单片机交通灯课程设计
北京联合大学
实验报告
课程名称:带式运输机传动装置的设计 学 院: 机电学院 班 级: 学 号: 姓 名: 专 业:机械工程及自动化 机械 1201B [1**********]09
付志伟
2014 年
成 绩:
12 月 22 日
目
录
第一部分 课程设计任务书-------------------------------3 第二部分 传动装置总体设计方案-------------------------3 第三部分 电动机的选择--------------------------------4 第四部分 计算传动装置的运动和动力参数-----------------7 第五部分 齿轮的设计----------------------------------8 第六部分 传动轴承和传动轴及联轴器的设计---------------17 第七部分 键连接的选择及校核计算-----------------------20 第八部分 减速器及其附件的设计-------------------------22 第九部分 润滑与密封---------------------------------- 24 设计小结-------------------------------------------- 25 参考文献-------------------------------------------- 25
第一部分
课程设计任务书
一、 带式运输机工作原理
带式运输机传动示意图如图 1 所示
二、 已知条件
1.工作条件:两班制,连续单向运转, 载荷较平稳,室内工作,有粉尘,环境 最高温度 35℃; 2.使用折旧期:8 年; 3.检修期间隔:四年一次大修,两年一次中修,半年一次小修; 4.动力来源:电力,三相交流,电压 380/220V; 5.运输带速度允许误差:±5%; 6.制造条件及生产批量:一般机械厂制造,小批量生产。 图 1 带式运输机传动示意图
三、设计数据
1.运输带工作拉力(F/N):2400 2.运输带工作速度/(m/s):1.1 3.卷筒直径 D/mm:350
四、传动方案
a.带单机斜齿圆柱齿轮减速器
五、设计内容
1.按照给定的设计数据和传动方案设计减速器装置; 2.完成减速器装配图一张(A1 或 A0);
3.零件工作图一张 1~3 张; 4.编写设计计算说明书 1 份。
六、设计步骤:
1. 传动装置总体设计方案 2. 电动机的选择 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 4. 计算传动装置的运动和动力参数 5. 设计 V 带和带轮 6. 齿轮的设计 7. 滚动轴承和传动轴的设计 8. 键联接设计 9. 箱体结构设计 10. 润滑密封设计 11. 联轴器设计
第二部分
传动装置总体设计方案
1.组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。 2.特点:齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀,要求轴有较大 的刚度。 3.确定传动方案:考虑到电机转速高,传动功率大,将 V 带设置在高速级。其传 动方案如下:
图 a: 传动装置总体设计图
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。 计算传动装置的总效率总:
总=0.96×0.993×0.97×0.993≈0.915
1 为 V 带传动效率,2 为轴承的效率,3 为齿轮啮合传
动的效率,4 为弹性联轴器 的效率。 (注:运输带与卷筒之间及卷筒轴承的摩擦影响已经在 F 中考虑)
第三部分
电动机的选择
1.电动机的选择 1)工作机功率:已知 F=2400N,v=1.1m/s,D=350mm,总=0.915;
P W
F v 2400 1.1 kw 2.64 kw 1000 1000
2)电动机所需工作功率为:
Pd 0.915 2.89kw 总
3)工作机转速: 卷筒轴工作转速: 经查表按推荐的传动比合理范围,V 带传动的传动比 i1=2~4,一级圆柱斜齿 轮减速器传动比 i2=2~6,则总传动比合理范围为 ia=4~24,电动机转速的可选范 围为 nd = ia×n = (4×24)×310 = 1240~7440r/min。综合考虑电动机和传动装置的 尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,选定型号为 Y160M-4 的三相异 步电动机,额定功率为 11KW,满载转速 nm=1460r/min,同步转速 1500r/min。 2 确定传动装置的总传动比和分配传动比
