機械設計基礎課程設計A(帶式運輸機傳動裝置).doc
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課 程 設 計 課程名稱 機械設計基礎課程設計A 題目名稱 帶式運輸機傳動裝置 學生學院___材能學院_______ 專業(yè)班級_11級材加2班 學 號 3111006xxx 學生姓名 xxx 指導教師___xxx___________ 2013年7月 05日 機械設計課程設計計算說明書 1、緒論………………………………………………………2 2、傳動方案的擬定和說明…………………………………4 3、電動機的選擇……………………………………………4 4、計算總傳動比及分配各級的傳動比……………………5 5、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算………………………………5 6、傳動零件的設計計算……………………………………6 7、箱體尺寸的選擇…………………………………………10 8、軸的設計計算……………………………………………11 9、滾動軸承的選擇及校核計算……………………………16 10、鍵聯(lián)接的選擇及計算……………………………………18 11 、聯(lián)軸器的選擇…………………………………………18 12、潤滑與密封………………………………………………19 13、減速器附件……………………………………………19 14、其他技術(shù)說明……………………………………………19 15、設計總結(jié)及心得體會……………………………………20 16、參考資料目錄……………………………………………21 廣東工業(yè)大學課程設計任務書 題目名稱 帶式運輸機傳動裝置 學生學院 材能學院 專業(yè)班級 11級材加2班 姓 名 xxx 學 號 3111006xxx 組 號 48 一、課程設計的內(nèi)容 設計一帶式運輸機傳動裝置（見 圖1）。設計內(nèi)容應包括：兩級傳動裝置的總體設計；傳動零件、軸、軸承、聯(lián)軸器等的設計計算和選擇；減速器裝配圖和零件工作圖設計；設計計算說明書的編寫。 圖2為參考傳動方案。 圖1 帶式運輸機傳動裝置 圖2 參考傳動方案 二、課程設計的要求與數(shù)據(jù) 已知條件： （1）運輸帶工作拉力：F = 2.8kN； （2）運輸帶工作速度：v = 2.2m/s； （3）卷筒直徑： D = 360 mm； （4）使用壽命： 8年； （5）工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)； （6）制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量； （7）工作環(huán)境：室內(nèi)，輕度污染環(huán)境； （8）邊界連接條件：原動機采用一般工業(yè)用電動機，傳動裝置與工作機分別在不同底座上，用彈性聯(lián)軸器連接。 三、課程設計應完成的工作 （小組成員A：1．減速器裝配圖1張（1號圖紙）； 2．輸出軸上齒輪零件圖1張（3號圖紙）； 3．設計說明書 1份。 小組成員B：1．上箱體零件圖1張（1號圖紙）； 2．輸入軸零件圖1張（3號圖紙）； 3．設計說明書 1份。 小組成員C：1．下箱體零件圖1張（1號圖紙）； 2．輸出軸零件圖1張（3號圖紙）； 3．設計說明書 1份。 四、課程設計進程安排 序號 設計各階段內(nèi)容 地點 起止日期 1 設計準備: 明確設計任務；準備設計資料和繪圖用具 傳動裝置的總體設計: 擬定傳動方案；選擇電動機； 計算傳動裝置運動和動力參數(shù) 第1 天 2 傳動零件設計計算: 帶傳動、齒輪傳動主要參數(shù)的設計計算 第2 天 3 減速器裝配草圖設計: 初繪減速器裝配草圖；軸系部件的結(jié)構(gòu)設計；軸、軸承、鍵聯(lián)接等的強度計算;減速器箱體及附件的設計 第3~5 天 4 減速器裝配圖設計 第5~7 天 5 零件工作圖設計 第8 天 6 整理和編寫設計計算說明書 第9 天 7 課程設計答辯 第10 天 五、應收集的資料及主要參考文獻 （1）濮良貴、紀名剛主編. 機械設計[M]. 北京：高等教育出版社，2006年5月第8版 （2）林怡青、謝宋良、王文濤編著. 機械設計基礎課程設計指導書[M]. 北京：清華大學出版社，2008年11月第1版 （3）機械制圖、機械設計手冊等。 發(fā)出任務書日期：2013年 06月 24 日 指導教師簽名： 計劃完成日期： 2013年 07 月05 日 基層教學單位責任人簽章： 主管院長簽章： 計算過程及計算說明 2 傳動方案擬定和說明 2.1設計單級圓柱齒輪減速器 2.1.1 已知條件：滾筒圓周力F=2800N；帶速V=2.2m/s； 滾筒直徑D=360mm。 2.1.2 工作條件：使用年限8年，工作為兩班工作制，載荷較平穩(wěn)。 