机械设计课程设计
设计目的:
通过本课程设计将学过的基础理论知识进行综合应用,培养结构设计,计算能力,熟悉一般的机械装置设计过程。
(二)
传动方案的分析
机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要,是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外,还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。
本设计中原动机为电动机,工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动,第一级传动为带传动,第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。
带传动承载能力较低,在传递相同转矩时,结构尺寸较其他形式大,但有过载保护的优点,还可缓和冲击和振动,故布置在传动的高速级,以降低传递的转矩,减小带传动的结构尺寸。
齿轮传动的传动效率高,适用的功率和速度范围广,使用寿命较长,是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。
减速器的箱体采用水平剖分式结构,用HT200灰铸铁铸造而成。
二、传动系统的参数设计
原始数据:运输带的工作拉力F=0.2 KN;带速V=2.0m/s;滚筒直径D=400mm(滚筒效率为0.96)。
工作条件:预定使用寿命8年,工作为二班工作制,载荷轻。
工作环境:室内灰尘较大,环境最高温度35°。
动力来源:电力,三相交流380/220伏。
1
、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传动装置的总效率:
=0.98×0.99 ×0.96×0.99×0.96
②工作机所需的输入功率:
因为 F=0.2 KN=0.2 KN= 1908N
=FV/1000η
=1908×2/1000×0.96
=3.975KW
③电动机的输出功率:
=3.975/0.87=4.488KW
使电动机的额定功率P =(1~1.3)P ,由查表得电动机的额定功率P = 5.5KW 。
⑶、确定电动机转速:
计算滚筒工作转速:
=(60×v)/(2π×D/2)
=(60×2)/(2π×0.2)
=96r/min
由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’ =3~6。取V带传动比I’ =2~4,则总传动比理时范围为I’ =6~24。故电动机转速的可选范围为n’ =(6~24)×96=576~2304r/min
⑷、确定电动机型号
根据以上计算在这个范围内电动机的同步转速有1000r/min和1500r/min,综合考虑电动机和传动装置的情况,同时也要降低电动机的重量和成本,最终可确定同步转速为1500r/min ,根据所需的额定功率及同步转速确定电动机的型号为Y132S-4 ,满载转速 1440r/min 。
其主要性能:额定功率:5.5KW,满载转速1440r/min,额定转矩2.2,质量68kg。
2
、计算总传动比及分配各级的传动比
(1)、总传动比:i =1440/96=15
(2)、分配各级传动比:
根据指导书,取齿轮i =5(单级减速器i=3~6合理)
=15/5=3
3
、运动参数及动力参数计算
⑴、计算各轴转速(r/min)
=960r/min
=1440/3=480(r/min)
=480/5=96(r/min)
⑵计算各轴的功率(KW)
电动机的额定功率Pm=5.5KW
所以
P =5.5×0.98×0.99=4.354KW
=4.354×0.99×0.96 =4.138KW
=4.138×0.99×0.99=4.056KW
⑶计算各轴扭矩(N?mm)
TI=9550×PI/nI=9550×4.354/480=86.63N?m
=9550×4.138/96 =411.645N?m
=9550×4.056/96 =403.486N?m
三、传动零件的设计计算
(一)齿轮传动的设计计算
(1)选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传递功率不大,所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质,齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45#钢,调质,齿面硬度220HBS;根据指导书选7级精度。齿面精糙度R ≤1.6~3.2μm
(2)确定有关参数和系数如下:
传动比i
取小齿轮齿数Z =20。则大齿轮齿数:
=5×20=100
,所以取Z
实际传动比
i =101/20=5.05