PW
2.64kw
(1)总传动比: 由选定的电动机满载转速 n 和工作机主动轴转速 n, 可得传动装置总传动比 为: ia=nm/n=1460/310=4.7 (2)分配传动装置传动比: ia=i0×i 式中 i0,i1 分别为带传动和减速器的传动比。 为使 V 带传动外廓尺寸不致过大, 初步取 i0=2,则减速器传动比为: i=ia/i0=4.7/2=2.4
第四部分
计算传动装置的运动和动力参数
(1)各轴转速:
nI = nm/i0 = 1460/2 = 730 r/min nII = nI/i = 730/2.4 = 304.2 r/min nIII = nII = 304.2 r/min (2)各轴输入功率: PI = Pd× = 9.41×0.96 = 9.03 KW PII = PI× = 9.03×0.98×0.97 = 8.58 KW PIII = PII× = 8.58×0.98×0.99 = 8.32 KW 则各轴的输出功率: PI' = PI×0.98 = 8.85 KW PII' = PII×0.98 = 8.41 KW PIII' = PIII×0.98 = 8.15 KW (3)各轴输入转矩: TI = Td×i0× 电动机轴的输出转矩: pd nm 所以: TI = Td×i0× = 61.6×2×0.96 = 118.3 Nm TII = TI×i× = 118.3×2.4×0.98×0.97 = 269.9 Nm TIII = TII× = 269.9×0.98×0.99 = 261.9 Nm 输出转矩为: TI' = TI×0.98 = 115.9 Nm 9.41 = 9550×1460 = 61.6 Nm
Td = 9550×
TII' = TII×0.98 = 264.5 Nm TIII' = TIII×0.98 = 256.7 Nm
第五部分
V 带的设计
1 选择普通 V 带型号 计算功率 Pc: Pc = KAPd = 1.1×9.41 = 10.35 KW 根据手册查得知其交点在 B 型交界线范围内,故选用 B 型 V 带。 2 确定带轮的基准直径,并验算带速 取小带轮直径为 d1 = 140 mm,则: d2 = n1×d1×(1-)/n2 = i0×d1×(1-) = 2×140×(1-0.02) = 274.4 mm 由手册选取 d2 = 280 mm。 带速验算: V = nm×d1×π /(60×1000) = 1460×140×π /(60×1000) = 10.7 m/s 介于 5~25m/s 范围内,故合适。 3 确定带长和中心距 a 0.7×(d1+d2)≤a0≤2×(d1+d2) 0.7×(140+280)≤a0≤2×(140+280) 294≤a0≤840
初定中心距 a0 = 567 mm,则带长为: L0 = 2a0+π ×(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4×a0) = 2×567+π ×(140+280)/2+(280-140)2/(4×567)=1802 mm 由表 9-3 选用 Ld =
1800 mm,确定实际中心距为: a = a0+(Ld-L0)/2 = 567+(1800-1802)/2 = 566 mm 4 验算小带轮上的包角: = 1800-(d2-d1)×57.30/a = 1800-(280-140)×57.30/566 = 165.80>1200 5 确定带的根数: Z = Pc/((P0+P0)×KL×K 故要取 Z = 4 根 B 型 V 带。 6 计算轴上的压力: 由初拉力公式有: F0 = 500×Pc×(2.5/K-1)/(Z×V)+q×V2 = 500×10.35×(2.5/0.96-1)/(4×10.7)+0.10×10.72 = 205.4 N 作用在轴上的压力: FQ = 2×Z×F0×sin(1/2) = 2×4×205.4×sin(165.8/2) = 1630.5 N
第六部分
齿轮的设计
