Fv2100x1.8
p,===4.49kw
1000〃1000x0.842
戦荷平稳
Rd>Pd且不要求太大
由第六章,Y系列电动机技术数据
选用Ped=5.5kw较为合理
60xl000v
几一/TD
=60x1000x1.8=il854r/n.n
250龙
选用圆锥.圆柱齿轮减速器
选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机,电源电压380V
选用Ped=5.5kw的电动
机
4、运动利动力参数计算
(1)电动机轴
设小锥齿轮直径为d,则三种方案对应的大锥齿轮直径分别为405d、3486d、3d;而人锥齿轮不宜加工,尺寸不宜过大,故而选择方案3较为合理。
匕=匕=4.49kw
no=1^=1440r/mill
449
T=9550x-—=29.78N・m
总传动比几=1215高速级传动比.=3
低速级传动比切=405
1440
项目一内容
设计计算依据和过程
计算结果
(2)
高速轴
耳==4.49x0.99=4.445lkw片=iig=1440r/niin
449
T-9550x-29.48N・m
1440
(3)
中间轴
p2=耳7?
=R吃乐
=4.445x0.99x0.96
=4.225kw
n.1440,.
=—==480r/nun
~订3
4225
I;-9550x亠’-84.06N・m
〜480
(4)
低速轴
卩3=P:
2〃23=卩2弘〃3
=4.225x0.99x0.97
=4.075kw
n.480.
n,=—==1185r/nun
3i234.05
4.075
I;-9550x-327Nin
—1183
P4=盹=臥〃5
(5)
滚筒轴
=4.057x0.99x0.99
=3.976kw
n4=—=118.5r/niin
T-9550x3,976-320.4N-in1185
PPP
r=弘T
(6)矩
输出功率及输岀转
运动及动力参数运算结果汇总
轴名
功率P/kw
转矩T/N*m
转速nfr/min)
传动比
1
效率
n
输入
输出
输入
输出
电动机轴
4.49
2978
1440
1
099
高速轴
44451
4.40
2948
2919
1440
3
095
中间轴
4225
4.182
84.06
83.22
480
449
096
低速轴
4057
4016
327
332.73
1185
1
098
滚筒轴
3976
3936
3204
3172
1185
主要零部件的设计计算
齿轮的计算
1、高速级传动齿轮
一一锥齿轮的设计
1)设计参数
Pi=4.4451KW;ni=1440r/min
2)选材、热处理、精度选择
Tx二9550*R/m二29.5N・mii=3
小锥齿轮40Cr调质处理硬度
260HB
大锥齿轮45号钢调质处理硬度
240HB
HHm
=710MPa
=64・8mm
初取d1=65mm
确定基本参数
校核圆周速度v和精度等级
4nti=d]*(l—0.5屮J=54mm
Vm—ITdmtin=4.0*m/s
确定模数
初取小锥齿轮齿数Zi=23大锥齿轮齿数Z2=ZX*i=69因齿数互质,所以Z2二68m=d1/Z1=2.83mm
取标准值m=3mm
确定齿数Zi=di/m=21.666,
Zi取为22
则Z2=iZx=66
Z2与Zi互质,所以取为65.校核传动比误差为
2.954-3
3~~
二一0・015
满足要求
62二tan"1u=71.301°
5x=18.699°
当最齿数
Zvi二Z]/cos61二23
Zy2=Z2/cos62=203
接触疲劳强度的校孩
QH=
Z%ZeJ©%KHq
4・7kT丄
d3uipR*U(1-0.5屮r)2
计算齿面接触应力
a■■
Zh=2.42
Ze二189.SVMP^
重合度系数
a=arccos3^=arcos(号cos20°)=30.65°aldai65+2<3
a=arccos^=arcos(cos20°)=24.26°
a2da2195+2*3
z——[Zi(tana—tana)+
a2n1\al)
计算许用接触应力
aHp
Z2(tana边—tana')]
=^-[23(taii30.65°-tan203')+202(tan24.26°-tan20°)]
=3.624
£
Ze=飞丄二0.35
Ka二1.0
Kv=l.15