传动比误差:(i -i)/I=(5.05-5)/5=1%<2.5% 可用
齿数比:
u=i
取模数:m=3 ;齿顶高系数h =1;径向间隙系数c =0.25;压力角 =20°;
则
h *m=3,h )m=3.75
h=(2 h )m=6.75,c= c
分度圆直径:d =×20mm=60mm
d =3×101mm=303mm
由指导书取
φ
齿宽:
b=φ =0.9×60mm=54mm
=60mm ,
b
齿顶圆直径:d )=66,
d
齿根圆直径:d )=52.5,
d )=295.5
基圆直径:
d cos =56.38,
d cos =284.73
(3)计算齿轮传动的中心矩a:
a=m/2(Z )=3/2(20+101)=181.5mm 液压绞车≈182mm
(二)轴的设计计算
1
、输入轴的设计计算
⑴、按扭矩初算轴径
选用45#调质,硬度217~255HBS
根据指导书并查表,取c=110
所以 d≥110 (4.354/480) 1/3mm=22.941mm
d=22.941×(1+5%)mm=24.08mm
∴选d=25mm
⑵、轴的结构设计
①轴上零件的定位,固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面由轴肩定位,右面用套筒轴向固定,联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别以轴肩和大筒定位,则采用过渡配合固定
②确定轴各段直径和长度
Ⅰ段:d =25mm
, L =(1.5~3)d ,所以长度取L
∵h=2c
c=1.5mm
+2h=25+2×2×1.5=31mm
考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm,通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度,并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定,为此,取该段长为55mm,安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长:
L =(2+20+55)=77mm
III段直径:
初选用30207型角接触球轴承,其内径d为35mm,外径D为72mm,宽度T为18.25mm.
=d=35mm,L =T=18.25mm,取L
Ⅳ段直径:
由手册得:c=1.5
h=2c=2×1.5=3mm
此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑,应便于轴承的拆卸,应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取:d =(35+3×2)=41mm
因此将Ⅳ段设计成阶梯形,左段直径为41mm
+2h=35+2×3=41mm
长度与右面的套筒相同,即L
Ⅴ段直径:d =50mm. ,长度L =60mm
取L
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=80mm
Ⅵ段直径:d =41mm, L
Ⅶ段直径:d =35mm, L <L3,取L
2
、输出轴的设计计算
⑴、按扭矩初算轴径
选用45#调质钢,硬度(217~255HBS)
根据课本P235页式(10-2),表(10-2)取c=110
=110× (2.168/76.4) =38.57mm
考虑有键槽,将直径增大5%,则
d=38.57×(1+5%)mm=40.4985mm
∴取d=42mm
⑵、轴的结构设计
①轴的零件定位,固定和装配
单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面用轴肩定位,右面用套筒轴向定位,周向定位采用键和过渡配合,两轴承分别以轴承肩和套筒定位,周向定位则用过渡配合或过盈配合,轴呈阶状,左轴承从左面装入,齿轮套筒,右轴承和皮带轮依次从右面装入。
②确定轴的各段直径和长度
初选30211型角接球轴承,其内径d为55mm,外径D=100mm,宽度T为22.755mm。考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面与箱体内壁应有一定矩离,则取套筒长为20mm,则该段长42.755mm,安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
则
d =42mm
L
= 50mm
L
= 55mm
L
= 60mm
L
= 68mm
L
=55mm
L
四、滚动轴承的选择
1
、计算输入轴承
选用30207型角接触球轴承,其内径d为35mm,外径D为72mm,宽度T为18.25mm.