(一) 高速级齿轮传动的设计计算 1 齿轮材料、热处理及精度: 考虑此减速器的功率及现场安装的限制, 故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜 齿轮。 1) 材料: 高速级小齿轮选用 40Cr 钢调质, 齿面硬度为小齿轮: 274~286HBW。 高速级大齿轮选用 45 钢调质,齿面硬度为大齿轮:225~255HBW。取小齿齿数: Z1 = 21,则: Z2 = i×Z1 = 2.4×21 = 50.4 2) 初选螺旋角: = 150。 2 初步设计齿轮传动的主要尺寸,按齿面接触强度设计: 3 d1t ≥ 确定各参数的值: 1) 试选 Kt = 2.5 2) T1 = 118.3 Nm 3) 选取齿宽系数d = 1 4) 由表 8-5 查得材料的弹性影响系数 ZE = 189.8 MPa 5) 由图 8-15 查得节点区域系数 ZH = 2.42 6) 由式 8-3 得: = [1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)]×cos = [1.88-3.2×(1/21+1/50)]×cos150 = 1.607 2KtT1 u± 1 ZHZE2 × × u ψdεα [σ ] H 取:Z2 = 50
7) 由式 8-4 得: = 0.318dZ1tan = 0.318×1×21×tan150 = 1.79 8) 由式 8-19 得: 1 1.607
Z
= 0.789
9) 由式 8-21 得: Z = cosβ = cos15 = 0.98
10) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限:Hlim1 = 650 MPa,大齿轮的接触疲劳 强度极限:Hlim2 = 530 MPa。 11) 计算应力循环次数: 小齿轮应力循环次数:N1 = 60nkth = 60×730×1×8×300×2×8 = 1.68×109 大齿轮应力循环次数:N2 = 60nkth = N1/u = 1.68×109/ = 7.01×108 12) 由图 8-19 查得接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.88,KHN2 = 0.89 13) 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为 1%,安全系数 S=1,得: KHN1σ Hlim1 [H]1 = = 0.88×650 = 572 MPa S [H]2 = 许用接触应力: [H] = ([H]1+[H]2)/2 = (572+471.7)/2 = 521.85 MPa 3 设计计算: 小齿轮的分度圆直径:d1t: KHN2σ Hlim2 = 0.89×530 = 471.7 MPa S
3 d1t ≥
2KtT1 ψ dε α
u±1 ZHZE2 × u × [ σ ] H = 73.9 mm
=
3 2×2.5×118.3×1000 +1 2.42×189.82 × × 521.85 1×1.607
4 修正计算结果: 1) 确定模数: d1tcosβ Z1 取为标准值:3.5 mm。 2) 中心距: Z1+Z2mn a= 2cosβ 3) 螺旋角: Z1+Z2mn = arccos 2a 4) 计算齿
轮参数: Z1mn cosβ 21×3.5 cos150 50×3.5 cos150 73.9×cos15 21 0 = 3.4 mm
mn =
=
=
(21+50)×3.5
2×cos150
= 128.6 mm
= arccos
(21+50)×3.5
2×128.6
= 150
d1 =
=
= 76 mm
Z2mn d2 = cosβ
=
= 181 mm
b = φ d×d1 = 76 mm b 圆整为整数为:b = 76 mm。 5) 计算圆周速度 v: π d1n1 3.14×76×730 = 60×1000 60×1000
v=
= 2.9 m/s
由表 8-8 选取齿轮精度等级为 9 级。 6) 同前,ZE = 189.8 MPa 。由图 8-15 查得节点区域系数为:ZH = 2.42。 7) 由式 8-3 得: = [1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)]×cos = [1.88-3.2×(1/21+1/50)]×cos150 = 1.607 8) 由式 8-4 得: = 0.318dZ1tan = 0.318×1×21×tan150 = 1.79 9) 10) 同前,取: 1 1.607
Z
= 0.789
11) 由式 8-21 得: Z = cosβ = cos15 = 0.98
12) 由表 8-2 查得系数:KA = 1,由图 8-6 查得系数:KV = 1.1。 2T1 d1 KAFt b = 2×118.3×1000 76
13)
Ft =
=
= 3113.2 N
1×3113.2 76
= 41