2.1.3 設想傳動簡圖，如下： 3 電動機選擇 3.1 電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機 3.2 電動機功率選擇： 3.2.1 傳動裝置的總效率： η總=η帶η2軸承η齒輪η聯(lián)軸器η滾筒η滑動軸承 =0.900.9920.970.990.950.90=0.724 3.2.2 卷筒工作功率：P卷筒=FV/1000 =（28002.2）/1000=6.16KW 3.2.3 電機所需的工作功率：P電機= P卷筒/η總 =6.16/0.724=8.51KW 3.2.4 確定電動機轉(zhuǎn)速： 計算滾筒工作轉(zhuǎn)速： n筒=601000V/πD=6010002.2/（π360）=116.8r/min 取V帶傳動比i1′=2～4，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍i2′=3～6。則總傳動比理時范圍為ia′=6～24。i取小于等于15，根據(jù)幾個常用電機的同步轉(zhuǎn)速有750、1000、和1500、3000r/min。 初步選取n=1500r/min進行計算。 3.2.5確定電動機型號 根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定電動機型號為Y160M-4。 其主要性能：額定功率：11KW，滿載轉(zhuǎn)速1460r/min。 4 計算總傳動比和分配各級的傳動比 4.1 總傳動比：i總=n電動/n筒=1460/116.8=12.5 4.2 分配各級傳動比 取V帶傳動的傳動比i帶=3 則單級圓柱齒輪減速器的傳動比為： i齒輪= i總/ i帶=12.5/3=4.17 5 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 5.1 各軸轉(zhuǎn)速 電動機軸為1軸，減速器高速軸為2軸，低速軸為3軸，各軸轉(zhuǎn)速為： n1=n電機=14600r/min n2=n1/i帶=1460/3=486.7(r/min) n3=n2/i齒輪=486.7/4.17=116.7(r/min) 5.2 計算各軸的功率 按電動機所需功率P計算各軸輸入功率，即 P1=P電機=8.51KW P2=P1η帶=8.510.90=7.66KW P3=P2η軸承η齒輪=7.7660.990.97＝7.35KW 5.3各軸扭矩 T1=9.55103P1/n1 =9.551038.51/1460=55.67Nm T2=9.55103P2/n2 =9.551037.66/486.7=150.3Nm T3=9.55103P3/n3 =9.551037.35/116.7=601.5Nm 以上計算結(jié)果整理后列于下表： 軸號 軸1 軸2 軸3 轉(zhuǎn)速(r/min) 1460 486.7 116.7 功率（kw） 8.51 7.66 7.53 轉(zhuǎn)矩（Nm） 55.67 150.3 601.5 傳動比 3 4.17 6傳動零件的設計計算 （此部分計算所查表、圖全來自《機械設計基礎》課本） 6.1 皮帶輪傳動的設計計算 已知：n1=1460 r/min P1=8.51KW 工作16小時 6.1.1 求計算功率 Pca 查表8-7得kA=1.2，故Pca=KAP=1.28.51=10.21KW 6.1.2 選V帶型號（普通V帶） 據(jù)Pca=10.21KW，n1=1460r/min，由圖8-10查出選用B型。 6.1.3 求大、小帶輪基準直徑d2、d1 現(xiàn)取d1=132mm,由式（8-15a）得 d2＝i帶d1 =3x132=396mm 由表8-8取d2=400mm 6.1.4 驗算帶速V V=πd1n1/(60100)=π1321460/(601000)=10.8m/s 在53０m/s范圍內(nèi)，故帶速合適。 6.1.5 帶基準長度Ld和中心距a a0 =0.7（d1+ d2）～2（d1+ d2）=356至468mm 取a0 =400mm 由式（8-22）得帶長 Lo =2ao +π（d1+d2）/2 +（d1-d2）2/4ao=2515mm 由表8-2選帶的基準長度為L0=2500mm a≈a0+(Ld- L0) /2 =400+（2500-2515）/2=393mm 6.1.6 驗算小帶輪包角 а1 =180o-（d1-d2）/ a57.3o =142>90度，合適 6.1.7 求確定V帶根數(shù)z 由式（8－26）得z＝ 今n1＝1460r/min d=132mm，查表8-4a得P0=2.82kw 查表8-4b得△P0=0.46KW，查表8-5得ka=0.91 查表8－2得＝1.03，由此可得 z＝3.33 取4根 6.1.8求作用再帶輪軸上的壓力 由表8-3得q＝0.18kg/m,故由式子得單根V帶的初拉力 F0=500Pca/（zv）（2.5/-1）+qv2 =[50010.21/（410.8X0.91）(2.5-0.91)+0.1810.82]N =227N 作用在軸承的壓力 FQ=2zF0sin（α1/2）=24227sin（1420/2）N=1717N 6.2 齒輪傳動的設計計算 已知:單向傳動，輕微沖擊 P=7.66KW i=4.17 n1=486.7r/min 6.2.1 選擇齒輪材料及確定需用應力 設計成結(jié)構(gòu)緊湊故采用軟齒面的組合： 小齒輪用40Cr(調(diào)質(zhì))，齒面硬度為280HBS；大齒輪用45鋼(調(diào)質(zhì))，齒面硬度為240HBS 6.2.2按齒面接觸強度設計計算 齒輪按8級精度制造。 