2
、计算输出轴承
选30211型角接球轴承,其内径d为55mm,外径D=100mm,宽度T为22.755mm
五、键联接的选择
1
、输出轴与带轮联接采用平键联接
键的类型及其尺寸选择:
带轮传动要求带轮与轴的对中性好,故选择C型平键联接。
根据轴径d =42mm ,L =65mm
查手册得,选用C型平键,得: 卷扬机
装配图中22号零件选用GB1096-79系列的键12×56
则查得:键宽b=12,键高h=8,因轴长L =65,故取键长L=56
2
、输出轴与齿轮联接用平键联接
=60mm,L
查手册得,选用C型平键,得:
装配图中 赫格隆36号零件选用GB1096-79系列的键18×45
则查得:键宽b=18,键高h=11,因轴长L =53,故取键长L=45
3
、输入轴与带轮联接采用平键联接
=25mm
L
查手册
选A型平键,得:
装配图中29号零件选用GB1096-79系列的键8×50
则查得:键宽b=8,键高h=7,因轴长L =62,故取键长L=50
4
、输出轴与齿轮联接用平键联接
=50mm
L
查手册
选A型平键,得:
装配图中26号零件选用GB1096-79系列的键14×49
则查得:键宽b=14,键高h=9,因轴长L =60,故取键长L=49
六、箱体、箱盖主要尺寸计算
箱体采用水平剖分式结构,采用HT200灰铸铁铸造而成。箱体主要尺寸计算如下:
七、轴承端盖
主要尺寸计算
轴承端盖:HT150 d3=8
n=6 b=10
八、减速器的
减速器的附件的设计
1
、挡圈 :GB886-86
查得:内径d=55,外径D=65,挡圈厚H=5,右肩轴直径D1≥58
2
、油标 :M12:d =6,h=28,a=10,b=6,c=4,D=20,D
3
、角螺塞
M18
×
1.5 :JB/ZQ4450-86
九、
设计参考资料目录
希望对你能有所帮助。
我现在正在帮函授的朋友做个机械设计课程设计呢
感想还不简单啊
今年可谓认真复习,悉心思索,终于在规定时间的最后时刻完成了两张零件图纸、一张轴系草图、一份设计说明书的全部设计任务。
在为期两个星期的时间里,我翻遍了《机械设计》、《机械设计课程设计》等书,反复计算,设计方案,绘制草图,对着AutoCAD三天三夜……当然,在这期间还是得到周围同学的细心提点与耐心指导。
一个人在两星期内完成这次设计不可谓不艰辛,然而,我却从这两星内学到了许多大三、大四都没来得及好好学的关键内容,而且在实践中运用,更是令我印象深刻,深切体会到机械这门课程并非以前所想像的那样纸上谈兵。所有理论、公式都是为实践操作而诞生的。
庆幸自己终于认真独立地做了一次全面的机械设计,真的,从中学到了很多很容易被忽视的问题、知识点,甚至还培养了自己的耐心细心用心的性格。从一页页复习课本,一次次计算数据,一遍遍修改草图,一遍遍打印装配图,这些都是我从来未曾独立做过的。确定电动机传动方案迫使我复习控制电机,选择联轴器又费了番功夫,轴和齿轮更使我翻烂了《机械设计》……我想,这对于明年的毕业设计肯定有莫大的帮助。
最后,感谢老师,耐心地教了我两遍。J
一、传动方案拟定
第二组第三个数据:设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器
(1) 工作条件:使用年限10年,每年按300天计算,两班制工作,载荷平稳。
(2) 原始数据:滚筒圆周力F=1.7KN;带速V=1.4m/s;
滚筒直径D=220mm。
运动简图
二、电动机的选择
1、电动机类型和结构型式的选择:按已知的工作要求和 条件,选用 Y系列三相异步电动机。
2、确定电动机的功率:
(1)传动装置的总效率:
η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
=0.86
(2)电机所需的工作功率:
Pd=FV/1000η总
=1700×1.4/1000×0.86
=2.76KW
3、确定电动机转速:
滚筒轴的工作转速:
Nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.4/π×220
=121.5r/min
根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围,取V带传动比Iv=2~4,单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5,则合理总传动比i的范围为i=6~20,故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=(6~20)×121.5=729~2430r/min
符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表
方案 电动机型号 额定功率 电动机转速(r/min) 传动装置的传动比
KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮
1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89
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,比较两种方案可知:方案1因电动机转速低,传动装置尺寸较大,价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。
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
Y100l2-4。
其主要性能:额定功率:3KW,满载转速1420r/min,额定转矩2.2。
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=1420/121.5=11.68
2、分配各级传动比
(1) 取i带=3
(2) ∵i总=i齿×i 带π
∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速(r/min)
nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)
nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)
滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
2、 计算各轴的功率(KW)
PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KW
PII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW
3、 计算各轴转矩
Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m
TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m
TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m
五、传动零件的设计计算
1、 皮带轮传动的设计计算
(1) 选择普通V带截型
由课本[1]P189表10-8得:kA=1.2 P=2.76KW
PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
据PC=3.3KW和n1=473.33r/min
由课本[1]P189图10-12得:选用A型V带
(2) 确定带轮基准直径,并验算带速
由[1]课本P190表10-9,取dd1=95mm>dmin=75
dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
由课本[1]P190表10-9,取dd2=280
带速V:V=πdd1n1/60×1000
=π×95×1420/60×1000
=7.06m/s
在5~25m/s范围内,带速合适。
(3) 确定带长和中心距
初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
=1605.8mm
根据课本[1]表(10-6)选取相近的Ld=1600mm
确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
=497mm
(4) 验算小带轮包角