14) 由 tant = tann/cos得: t = arctan(tann/cos) = arctan(tan200/cos150) = 20.70 15) 由式 8-17 得: cosb = coscosn/cost = cos15cos20/cos20.7 = 0.97 16) 由表 8-3 得:
KH = KF = /cos2b = 1.607/0.972 = 1.71 17) 由表 8-4 得: KHd2+0.61×10-3b = 1.38 18) K = KAKVKHKH = 1×1.1×1.71×1.38 = 2.6 19) 计算 d1: 3 d1 ≥ 2KT1
ZHZEZε Zβ u±1 × × u ψd [σ H]
2
= 73.9 mm
=
3 2×2.6×118.3×1000 +1 2.42×189.8×0.789×0.982 × × 1 521.85
实际 d1 = 76 > 73.9 所以齿面接触疲劳强度足够。 5 校核齿根弯曲疲劳强度: (1) 确定公式内各计算数值: 1) 当量齿数: ZV1 = Z1/cos3 = 21/cos3150 = 23.3 ZV2 = Z2/cos3 = 50/cos3150 = 55.5 2) V = [1.88-3.2×(1/ZV1+1/ZV2)]cos = [1.88-3.2×(1/23.3+1/55.5)]×cos150 = 1.628 3) 由式 8-25 得重合度系数: Y = 0.25+0.75cos2b/V = 0.68 4) 由图 8-26 和 = 1.79 查得螺旋角系数 Y = 0.87 5)
εγ εαYε
=
3.397 1.607×0.68
= 3.11
前已求得:KH = 1.71
且前已求得:KH = 1.38,由图 8-12 查得:KF = 1.35 7) K = KAKVKFKF = 1×1.1×1.71×1.35 = 2.54 8) 由图 8-17、8-18 查得齿形系数和应力修正系数: 齿形系数:YFa1 = 2.66 YFa2 = 2.32
应力校正系数:YSa1 = 1.59 YSa2 = 1.74 9) 由图 8-22c 按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为: Flim1 = 500 MPa 10) 同例 8-2: 小齿轮应力循环次数:N1 = 1.68×109 大齿轮应力循环次数:N2 = 7.01×108 11) 由图 8-20 查得弯曲疲劳寿命系数为: KFN1 = 0.84 KFN2 = 0.85 Flim2 = 380 MPa
12) 计算弯曲疲劳许用应力,取 S=1.3,由式 8-15
得: KFN1σ Flim1 [F]1 = S [F]2 = KFN2σ Flim2 S 0.84×500 1.3 0.85×380 1.3
=
= 323.1
=
= 248.5
YFa1YSa1 [σ F]1 YFa2YSa2 [σ F]2 大齿轮数值大选用。
=
2.66×1.59 323.1
= 0.01309
=
2.32×1.74 248.5
= 0.01624
(2) 按式 8-23 校核齿根弯曲疲劳强度: 3 mn ≥ 2 2KT1Yβ cosβ Y Y Fa Sa × 2 [ σ F] ψ dZ1ε α
3 =
2 2×2.54×118.3×1000×0.87×cos 15×0.01624 2 1×21 ×1.607
= 2.23 mm
2.23≤3.5 所以强度足够。 (3) 各齿轮参数如下: 大小齿轮分度圆直径: d1 = 76 mm d2 = 181 mm b = d×d1 = 76 mm b 圆整为整数为:b = 76 mm 圆整的大小齿轮宽度为:b1 = 81 mm b2 = 76 mm
中心距:a = 128.5 mm,模数:m = 3.5 mm
第七部分
传动轴承和传动轴及联轴器的设计
Ⅰ轴的设计 1 输入轴上的功率 P1、转速 n1 和转矩 T1: P1 = 9.03 KW n1 = 730 r/min 2 求作用在齿轮上的力: 已知小齿轮的分度圆直径为: d1 = 76 mm 则: 2T1 d1 2×118.3×1000 76 T1 = 118.3 Nm
Ft =
=
= 3113.2 N
0 tanα n tan20 Fr = Ft× = 3113.2× 0 cosβ cos15
= 1173 N
Fa = Fttan = 3113.2×tan150 = 833.7 N 3 初步确定轴的最小直径: 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢(调质) ,根据《机械设计 (第八版) 》表 15-3,取 A0 = 112,得: 3 dmin = A0× P1 n1 3 9.03 730