小齒輪上的轉(zhuǎn)矩T1=150300Nmm 初設螺旋角為β＝140 齒數(shù) 取Z1=24， Z2= Z1i=244.17=100.08 實際傳動比為i=101/24=4.2 計算公式： d1t≥[2k T1 /εφd(u1)/u(ZE ZH /[σH])2] 1/3 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 試選K=1.6 選取區(qū)域系數(shù)ZH 為2.433 ε等于0.78+0.90=1.68 選取齒寬系數(shù)φd =1.0 查得材料的彈性影響系數(shù)ZE =189.8 [σH]=（[σH1]+ [σH2]）/2=（570+550）/2=560MPa 計算 小齒輪分度圓直徑：d1t ≥[21.6150300/(11.68)[(4.2+1)/4.2](2.433 189.8 /560)2] 1/3 =62.2mm 圓周速度：v=πx d1t n/（60x1000）=1.59m/s 齒寬b和模數(shù)mnt： b=φd d1t =1.0x62.2=62.2mm mnt = d1tcosβ/ Z1=62.2Xcos140/24=2.51mm； h=2.25 mnt=2.252.51=5.65mm； b/h=62.2/5.65=11 縱向重合度為1.903；載荷系數(shù)k=2.21 d1 = d1t x（k/ kt）1/3 =69.3mm； mn = d1tcosβ/ Z1=69.3Xcos140/24=2.80mm 6.2.3按齒根彎曲強度設計計算 齒形系數(shù)ZV1=24/COS3140=26.27 ZV2=101/COS3140=110.56 查表得 YFa1=2.59 YFa2= 2.17 查表得 YSa1=1.59 YSa2=1.80 因YFa2YSa2/[σF2]=2.171.80/238.86=0.0164＞YFa1YSa1/[σF1]=2.591.59/ 303.51=0.0136 故應對大齒輪進行彎曲強度計算 齒輪分度圓直徑: mn≥[2k T1 Ycos2 β/φdZ1 2 ε(YFa YSa /[σF])] 1/3 ＝2.06mm 6.2.4 幾何尺寸計算 對比上述結(jié)果，取m=2.5，同時取d1 =69.3mm來計算應有的齒數(shù)，z= d1 cos B/m=26.9，取z1 =27，則z2 =4.2x27=113 ,z2取113，中心距 a= mn（ Z2+ Z1 ）/2cosβ=2.5（27+113）/2cos140 =180.4 mm 取a=181mm 確定螺旋角：β =arccos mn（ Z2+Z1 ）/2a = 14.790 齒輪分度圓直徑d1= mnZ1/ cosβ=2.527/cos14.790＝70mm d2= mnZ2/ cosβ=2.5113/cos14.790＝292mm 齒寬b=φdd1=1.070=70mm 取b2=70mm，b1=75mm 據(jù)以上所求，可得出大小齒輪的各參數(shù)，匯總列表如下，方便以后計算查閱。單位：mm 項目 d da df 小齒輪 70 72 68 大齒輪 292 294 290 7 箱體尺寸的選擇 箱體為鑄鐵減速器箱體，結(jié)構(gòu)尺寸按課程設計書P21表4-1（圖4-1）規(guī)定選擇。單位：mm 箱體壁厚 δ=8 箱蓋壁厚 δ1=8 箱體凸緣厚度 b=12，b1=12， 加強肋厚 m=6.8，m1=6.8 地腳螺釘直徑 df =18 地腳螺釘數(shù)目 n=4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1=14 箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓直徑 d2=10 軸承蓋螺釘直徑和數(shù)目 d3=8，n=4 軸承蓋（軸承座端面）外徑 D1=80 D2=100 觀察孔蓋螺釘直徑 d4=6 df至箱外壁距離 C1=26，C2=24 箱緣尺寸 C1=18, C2=22 軸承端蓋螺釘分布直徑 D1=8,D2=8 箱體外壁至軸承座端面距離 C1+C2+10=40 齒輪頂圓至箱體內(nèi)壁的距離 △1=12 齒輪端面至箱體內(nèi)壁的距離 △2=12 減速器中心高 H=210 底腳凸緣尺寸 C1=26，C2=24 圓錐定位銷直徑與數(shù)目 8，2 箱體外壁至軸承座端面的距離 60 軸承座孔長度 25，30 8軸的設計計算 輸入軸的設計計算 8.1按扭矩初算軸徑 選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理，根據(jù)d≥A(P/n)1/3，并查表，取A=120,則 d≥120(7.66/486.7)1/3mm=28.1mm 考慮有鍵槽，將直徑增大3%，則 d=28.1(1+3%)mm=28.9mm ∴選d=30mm 為外伸出端的最小直徑為dmin =30mm 假定選用彈性套柱聯(lián)軸器，查課程設計指導書136頁選用TL6，孔徑30mm,半聯(lián)軸器長為L=60mm, 轂孔長度為L1=56mm 8.2 軸的結(jié)構(gòu)設計 8.2.1確定軸各段直徑和長度 Ⅰ段：dⅠ=30mm，長度取LⅠ=60mm II段:dII=36 mm，因為大帶輪要靠軸肩定位，且還要配合密封圈，所以取長度取LII=60mm Ⅲ段：初選用32208型其內(nèi)徑為dⅢ=40mm,寬度為25mm，考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應有一定距離，通過密封蓋軸段長應根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮帶輪和箱體外壁應有一定矩離且安裝擋油盤與軸襯而定，為此，取該段長為LⅢ=25mm IV段與小齒輪固定配合，計算得軸長均為LIV=95 mm，直徑為dIV=76mm 對于V段，此段亦安裝軸承，直徑為dV=40mm，綜合考慮取長度LV=25mm 8.3按彎矩復合強度計算 Ft=2T2/ d1=2150300/70=4294N； Fr= Fttanαn/ cosβ =4905tan200/ cos14.790=1616N； Fa=Fttanβ=4294tan14.790=1134N 作用在軸右端帶輪上外力F=2530 N（方向未定）；分度圓直徑為70mm;對于32208型的圓錐滾子軸承,a=19mm 則L=101mm；K=139mm；(如圖a) 8.3.1 求垂直面的支承反力 F1v=（FrL/2-Fad1/2）/L =（1616101/2-113470/2）/101=415N F2v= Fr - F1v=1616-415=1201N 8.3.2 求水平面的支承反力 F1H=F2H=Ft/2=4294/2 N =2147N ； 8.3.3 F力在支點產(chǎn)生的反力 F1F=FK/L=2147（139/101）N =1488N ； F2F=F+F1F=(2147+1488)N =3635N ； 8.3.4繪垂直面的彎矩圖（圖b） Mav=F2vL/2=12010.101/2=61Nm M′av=F1vL/2=415X0.101/2=21Nm 8.3.5繪水平面的彎矩圖（圖C） MaH=F1HL/2=21470.101 /2 Nm =108 Nm 8.3.6 F力產(chǎn)生的彎矩圖（圖d） M2F=FK=21470.139Nm =298Nm a-a截面（兩軸承的中心所在的垂直面）F產(chǎn)生的彎矩為： MaF=F1FL/2=14880.101/2 Nm=75Nm 8.3.7求合成彎矩圖（圖e）； 考慮到最不利的情況，把MaF與（M2av+ M2aH）1/2直接相加。 Ma=（M2av +M2aH）1/2+ MaF =[（61 2+1082）1/2+75]Nm =199Nm M a′=[（M′av）2+ (M′aH）2]1/2+ MaF =[（212+1082）1/2+75] Nm =185Nm 8.3.8 求軸傳遞的轉(zhuǎn)矩（圖f） T=Ftd1/2=429470/2 Nmm =150300Nmm=150.3Nm 8.3.9 求危險截面的當量彎矩 由上可知a-a截面最危險，其當量彎矩為 Me=[M2a+（αT2）2]1/2 取α=0.6，代入上式可得 Me=[1992+(0.6150.3）2)1/2 Nm =218Nm ； 8.3.10 計算危險截面處軸的直徑 軸的材料選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理，由課本P362表15-1查得許用彎曲應力[σ-1b]=60Mpa，則 d≥{Me/0.1[σ-1b]} 1/3=[2181000/(0.160)] 1/3=33.1mm 故d=33.1mm<76mm,安全，該軸強度足夠。 