α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
=1800-57.30×(280-95)/497
=158.670>1200(适用)
(5) 确定带的根数
单根V带传递的额定功率.据dd1和n1,查课本图10-9得 P1=1.4KW
i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW
查[1]表10-3,得Kα=0.94;查[1]表10-4得 KL=0.99
Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]
=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]
=2.26 (取3根)
(6) 计算轴上压力
由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m,由课本式(10-20)单根V带的初拉力:
F0=500PC/ZV[(2.5/Kα)-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN
则作用在轴承的压力FQ
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
=791.9N
2、齿轮传动的设计计算
(1)选择齿轮材料与热处理:所设计齿轮传动属于闭式传动,通常
齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8,选用价格便宜便于制造的材料,小齿轮材料为45钢,调质,齿面硬度260HBS;大齿轮材料也为45钢,正火处理,硬度为215HBS;
精度等级:运输机是一般机器,速度不高,故选8级精度。
(2)按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
确定有关参数如下:传动比i齿=3.89
取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数:Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78
由课本表6-12取φd=1.1
(3)转矩T1
T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm
(4)载荷系数k : 取k=1.2
(5)许用接触应力[σH]
[σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得:
σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa
接触疲劳寿命系数Zn:按一年300个工作日,每天16h计算,由公式N=60njtn 计算
N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109
N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108
查[1]课本图6-38中曲线1,得 ZN1=1 ZN2=1.05
按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
故得:
d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
=49.04mm
模数:m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取课本[1]P79标准模数第一数列上的值,m=2.5
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
σ bb=2KT1YFS/bmd1
确定有关参数和系数
分度圆直径:d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
齿宽:b=φdd1=1.1×50mm=55mm
取b2=55mm b1=60mm
(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得:YFS1=4.35,YFS2=3.95
(8)许用弯曲应力[σbb]
根据课本[1]P116:
[σbb]= σbblim YN/SFmin
由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为: σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa
由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN:YN1=1 YN2=1
弯曲疲劳的最小安全系数SFmin :按一般可靠性要求,取SFmin =1
计算得弯曲疲劳许用应力为
[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
校核计算
σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(9)计算齿轮传动的中心矩a
a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
因为V<6m/s,故取8级精度合适.
六、轴的设计计算
从动轴设计
1、选择轴的材料 确定许用应力
选轴的材料为45号钢,调质处理。查[2]表13-1可知:
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知:[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴,输出端与联轴器相接,
从结构要求考虑,输出端轴径应最小,最小直径为:
d≥C
查[2]表13-5可得,45钢取C=118
则d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准,取d=35mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩:T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N
齿轮作用力:
圆周力:Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N
径向力:Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
4、轴的结构设计
轴结构设计时,需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式,按比例绘制轴系结构草图。
(1)、联轴器的选择
可采用弹性柱销联轴器,查[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器:35×82 GB5014-85
(2)、确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,轴承对称布置
在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器,齿轮靠油环和套筒实现
轴向定位和固定,靠平键和过盈配合实现周向固定,两端轴
承靠套筒实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定 ,轴通
过两端轴承盖实现轴向定位,联轴器靠轴肩平键和过盈配合
分别实现轴向定位和周向定位
(3)、确定各段轴的直径
将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配(如图),
考虑联轴器用轴肩实现轴向定位,取第二段直径为d2=40mm
齿轮和左端轴承从左侧装入,考虑装拆方便以及零件固定的要求,装轴处d3应大于d2,取d3=4 5mm,为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3,取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5
满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.
