机械设计课设说明书

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目录

1.1设计背景......................................................

1.2设计步骤...................................................... 第2章传动装置总体设计方案...........................................

2.1传动方案......................................................

2.2该方案的优缺点................................................ 第3章选择原动机.....................................................

3.1原动机类型的选择..............................................

3.2确定传动装置的效率............................................

3.3选择原动机容量................................................

3.4确定传动装置的总传动比和分配传动比............................ 第4章计算运动和动力参数.............................................

4.1电动机输出参数................................................

4.2高速轴的参数..................................................

4.3低速轴的参数..................................................

4.4工作机的参数.................................................. 第5章普通V带设计计算............................................... 第6章减速器内部传动设计计算.........................................

6.1齿轮参数和几何尺寸总结........................................ 第7章轴的设计及校核计算.............................................

7.1高速轴设计计算................................................

7.2低速轴设计计算................................................

7.3高速轴上的轴承校核............................................

7.4低速轴上的轴承校核............................................ 第8章键联接设计计算.................................................

8.1高速轴与大带轮键连接校核......................................

8.2低速轴与大齿轮键连接校核......................................

8.3低速轴与联轴器键连接校核...................................... 第9章联轴器的选择...................................................

9.1低速轴上联轴器................................................ 第10章减速器的密封与润滑............................................

10.1减速器的密封.................................................

10.2齿轮的润滑...................................................

10.3轴承的润滑................................................... 第11章减速器附件....................................................

11.1油面指示器...................................................

11.2通气器.......................................................

11.3放油孔及放油螺塞.............................................

11.4窥视孔和视孔盖...............................................

1.5定位销........................................................

11.6启盖螺钉.....................................................

11.7螺栓及螺钉................................................... 第12章减速器箱体主要结构尺寸........................................ 第13章设计小结...................................................... 参考文献.............................................................

第1章设计任务书

1.1设计背景

一级直齿圆柱减速器;

拉力F=2300N,速度v=1.2m/s,直径D=300mm;

每天工作小时数:16小时,工作年限(寿命):10年,每年工作天数:300天;

配备有三相交流电源,电压380/220V。

1.2设计步骤

1.传动装置总体设计方案

2.原动机的选择

3.传动装置的确定

4.计算运动和动力参数

5.普通V带设计计算

6.减速器内部传动设计计算

7.轴的设计及校核计算

9.键联接设计计算

10.联轴器及其他标准件的选择

11.减速器的润滑及密封

12.减速器箱体及附件设计

第2章传动装置总体设计方案

2.1传动方案

传动方案已给定,前置外传动为普通V带传动,减速器为一级圆柱齿轮减速器。

2.2该方案的优缺点

由于V带有缓冲吸振能力,采用V带传动能减小振动带来的影响,并且该工作机属于小功

率、载荷变化不大,可以采用V带这种简单的结构,并且价格便宜,标准化程度高,大幅降低了成本。

一级圆柱齿轮减速器中齿轮相对于轴承为对称布置,因而沿齿向载荷分布均匀,相较不对称分布的减速器来讲,轴的刚性相对较小。

第3章选择原动机

3.1原动机类型的选择

按工作要求和工况条件,选用三相笼型异步电动机,电压为380V,Y型。

3.2确定传动装置的效率

查表得:

联轴器的效率:η1=0.99

滚动轴承的效率:η2=0.99

V带的效率:ηv=0.96

闭式圆柱齿轮的效率:η3=0.98

工作机的效率:ηw=0.97

3.3选择原动机容量

工作机所需功率为

电动机所需额定功率:

工作转速:

经查表按推荐的合理传动比范围,V带传动比范围为:2~4,一级圆柱齿轮传动比范围为:3~5,因此理论传动比范围为:6~20。可选择的电动机转速范围为nd=(6~20)×76.43=459--1529r/min。额定功率Pen=4kW,进行综合考虑价格、重量、传动比等因素,选定电机型号为:Y132M1-6的三相异步电动机,满载转速为n=960r/min,同步转速为

nt=1000r/min。

3.4确定传动装置的总传动比和分配传动比

(1)总传动比的计算

由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw,可以计算出传动装置总传动比为:

(2)分配传动装置传动比

取普通V带的传动比:iv=3

减速器传动比为i1=4.561

第4章计算运动和动力参数

4.1电动机输出参数

n=960r/min

4.2高速轴的参数

n1=320r/min

T1=90128N*mm

4.3低速轴的参数

ⅡⅠ

N2=70.16r/min

T2=9550000*2.93/70.16=398824N.mm

4.4工作机的参数

ⅢⅡ

n3=n2=70.16r/min

T3=9550000*2.76/70.16=375684N*mm

各轴转速、功率和转矩列于下表

第5章普通V带设计计算

(1)求计算功率Pc

查表13-9得KA=1.1,故

(2)选V带型号

根据Pc=3.465kW、n1=960r/min,选用A型。

(3)验算带速v

带速在5~30m/s范围内,合适。

(4)求V带基准长度Ld和中心距a

初步选取中心距

取,符合

由式(13-2)得带长

由表13-2,对A型带选用Ld=1750mm。再由式(13-15)计算实际中心距(5)验算小带轮的包角α1

°°

°

°

°°

合适。

(6)求V带根数z

由式(13-14)得

今n1=960r/min,d1=100,查表13-4得

由式(13-8)得传动比

查表13-6得

由α1=161.91°查表13-8得Kα=0.954,表13-2得KL=1,由此可得取4根

(7).带轮结构设计

带宽

第6章减速器内部传动设计计算

(1)选择材料及确定许用应力

小齿轮选用40MnB(调质处理),齿面硬度241~286HBS,相应的疲劳强度取均值,σHlim1=720MPa,σFE1=595MPa(表11-1)

大齿轮选用ZG35SiMn(调质),齿面硬度241~269HBS,σHlim2=615MPa,σFE2=510由表11-5,取SH=1.1,SF=1.25,则

(2)按齿面接触强度设计

设齿轮按8级精度制造。区载荷系数K=1.3(表11-3),齿宽系数φd=1(表11-6),取ZE=189.8MPa^0.5(表11-4),u=i=4.22则

齿数取Z1=27,则Z2=i×Z1=4.25×27=115。故实际传动比

模数

齿宽

取b1=65mmb2=60mm

按表4-1取m=2.5mm,实际的

则中心距

(2)验算轮齿弯曲强度

齿形系数查表

,,,

(3)齿轮的圆周速度

可知选用8级精度是合适的。

6.1齿轮参数和几何尺寸总结

第7章轴的设计及校核计算7.1高速轴设计计算

(1)已经确定的运动学和动力学参数

转速n=320r/min;功率P=3.02kW;轴所传递的转矩T=90128N?mm (2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力

由表选用40MnB调质,许用弯曲应力为[σ]=70MPa

(3)按扭转强度概略计算轴的最小直径

由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小,故取A0=112。

由于最小轴段截面上要开1个键槽,故将轴径增大5%

查表可知标准轴孔直径为25mm故取dmin=25

(4)确定各轴段的直径和长度。

图7-1高速轴示意图

1)高速轴和大带轮配合,查表选取标准轴径d12=25mm,l1长度略小于大带轮轮毂长

度L,取l1=48mm。

选用普通平键,A型键,b×h=8×7mm(GB/T1096-2003),键长L=36mm。

2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用深沟球轴承。。参照工作要求并根据d2=30mm,由轴承产品目录中选择深沟球轴承6207,其尺寸为d×D×B=35×72×17mm,故d3=d7=35mm,取挡油环的宽度为12,则l3=l78=17+12=29mm。

轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6207型轴承的定位轴肩高度h=2.5mm,因此,取d4=d6=40mm。

3)由于齿轮的直径较小,为了保证齿轮轮体的强度,应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l5=65mm,d5=72mm

4)轴承端盖厚度e=12,垫片厚度Δt=2,根据轴承端盖便于装拆,保证轴承端盖的外端面与带轮端面有一定距离K=24,螺钉C1=22mm,C2=20mm,箱座壁厚δ=8mm,则

5)取小齿轮距箱体内壁之距离Δ1=10mm。考虑箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离Δ,取Δ=10mm,挡油环宽度s1=12mm,则

至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。

7.2低速轴设计计算

(1)已经确定的运动学和动力学参数

转速n=70.16r/min;功率P=2.93kW;轴所传递的转矩T=398824N?mm

(2)轴的材料选择并确定许用弯曲应力

由表选用45钢调质,许用弯曲应力为[σ]=60MPa

(3)按扭转强度概略计算轴的最小直径

由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大,故取A0=112。

d>=37.78

由于最小轴段直径安装联轴器,其截面上要开1个键槽,故将轴径增大7%

查表可知标准轴孔直径为42mm故取dmin=42

(4)确定各轴段的长度和直径。

图7-3低速轴示意图

1)输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1,为了使所选的轴直径d1与联轴器孔径相适应,故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KA×T,查表,考虑载荷变动微小,故取KA=1.3,则:

按照联轴器转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件,查设计手册,联轴器与轴配合的毂孔长度为112mm。选用普通平键,A型,b×h=12×8mm(GBT1096-2003),键长L=90mm。