= 112×
= 25.9 mm
显然,输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径,由于安装键将轴径增大 4%,故选取:d12 = 27 mm。带轮的宽度:B = (Z-1)×e+2×f = (4-1)×18+2×8 = 70 mm, 为保证大带轮定位可靠取: l12 = 68 mm。 大带轮右端用轴肩定位, 故取 II-III 段轴直径为:d23 = 32 mm。大带轮右端距箱体壁距离为 20,取:l23 = 35 mm。 4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度:
初选轴承的类型及型号。 为能顺利地在轴端 III-IV、 VII-VIII 上安装轴承, 其段满足轴承内径标准,故取:d34 = d78 = 35 mm;因轴既受径载荷又受轴向载荷 作用,查轴承样本选用:30207 型单列圆锥滚子轴承,其尺寸为:d×D×T = 35 ×72×18.25 mm,轴承右端采用挡油环定位,由轴承样本查得:30207。型轴承 的定位轴肩高度:h = 3.5 mm,故取:d45 = d67 = 42 mm,取:l45 = l67 = 5 mm。 齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。由于:d1≤2d56 ,所以小齿轮应 该和输入轴制成一体,所以:l56 = 81 mm;则: l34 = T+s+a-l45 = 18.25+8+11-5 = 32.25 mm l78 = T+s+a-l67 = 18.25+8+11+2-5 = 34.25 mm
5 轴的受力分析和校核: 1)作轴的计算简图(见图 a): 根据 30207 圆锥滚子轴承查手册得 a = 18.5 mm 带轮中点距左支点距离 L1 = (70/2+35+18.5)mm = 88.5 mm 齿宽中点距左支点距离 L2 = (81/2+32.25+5-18.5)mm = 59.2 mm 齿宽中点距右支点距离 L3 = (81/2+5+34.25-18.5)mm = 61.2 mm 2)计算轴的支反力: 水平面支反力(见图 b) : FtL3 FNH1 = L2+L3 FtL2 FNH2 = L2+L3 垂直面支反力(见图 d) : FNV1 = FrL3+Fad1/2-F
Q(L1+L2+L3) L2+L3 = 3113.2×61.2 59.2+61.2 3113.2×59.2 = 59.2+61.2 = = 1582.5 N = 1530.7 N
1173×61.2+833.7×76/2-1630.5×(88.5+59.2+61.2) = -1969.6 N 59.2+61.2 1173×59.2-833.7×76/2+1630.5×88.5 FrL2-Fad1/2+FQL1 FNV2 = = = 1512.1 L2+L3 59.2+61.2 N 3)计算轴的弯矩,并做弯矩图: 截面 C 处的水平弯矩: MH = FNH1L2 = 1582.5×59.2 Nmm = 93684 Nmm 截面 A 处的垂直弯矩: MV0 = FQL1 = 1630.5×88.5 Nmm = 144299 Nmm 截面 C 处的垂直弯矩: MV1 = FNV1L2 = -1969.6×59.2 Nmm = -116600 Nmm MV2 = FNV2L3 = 1512.1×61.2 Nmm = 92541 Nmm 分别作水平面弯矩图(图 c)和垂直面弯矩图(图 e) 。 截面 C 处的合成弯矩: M1 = M2 = 作合成弯矩图(图 f) 。 4)作转矩图(图 g) 。 5)按弯扭组合强度条件校核轴的强度: 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面(即危险截面 C)的强度。必要 时也对其他危险截面(转矩较大且轴颈较小的截面)进行强度校核。根据公式 (14-4) ,取 = 0.6,则有: 2 2 MH+MV1 2 2 MH+MV2 = 149574 Nmm = 131683 Nmm
Mca ca = W
=
2 M1+(α T1)2 W
=
1495742+(0.6×118.3×1000)2 0.1×763
MPa
= 3.8 MPa≤[] = 60 MPa 故设计的轴有足够的强度,并有一定的裕度(注:计算 W 时,忽略单键槽的 影响) 。轴的弯扭受力图如下:
II 轴的设计 1 求输出轴上的功率 P2、转速 n2 和转矩 T2: P2 = 8.58 KW n2 = 304.2 r/min T2 = 269.9 Nm
2 求作用在齿轮上的力: 已知大齿轮的分度圆直径为: d2 = 181 mm 则: 2T2 d2 tanα n Fr = Ft× cosβ 2×269.9×1000 181
Ft =
=
= 2982.3 N
0 tan20 = 2982.3× 0 cos15
= 1123.7 N
Fa = Fttan = 2982.3×tan150 = 798.7 N 3 初步确定轴的最小直径: 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢(调质) ,根据《机械设计 (第八版) 》表 15-3,取:A0 = 112,得: 3 dmin = A0× P2 n2 3 8.58 304.2
= 112×
= 34.1 mm
输出轴的最小直径为安装联轴器直径处 d12,所以同时需要选取联轴器的型 号,联轴器的计算转矩:Tca = KAT2,查《机械设计(第八版) 》表 14-1,由于转 矩变化很小,故取:KA = 1.2,则: Tca = KAT2 = 1.2×269.9 = 323.9 Nm 由于键槽将轴径增大 4%,选取联轴器型号为:LT7 型,其尺寸为:内孔直径 40 mm,轴孔长度 84 mm,则:d12 = 40 mm,为保证联轴器定位可靠取:l12 = 82 mm。 半联轴器右端采用轴端挡圈定位, 按轴径选用轴端挡圈直径为: D = 50 mm, 左端用轴肩定位,故取 II-III 段轴直径为:d23 = 45 mm。
4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度: 初选轴承的类型及型号。为能顺利地在轴端 III-IV、VI-VII 上安装轴承, 其段满足轴承内径标准,故取:d34 = d67 = 50 mm;因轴既受径载荷又受轴向载 荷作用,查轴承样本选用:30210 型单列圆锥滚子轴承,其尺寸为:d×D×T = 50mm×90mm×21.75mm。轴承端盖的总宽度为
:20 mm,取端盖的外端面与半 联轴器右端面的距离为:l = 20 mm,l23 = 35 mm。 齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。 取大齿轮的内径为: d2 = 58 mm, 所以:d45 = 58 mm,为使齿轮定位可靠取:l45 = 74 mm,齿轮右端采用轴肩定位, 轴肩高度: h ≥ 0.07d = 0.07×58 = 4.06 mm, 轴肩宽度: b ≥ 1.4h = 1.4×4.06 = 0 mm,所以:d56 = 67 mm,l56 = 6 mm;齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位, 则: l34 = T+s+a+2.5+2 = 21.75+8+11+2.5+2 = 45.25 mm l67 = 2+T+s+a+2.5-l56 = 2+21.75+8+11+2.5-6=39.25 mm
5 轴的受力分析和校核: 1)作轴的计算简图(见图 a): 根据 30210 圆锥滚子轴承查手册得 a = mm
齿宽中点距左支点距离 L2 = (76/2-2+45.25-)mm = 81.2 mm 齿宽中点距右支点距离 L3 = (/2+6+39.25-)mm = 83.2 mm 2)计算轴的支反力: 水平面支反力(见图 b) : FtL3 FNH1 = L2+L3 = 2982.3×83.2 81.2+83.2 = 1509.3 N
FtL2 FNH2 = L2+L3 垂直面支反力(见图 d) : FNV1 =
=
2982.3×81.2 81.2+83.2
= 1473 N
1123.7×83.2+798.7×181/2 FrL3+Fad2/2 = L2+L3 81.2+83.2 798.7×181/2-1123.7×81.2 Fad2/2-FrL2 FNV2 = = L2+L3 81.2+83.2
= 1008.4 N = -115.3 N