齿间载荷分配系数
FT=2T/d=901.5N竿J13.86<100N/mm,b
Kh厂p8.16
€
齿向载荷分布系数
Khb=2.35
aH=
昭ZeJkaK耶K肌&叶胃二%)2
=648.5MPa
—ZntZlZvZrZwZxO出讪
接触寿命系数06,Zw2=l・17总工作时间为
t=10*300*16=48000h
应力循环次数为
NL1=60*1440*48000=l.38*109
NL2=Nl1/i2=3.38*1(/
齿面工作硬化系数为
ryry ZwiZw21•乙1700=1・14 接触强度尺寸査表可得 Zxi二Zx2=l・0 润滑油膜影响系数为 Zl=Zv=Zr二1 接触最小安全系数取1.05,许用接触应力为aun=710*1.06*1.14/1.05=817MPa Hr1 弯曲疲劳强度校核 齿根弯曲应力 计算许用弯曲应力 aUD=580*1.17*1.14/1.05=736MPaHrL 验算 ah=648.5MPa<736MPa,则齿轮尺寸无须调整 d]二mZ]二66mmd2=mZ2=195mma=130.5mmb=22mm (Tf=KaKvKfpKFqKvgJ-YFaYSaYaYp陷二1.0 Kv=l.15齿向载荷分布系数 KFa二1/\=1/0.457=2.2 \=0.25+^=0.457 Eeav Kfp=1.38 VFax=2.64\a广1.58; YPa2=2-3Ysa2=1.88; £=0.457 螺旋角系数为1则 (TF二KaKvKfpKFaKv暑YFaYsdaYpac=90.8MPa Fl %=。 二;豐=94.18皿 b叫广300MPaaHim严270MPa (取S=1.25) i—0.89,Yj^p2=°・93^ST1=YsT2=2«ERL=Yh二1 各项参数的确定 齿轮参数 选材和热处理 初步估算直径 参数的初步计算 a YstYm^erlYh坎=427MPa °印2=401MPa 故所设计满足要求 直径di二Zi*m二66mmd2=Z: *m=195mm 名称 符号 小锥齿轮 大锥齿轮 锥角 5 18.699 71.301° 分度圆直径 d 66nm 195mm 锥距 R 103mm 量数 当齿 Zr 22 203 齿宽 E 34 34 锥距R=4*守芮/2=103mm 齿宽B=R*(pR=34tnm P2=4.225KWn2=m/i2i=480r7min T2=9550P2/n2二84.0N・m i=12.15/2.9545=4.11 小齿轮40Cr调质处理硬度260HB 大齿轮45号钢调质处理硬度 240HB HBm =710MPa ct曲1二0.9*710MPa二639MPa aUK=580MPa Hhm a=0.9*580MPa=522MPaHp1 选取8级精度 初取P=12° Ad=756K=l.4,转矩T=84Nm 计算许用接触应力 取齿宽系数屮d=1.2,初步计算许用应力 a4=522MPa Hp 十匚心[皿844.11+1^ -G56*JS22^1.24.11)mm=57.8mm 初取di=64mm 校核圆周速度V和精度等级 Vm£—11dmtjfi=l.57m/s査表可知8级精度满足要求。 初取小齿轮齿数Zx=25 大锥齿轮齿数Z2=Zi*i=102.75因齿数互质,所以Z2=103nit=d1/Z1=2.56mmmn=2.5mm 确定螺旋角P二arccos罟二12.43° 小齿轮直径为 di=mtZi=64mm大齿轮直径为d2=11^72=263.68mm初步齿宽 b=ipdd£=76.8mm»圆整为80mm 齿数未做圆整,传动比不变。 zcZeJka%KHqKv竽黒 Hp Zh=2.43 Ze二189.8VMP^ 重合度系数由端面重合度和纵向重合度确定 a二arctan(竺A)二20.44° tCOSB dkt/64*cos20・44°\c2 a=arccos-7~=arcos=29・64 atldai64+2*2.5 a边一叱曲心arcos(263.68+2*25)—23.132 Z2(tana&一tana「1] cosPb=cosPcosaJcosa上二0・98 KHa=KFa=ca/cos: =1.675/0.982=l.74 Lb 齿向载荷分布系数 Khp=1-65 _ZntZlZvZrZwZx(J用亦 呦Shiini 接触寿命系数i=l.06,Zm2=1・1;总工作时间为 t=10*300*16=48000h 应力循环次数为 NL1=60*480*48000=1.38*109 接触应力的计算 NL2=Nl1/i2=3.38*108 齿面工作硬化系数为 ryrj、cHB—130qq人 ZwiZw21.2—1700=114接触强度尺寸査表可得 Zxi=Zx2=l.