2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23=47mm,由轴承产品目录中选择深沟球轴承6210,其尺寸为d×D×B=50×90×20mm,故d34=d67=50mm。

3)取安装齿轮处的轴段的直径d45=55mm;齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位。

已知大齿轮轮毂的宽度为B=60mm,为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取l45=58mm。

齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高度h=(2~3)R,由轴径d45=55mm故取h=5mm,则轴环处的直径d56=65mm。轴环宽度b≥1.4h,取l56=8mm。

4)轴承端盖厚度e=12,垫片厚度Δt=2,根据轴承端盖便于装拆,保证轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离K=24,螺钉C1=22mm,C2=20mm,箱座壁厚δ=8mm,则

5)取大齿轮距箱体内壁之距离Δ2=12.5mm,考虑箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离Δ,取Δ=10mm,已知滚动轴承的宽度B=20mm,则

至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。

大齿轮所受的圆周力(d2为大齿轮的分度圆直径)

Ft2=2549..829N

大齿轮所受的径向力

轴承压力中心到齿轮支点距离l1=63.5mm,齿轮中点到轴承压力中心距离l2=63.5mm,轴承压力中心到第一段轴支点距离l3=128mm

计算支承反力在水平面上为

在垂直平面上为

轴承1的总支承反力为

轴承2的总支承反力为

1)画弯矩图弯矩图如图所示

在水平面上,a-a剖面右侧为

a-a剖面左侧为

在垂直平面上,a-a剖面

合成弯矩,a-a剖面左侧为

a-a剖面右侧为

2)转矩

Ta=398824N*mm

图7-4低速轴受力及弯矩图

(6)校核轴的强度

因a-a左侧弯矩大,且作用有转矩,故a-a左侧为危险剖面

其抗弯截面系数为

抗扭截面系数为

最大弯曲应力为

剪切应力为

按弯扭合成强度进行校核计算,对于单向传动的转轴,转矩按脉动循环处理,故取折合系数α=0.6,则当量应力为

查表得45钢调质处理,抗拉强度极限σB=650MPa,则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa,σca<[σ-1b],所以强度满足要求。

(6)精确校核轴的疲劳强度

1)判断危险截面

截面A、Ⅱ、Ⅲ、B只受扭矩作用,虽然键槽、轴肩及过度配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度,但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的,所以截面A、Ⅱ、Ⅲ、B均无需校核。

从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面Ⅳ和Ⅴ处过盈配合引起的应力集中最严重;从受载的情况来看,截面C上的应力最大。截面Ⅴ的应力集中的影响和截面Ⅳ相近,但截面Ⅴ

不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大,但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端),而且这里轴的直径最大,故截面C也不必校核。截面Ⅵ和Ⅶ显然更不必校核。键槽的应力集中系数比过盈配合的小,因而该轴只需校核截面Ⅳ左右两侧即可。

2)截面Ⅳ左侧

抗弯截面系数

抗扭截面系数

截面Ⅳ左侧的弯矩

截面上的扭矩

截面上的弯曲应力

截面上的扭转切应力

轴的材料为45钢调质。由表查得:

,,。

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数ασ及ατ按附表查取,由于:

经过插值后可以查得:

查图可得轴的材料的敏性系数为:

故有效应力集中系数为:

查图得尺寸系数,扭转尺寸系数。

轴按磨削加工,得表面质量系数为:

轴未经表面强化处理,即βq=1,得综合系数为:

碳钢的特性系数为:

于是,计算安全系数Sca值,则得:

故可知其安全。

3)截面右侧

抗弯截面系数

抗扭截面系数

截面Ⅳ左侧的弯矩

截面Ⅳ上的扭矩

截面上的弯曲应力

截面上的扭转切应力

过盈配合处的,,由附表用插值法求出,并取,,于是得

轴按磨削加工,得表面质量系数为:

所以轴在截面Ⅳ右侧的安全系数为:

故该轴在截面Ⅳ右侧的强度也是足够的。

7.2低速轴上的轴承校核

由于不存在轴向载荷

轴承基本额定动载荷Cr=35kN,轴承采用正装。

要求寿命为Lh=48000h。

由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力,则可以计算得到合成支反力:

查表得X1=1,Y1=0,X2=1,Y2=0

查表可知ft=1,fp=1.2

取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式

由此可知该轴承的工作寿命足够。

第8章键联接设计计算

8.1高速轴与大带轮键连接校核

选用A型键,查表得b×h=8mm×7mm(GB/T1096-2003),键长36mm。键的工作长度l=L-b=28mm

大带轮材料为铸铁,可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=60MPa。

键连接工作面的挤压应力

8.2低速轴与大齿轮键连接校核

选用A型键,查表得b×h=16mm×10mm(GB/T1096-2003),键长45mm。键的工作长度l=L-b=29mm

大齿轮材料为ZG35SiMn,可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。

键连接工作面的挤压应力

8.3低速轴与联轴器键连接校核

选用A型键,查表得b×h=12mm×8mm(GB/T1096-2003),键长90mm。键的工作长度l=L-b=78mm

联轴器材料为45,可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。

键连接工作面的挤压应力

第9章联轴器及其他标准件的选择

9.1低速轴上联轴器

(1)计算载荷

由表查得载荷系数K=1.3

计算转矩Tc=K×T=476.5N?m

选择联轴器的型号

(2)选择联轴器的型号

轴伸出端安装的联轴器初选为LX3弹性柱销联轴器(GB/T4323-2002),公称转矩Tn=1250N?m,许用转速[n]=4700r/min,Y型轴孔,主动端孔直径d=42mm,轴孔长度L1=112mm。从动端孔直径d=42mm,轴孔长度L1=112mm。

Tc=476.5N?m

n=76.34r/min<[n]=4700r/min

第10章减速器的密封与润滑

10.1减速器的密封(参考课本)

为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作,在构成箱体的各零件间,如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间,需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面,常用密封胶、耐油橡胶垫圈等;对于旋转零件如外伸轴的密封,则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小,故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间V<3m/s,输出轴与轴承盖间也为V<3m/s,故均采用半粗羊毛毡封油圈。

10.2齿轮的润滑(参考课本及设计手册)

闭式齿轮传动,根据齿轮的圆周速度大小选择润滑方式。圆周速度v≤12-15m/s时,常选择将大齿轮浸入油池的浸油润滑。采用浸油润滑。对于圆柱齿轮而言,齿轮浸入油池深度至少为1-2个齿高,但浸油深度不得大于分度圆半径的1/3到1/6。为避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起,造成齿面磨损,大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30-50mm。根据以上要求,减速箱使用前须加注润滑油,使油面高度达到33-71mm。从而选择全损耗系统用油(GB443-1989);,牌号为L-AN10。

10.3轴承的润滑(参考课本及设计手册)

滚动轴承的润滑剂可以是脂润滑、润滑油或固体润滑剂。选择何种润滑方式可以根据齿轮圆周速度判断。由于V齿≤2m/s,所以均选择脂润滑。采用脂润滑轴承的时候,为避免稀油稀释油脂,需用挡油环将轴承与箱体内部隔开,且轴承与箱体内壁需保持一定的距离。在本箱体设计中滚动轴承距箱体内壁距离故选用通用锂基润滑脂(GB/T7324-1987),它适用于宽温度范围内各种机械设备的润滑,选用牌号为ZL-1的润滑脂。

第11章减速器箱体及附件设计(见综合课程设计书)

11.1油面指示器

用来指示箱内油面的高度,油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出。

11.2通气器

由于减速器运转时,机体内温度升高,气压增大,为便于排气,在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器,以便达到体内为压力平衡。

11.3放油孔及放油螺塞

为排放减速器箱体内污油和便于清洗箱体内部,在箱座油池的最低处设置放油孔,箱体内底面做成斜面,向放油孔方向倾斜1°~2°,使油易于流出。

11.4窥视孔和视孔盖(参考老版综合课程设计书)

在机盖顶部开有窥视孔,能看到传动零件齿合区的位置,并有足够的空间,以便于能伸入进行操作,窥视孔有盖板,机体上开窥视孔与凸缘一块,有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封,盖板用铸铁制成。

A1=130,A2=115,B1=90,B2=75

h=5mm

d4=7mm

R=5mm

B=60mm

11.5定位销

采用销GB/T117-2000,对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体,为保证其各部分在加工及装配时能够保持精确位置,特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度。

11.6启盖螺钉

由于装配减速器时在箱体剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封胶,因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖,旋动启箱螺钉可将箱盖顶起。

11.7螺栓及螺钉

用作安装连接用。

第12章减速器箱体及附件设计

箱体是减速器中所有零件的基座,是支承和固定轴系部件、保证传动零件正确相对位置并承受作用在减速器上载荷的重要零件。箱体一般还兼作润滑油的油箱。机体结构尺寸,主要根据地脚螺栓的尺寸,再通过地板固定,而地脚螺尺寸又要根据两齿轮的中心距a来确定。设计减速器的具体结构尺寸如下表:

本文来源:https://www.bwwdw.com/article/f04e.html

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