輸出軸的設計計算 8.4 按扭矩初算軸徑 選用45號鋼，根據(jù)d≥A(p3/n3)1/3并查課本P370表15-3，取A=112， d≥112(7.35/116.7)1/3mm=44.56mm 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則 d=44.66(1+5%)mm=46.79mm 初選輸出軸的最小直徑d=48mm 8.5 軸的結(jié)構(gòu)設計 8.5.1 軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用擋油盤軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，采用過盈配合固定 8.5.2 確定軸各段直徑和長度 按照軸上兩直徑略有差值1～5mm，軸肩處的直徑差可取6～10mm的規(guī)定，確定輸入軸各級的直徑。具體方法同上輸入軸的設計計算一樣。按照箱體結(jié)構(gòu)尺寸確定輸入軸各級的長度。具體尺寸如下： d1 d2 d3 d4 d5 d6 48 56 60 65 75 60 L1 L2 L3 L4 L5 L6 84 60 46 66 12 30 8.6 按彎矩復合強度計算 8.6.1 已知作用在齒輪上的圓周力 Ft=2T3/d2=2601500/292N=4120N； 徑向力Fr= Fttanα/ cosβ=4120tan200/ cos14.790=1551N； 軸向力Fa=Fttanβ=4120tan14.790=1088N(圖a)所示 齒輪分度圓直徑d2=292mm；對于33112型的圓錐滾子軸承,a=23.1mm 則L=108mm；K=163mm 8.6.2 求垂直面的支承反力 F1v=（FrL+Fad2/2）/L =（1551108/2-1088292/2）/108=-695N ； F2v= Fr -F1v = 1551+695=2246N ； 8.6.3 求水平面的支承反力 F1H=F2H= Ft/2=4120/2=2060N 8.6.4 繪垂直面的彎矩圖（圖b） Mav=F2vL/2=22460.108/2=121.3Nm M′av=F1vL/2=6950.0108/2=35.1Nm 8.6.5 繪水平面的彎矩圖（圖C） MaH=F1HL/2=20600.108/2=141227Nmm =111.24Nm 8.6.6 求合成彎矩圖（圖d）； Ma=（M2av+ M2aH）1/2 =（121.32+111.242）1/2=164.58 Nm M′a=[（M′av）2+ (M′aH）2]1/2 =（25.12+111.242）1/2=116.64Nm 8.6.7 求軸傳遞的轉(zhuǎn)矩（圖e） T=Ftd2/2=4120292/2＝601500Nmm＝601.5Nm 8.6.8 求危險截面的當量彎矩 由彎矩圖可知a-a截面最危險，其當量彎矩為 Me=[M2a+（αT）2]1/2 對不變的轉(zhuǎn)矩，取α=0.6，代入上式可得 Me=[164.582+（0.6601.5）2]1/2=396.66Nm 8.6.9 計算危險截面處軸的直徑 軸的材料選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理，由課本P362表15-1查得許用彎曲應力[σ-1b]=60Mpa，則 d≥{Me/0.1[σ-1b]} 1/3=[396.66103/(0.160)] 1/3=40.43mm 故d=40.43mm<65mm,安全，該軸強度足夠。 9滾動軸承的選擇及校核計算 根據(jù)已知條件，軸承預計壽命163008=38400小時 9.1 計算輸入軸承 9.1.1 兩軸承徑向反力： F1Q=FQ( K＋L )/L- F1H =2147( 101＋139)/101-2147=2954.78N F2Q=FQK/L- F2H =2147 139/101- 2147=807.78N FR1= FR2= Fr=1616N 軸承受的總徑向力為 Fr1=（FR12＋F1Q2）1/2=（16162＋2954.782）1/2=3367.82N Fr2=（FR22＋F2Q2）1/2=（16162＋807.782）1/2=1806.64N 初選兩軸承為圓錐滾子軸承32208型號 查表得32208型號軸承 Cr=77.8KN Cor=77.2KN α=14.790 Y=0.4/tanα=1.52 e=0.37 查得軸承的內(nèi)部軸向力： Fs1 =Fr1/2Y= 3367.82/（21.52）＝2559.5N Fs2= Fr2/2Y =1806.64/（21.52）＝1373N Fa=1134N 因為Fs2+ Fa =1373+1134＝2507N < Fs1 ∴軸承1為放松端，F(xiàn)a1= Fs1＝2559.5N 軸承2為壓緊端Fa2=Fs1-F a =1425.5N Fa1/F r1=2559.5/3367.82=0.76>e 所以 X1=0.40 Y1=1.6 Fa2/Fr2=1425.5/1806.64=0.79下載提示(請認真閱讀)
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