°润滑油膜影响系数为 Zl=Zv=Zr=1 接触最小安全系数取1.05,许用接触应力为 ctun=710*1.06*1.14/1.05=817MPa Hr1 aHP2=580*l.17*1.14/1.05=736MPa 验算 ctu=473.5MPa<736MPa,则齿轮尺寸无须调整 cii=mZx=64mnid2=mZ2=263.68mma=163.84mm圆整取a=165mmb=22mm 由公式a=(Z1+Z2)mn2cosp可得精确的螺旋角P为14°8’28"合理 端面模数为 nit^ijj/cosP=2.57812mm小齿轮直径 d1=nitZ1=64.453mm 大齿轮直径 d2=nitZ2=265.546mm齿宽b b二80mm,b】二85mm,b2=80mm小齿轮当量齿数 Zvl=Z1/coSp=28Zy2=Z2/cos;=113 (TF=KAKvKFpKFaKvA-YpaYsa^Yp Ka=1.0Kv=l.15 KFa=1.74(同接触疲劳强度) 齿向载荷分布系数 b/h=14.2査得 KFp=1.78 £=0.25弹 齿根弯曲应力 eeav =0.25+ £a/cosj pb =0.68 Yfo1=2.461°,=1.65; YFa2=2.18Ysa2=1.81; 螺旋角系数为总=0.87 许用弯曲应力 则 (Tf=KaKvKfpKFa^YFa^aYeYp =112.5MPa 计算同锥齿轮的计算 a.=401MPabp/ 故所设计满足要求 直径di=64.453mmd2=Z2*m=265.546mm ②齿宽,小齿轮比大齿轮稍宽, b]二85mm•b? =80mm 轴的计算 高速轴的计算 1)选择材料和热处理 2)按扭转强度计算轴径 3)初步设计轴的结构 4)轴的空间受力分析 根据轴的使用条件,选择45桝《,正火,硬度HB=170~217查表C=112,则 [p~I44451 d^C3-=ll23—^=163mm VnV1440 根据联轴器尺扌,选取轴径d=30mm,轴孔长度L=60mm初步选中圆锥滚子轴承,30207,轴承尺寸为外径 D=72mm,宽度B=1825mm 该轴所受外载荷为转矩和锥齿轮匕的作用力,受力分析 如下: 输入轴转矩为 P 1;=9^5x106x- n A4.4451=9.55xlO6xNnun 1440 =2.95xlO4Nunn 锥齿轮的圆周力 锥齿轮的径向力 Frl=893*tan20°*cosl87°=308N 轴向力 Fal=893*tan20°*sinl87°=104N 垂直面支反力及弯矩计算如卜•: Fav+Fgv=Fti 5)计算轴承支点的支反力,绘制水平面和垂直而弯矩 FAVxll5=Ftlxl60 解得 F鹉=1242N(向上) FBV=349N([^F) Myg=40135Nnmi Fbv 水平面支反力及弯矩计算如卞 3O8x16O-1O4x33=4oon 115 104x33-308x45=92N 115 Fbh Frl 6)计算合成弯矩 7)计算转矩 8)计算当最弯矩 =5/40135'+10580】 =41506N•mm T=2.95xlO4N•mm 9)按弯扭合成应力校核轴的强度 高速轴轴承的计算 1)寿命计算 a)轴承内部轴向力 b)轴承轴向载荷 c)当量动载荷 转矩按脉动循环考虑,取 a=查表町得珥=6J0MPa,[(7lb]=55MPa, [<70b]=95MPa»则01=55/95=0.58 +(ofT)~=47196N■mm 危险截面B处的弯曲应力 %_「-0.1;戶1阿<[%],安全 该轴承的基本额定动我荷C=542KN,极限转速为5300r/min: 接触角a=153°,e=037 Y=16 F产jjF訂略=J3O82+1242、4oon(_) 512Y2Y2x1.6 F,JF爲+F: J3492+922 F」一边一VBVBH-U3N(_) 2Y2Y2x1.6 Fa=104N(-) 则左边轴承受压,右边轴承放松。 