(4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.
(5)确定轴各段直径和长度
Ⅰ段:d1=35mm 长度取L1=50mm
II段:d2=40mm
初选用6209深沟球轴承,其内径为45mm,
宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm,通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度,并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定,为此,取该段长为55mm,安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长:
L2=(2+20+19+55)=96mm
III段直径d3=45mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直径d4=50mm
长度与右面的套筒相同,即L4=20mm
Ⅴ段直径d5=52mm. 长度L5=19mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm
(6)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径:已知d1=195mm
②求转矩:已知T2=198.58N?m
③求圆周力:Ft
根据课本P127(6-34)式得
Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
④求径向力Fr
根据课本P127(6-35)式得
Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N
⑤因为该轴两轴承对称,所以:LA=LB=48mm
(1)绘制轴受力简图(如图a)
(2)绘制垂直面弯矩图(如图b)
轴承支反力:
FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
由两边对称,知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m
截面C在水平面上弯矩为:
MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m
(4)绘制合弯矩图(如图d)
MC=(MC12+MC22)1/2=(17.762+48.482)1/2=51.63N?m
(5)绘制扭矩图(如图e)
转矩:T=9.55×(P2/n2)×106=198.58N?m
(6)绘制当量弯矩图(如图f)
转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化,取α=0.2,截面C处的当量弯矩:
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m
(7)校核危险截面C的强度
由式(6-3)
σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453
=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
主动轴的设计
1、选择轴的材料 确定许用应力
选轴的材料为45号钢,调质处理。查[2]表13-1可知:
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知:[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴,输出端与联轴器相接,
从结构要求考虑,输出端轴径应最小,最小直径为:
d≥C
查[2]表13-5可得,45钢取C=118
则d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm
考虑键槽的影响以系列标准,取d=22mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩:T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N
齿轮作用力:
圆周力:Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N
径向力:Fr=Fttan200=2130×tan200=775N
确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,轴承对称布置
在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定
,靠平键和过盈配合实现周向固定,两端轴
承靠套筒实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定 ,轴通
过两端轴承盖实现轴向定位,
4 确定轴的各段直径和长度
初选用6206深沟球轴承,其内径为30mm,
宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面与箱体内壁应有一定矩离,则取套筒长为20mm,则该段长36mm,安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
(2)按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径:已知d2=50mm
②求转矩:已知T=53.26N?m
③求圆周力Ft:根据课本P127(6-34)式得
Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N
④求径向力Fr根据课本P127(6-35)式得
Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=50mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N
(2) 截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m
(3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m
(4)计算合成弯矩
MC=(MC12+MC22)1/2
=(192+52.52)1/2
=55.83N?m
(5)计算当量弯矩:根据课本P235得α=0.4
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2
=59.74N?m
(6)校核危险截面C的强度
由式(10-3)
σe=Mec/(0.1d3)=59.74x1000/(0.1×303)
=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够
(7) 滚动轴承的选择及校核计算
一从动轴上的轴承
根据根据条件,轴承预计寿命
L'h=10×300×16=48000h
(1)由初选的轴承的型号为: 6209,
查[1]表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN,
查[2]表10.1可知极限转速9000r/min
(1)已知nII=121.67(r/min)
两轴承径向反力:FR1=FR2=1083N
根据课本P265(11-12)得轴承内部轴向力
FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端
FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=682N/1038N =0.63
FA2/FR2=682N/1038N =0.63
根据课本P265表(14-14)得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本P264表(14-12)取f P=1.5
根据课本P264(14-7)式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=1624N
∵深沟球轴承ε=3
根据手册得6209型的Cr=31500N
由课本P264(14-5)式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h
∴预期寿命足够
二.主动轴上的轴承:
(1)由初选的轴承的型号为:6206