Fal=400+104=504N F,=113N I>=4(X1Frl+XFal) F$04 =0.393>e,故X=0.4,Y=l6: Frl1280 Pi=1318N F113 —==0.313 E? 361 d)轴承寿命 2)极限转速计算 中间轴的计算 1)选择材料和热处理 2)按扭转强度计算轴径 初步设计轴的结构 P>=©X? 耳p=361N p=p1=1318N 106C.106,54200、% L一()3h一()/3h-2778214h 60x11P60x14401318 故该轴承满足使用寿命要求 P/C=l318/54200=0.0243,取^=1 载荷角 cF.104 p-arctan—=arctan=45 Fr1318 取fR n=8500>1440,故极限转速也满足要求。 根据轴的使用条件,选择45#1训,正火,硬度HB=170~217 査表C=112,则 d>C^-=112^^5=231mm 选取轴径d=45mm 初步选中角接触轴承,30209,轴承尺寸为外径D=85mm, 宽度B=20.75mm. 该轴所受外载荷为转矩和傩齿轮上的作用力,受力分析如下: 3)轴的空间受力分析 输入轴转矩为 P 1;=955x1()6x_ As =9.55xlO6x—~Nmm 480 =8.4xlO4Nnnn 斜齿岡柱齿轮的圆周力 斜齿圆柱齿轮的径向力 F.=843*tan20°/cosl4.141°=316N a■ 轴向力 F>? =843*tan20°/sinl4141°=1256N A— 人圆锥齿轮的圆周力 锥齿轮的径向力 Frl=893*tan20°水sinl8.7°=104N 轴向力 Fal=893*tan20°水cosl87°=308N 4)计算轴承支点的支反力,绘制水平面利垂直面弯矩 Fr+F“=Ftl4Tt2 Fjyx216=耳ixl48+Ft2x68解得 耳v=877N(! ) F2V=859N(l) M^,A=59636Nmin 水平面支反力及弯矩计算如下 「104x148+316x68-1256x32+308x973 216 F】h= =123.6N -104x68+316x148+1256x32-308x97.5 216 Fa2 =296.3N Fal 1Frl Flh 5)计算合成弯矩 =V584122+201482 6)计算转矩 7)计算当量弯矩 8)按弯扭合成应力校核轴的强度 中间轴轴承的计算 1)寿命计算 a轴承内部轴向力 b轴承轴向载荷 c当量动载荷 =61789•mm T=8.4x104N・mm 转矩按脉动循环考虑,取 a—[查表可得珥=6JOMPa,0_ib]=55MPa, 0ob1 [如=95MPa,则a=55/95=0.58 +(e/T)~=78686N•mm 危险截面E处的弯曲应力 M.M.「i、人 W_0.1d3安全 该轴承的基本额定动载荷C=678KN,极限转速为4500r/min;接触角a=186〉,e=04 Y=15 Fi7877? +123.6? F】_打_¥1H-N-295N(_) 2Y2Y2x1.5 F.=F_届+瑞*82+296=302N(T_2Y2Y2x1.5 Fa=1256-308=948N(f) 则右边轴承受压,左边轴承放松。 F.=948+259=1207N ■£ Fal=259N I>=^(X1Frl+XFal) F,259 —=——=0.292 F“885 d轴承卷命 2)极限转速计算 耳=885N R=^(X2Fl2+YFa2) F^=1207=133>e^故x=040,Y=15: Fr2906 P,=2173N ■ p=PW173N 106C.IO667800I%t K=(—)h=()/3h=332027h 60xnP60x4802173 故该轴承满足使用寿命要求 n=$% P/C=2173/67800=0032,取fi=l載荷角 取&=0.85 n=8500*085=7225>480,故极限转速也满足要求。 该轴所受外载荷为转矩和傩齿轮上的作用力,受力分析如下: 输入轴转矩为 P 1;=9^5x106x- =9.55x106x学N11U11 118 =3.28xlO5Nnmi 斜齿圆柱齿轮的圆周力 斜齿圆柱齿轮的径向力 F^=2466*tan20°/
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