查[1]表14-19可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,
基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN,
查[2]表10.1可知极限转速13000r/min
根据根据条件,轴承预计寿命
L'h=10×300×16=48000h
(1)已知nI=473.33(r/min)
两轴承径向反力:FR1=FR2=1129N
根据课本P265(11-12)得轴承内部轴向力
FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N
(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0
故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端
FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63
FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63
根据课本P265表(14-14)得e=0.68
FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1
y1=0 y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本P264表(14-12)取f P=1.5
根据课本P264(14-7)式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2 故取P=1693.5N
∵深沟球轴承ε=3
根据手册得6206型的Cr=19500N
由课本P264(14-5)式得
LH=106(ftCr/P)ε/60n
=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h
∴预期寿命足够
七、键联接的选择及校核计算
1.根据轴径的尺寸,由[1]中表12-6
高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为:键8×36 GB1096-79
大齿轮与轴连接的键为:键 14×45 GB1096-79
轴与联轴器的键为:键10×40 GB1096-79
2.键的强度校核
大齿轮与轴上的键 :键14×45 GB1096-79
b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm
圆周力:Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N
挤压强度: =56.93<125~150MPa=[σp]
因此挤压强度足够
剪切强度: =36.60<120MPa=[ ]
因此剪切强度足够
键8×36 GB1096-79和键10×40 GB1096-79根据上面的步骤校核,并且符合要求。
八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~
1、减速器附件的选择
通气器
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5
油面指示器
选用游标尺M12
起吊装置
采用箱盖吊耳、箱座吊耳.
放油螺塞
选用外六角油塞及垫片M18×1.5
根据《机械设计基础课程设计》表5.3选择适当型号:
起盖螺钉型号:GB/T5780 M18×30,材料Q235
高速轴轴承盖上的螺钉:GB5783~86 M8X12,材料Q235
低速轴轴承盖上的螺钉:GB5783~86 M8×20,材料Q235
螺栓:GB5782~86 M14×100,材料Q235
箱体的主要尺寸:
:
(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1= 4.0625 取z=8
(2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1= 3.45
取z1=8
(3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.5×8=12
(4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.5×8=12
(5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.5×8=20
(6)地脚螺钉直径df =0.036a+12=
0.036×122.5+12=16.41(取18)
(7)地脚螺钉数目n=4 (因为a<250)
(8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.75×18= 13.5 (取14)
(9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.55× 18=9.9 (取10)
(10)连接螺栓d2的间距L=150-200
(11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)
(12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4 (取6)
(13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8
(14)df.d1.d2至外箱壁距离C1
(15) Df.d2
(16)凸台高度:根据低速级轴承座外径确定,以便于扳手操作为准。
(17)外箱壁至轴承座端面的距离C1+C2+(5~10)
(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离:>9.6 mm
(19)齿轮端面与内箱壁间的距离:=12 mm
(20)箱盖,箱座肋厚:m1=8 mm,m2=8 mm
(21)轴承端盖外径∶D+(5~5.5)d3
D~轴承外径
(22)轴承旁连接螺栓距离:尽可能靠近,以Md1和Md3 互不干涉为准,一般取S=D2.
九、润滑与密封
1.齿轮的润滑
采用浸油润滑,由于为单级圆柱齿轮减速器,速度ν<12m/s,当m<20 时,浸油深度h约为1个齿高,但不小于10mm,所以浸油高度约为36mm。
2.滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。
3.润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利,考虑到该装置用于小型设备,选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。
4.密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整,采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
十、设计小结
课程设计体会
课程设计都需要刻苦耐劳,努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧,而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重,挫折不断到一步一步克服,可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关;最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气!
课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固,许多计算方法、公式都忘光了,要不断的翻资料、看书,和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦,有时还会有放弃的念头,但始终坚持下来,完成了设计,而且学到了,应该是补回了许多以前没学好的知识,同时巩固了这些知识,提高了运用所学知识的能力。
十一、参考资料目录
[1]《机械设计基础课程设计》,高等教育出版社,陈立德主编,2004年7月第2版;
[2] 《机械设计基础》,机械工业出版社 胡家秀主编 2007年7月第1版
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