3)计算轴的弯矩,并做弯矩图: 截面 C 处的水平弯矩: MH = FNH1L2 = 1509.3×81.2 Nmm = 122555 Nmm 截面 C 处的垂直弯矩: MV1 = FNV1L2 = 1008.4×81.2 Nmm = 81882 Nmm MV2 = FNV2L3 = -115.3×83.2 Nmm = -9593 Nmm 分别作水平面弯矩图(图 c)和垂直面弯矩图(图 e) 。 截面 C 处的合成弯矩: M1 = M2 = 作合成弯矩图(图 f) 。 4)作转矩图(图 g) 。 5)按弯扭组合强度条件校核轴的强度: 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面(即危险截面 C)的强度。必要 时也对其他危险截面(转矩较大且轴颈较小的截面)进行强度校核。根据公式 (14-4) ,取 = 0.6,则有: 2 M1+(α T3)2 W 1473922+(0.6×269.9×1000)2 0.1×583 2 2 MH+MV1 2 2 MH+MV2 = 147392 Nmm = 122930 Nmm
Mca ca = W
=
=
MPa
= 11.2 MPa≤[] = 60 MPa 故设计的轴有足够的强度,并有一定的裕度(注:计算 W 时,忽略单键槽的 影响) 。轴的弯扭受力图如下:
第八部分
键联接的选择及校核计算
1 输入轴键计算: 校核大带轮处的键连接: 该处选用普通平键尺寸为:b×h×l = 8mm×7mm×63mm,接触长度:l' = 63-8 = 55 mm,则键联接所能传递的转矩为: T = 0.25hl'd[F] = 0.25×7×55×27×120/1000 = 311.9 Nm T≥T1,故键满足强度要求。 2 输出轴键计算: (1) 校核大齿轮处的键连接: 该处选用普通平键尺寸为:b×h×l = 16mm×10mm×70mm,接触长度:l' = 70-16 = 54 mm,则键联接所能传递的转矩为: T = 0.25hl'd[F] = 0.25×10×54×58×120/1000 = 939.6 Nm T≥T2,故键满足强度要求。 (2) 校核联轴器处的键连接: 该处选用普通平键尺寸为:b×h×l = 12mm×8mm×70mm,接触长度:l' = 70-12 = 58 mm,
则键联接所能传递的转矩为: T = 0.25hl'd[F] = 0.25×8×58×40×120/1000 = 556.8 Nm T≥T2,故键满足强度要求。
第九部分
轴承的选择及校核计算
根据条件,轴承预计寿命: Lh = 8×2×8×300 = 38400 h 1 输入轴的轴承设计计算: (1) 初步计算当量动载荷 P: 因该轴承即受轴向力也受径向力,有课本表 12-5 查得径向动载荷系数 X 和 轴向动载荷系数 Y 分别为:X = 1,Y = 0 所以: P = XFr+YFa = 1×1173+0×833.7 = 1173 N (2) 求轴承应有的基本额定载荷值 C 为: ε C=P 60n1 10 10/3 60×730 ×38400 106
6 Lh
= 1173×
= 10915 N
(3) 选择轴承型号: 查课本表 11-5,选择:30207 轴承,Cr = 54.2 KN,由课本式 11-3 有: 106 C10/3 Lh = P 60n1 106 54.2×100010/3 = 60×730 1173 所以轴承预期寿命足够。 2 输出轴的轴承设计计算: (1) 初步计算当量动载荷 P: 因该轴承即受轴向力也受径向力,有课本表 12-5 查得径向动载荷系数 X 和 轴向动载荷系数 Y 分别为:X = 1,Y = 0 所以: = 7.98×106≥Lh
P = XFr+YFa = 1×1123.7+0×798.7 = 1123.7 N (2) 求轴承应有的基本额定载荷值 C 为: ε C=P 60n1 10 10/3 60×304.2 ×38400 106
6 Lh
= 1123.7×
= 8039 N
(3) 选择轴承型号: 查课本表 11-5,选择:30210 轴承,Cr = 73.2 KN,由课本式 11-3 有: Lh = 106 C10/3 P 60n1 = 6.01×107≥Lh
106 73.2×100010/3 = 60×304.2 1123.7 所以轴承预期寿命足够。
第十部分
减速器及其附件的设计
1 箱体(箱盖)的分析: 箱体是减速器中较为复杂的一个零件,设计时应力求各零件之间配置恰当, 并且满足强度,刚度,寿命,工艺、经济性等要求,以期得到工作性能良好,便 于制造,重量轻,成本低廉的机器。 2 箱体(盖)的材料: 由于本课题所设计的减速器为普通型,故常用 HT15-33 灰铸铁制造。这是因 为铸造的减速箱刚性好,易得到美观的外形,易切削,适应于成批生产。 3 箱体的设计计算,箱体尺寸如下:
代号
名称
计算与说明 = 0.025a+3 ≥ 8 = 0.02a+3 ≥ 8 ' = 0.85 = 0.85×10 = 8.5
结果 取 = 10 mm 取 = 10 mm 取' = 10 mm 取' = 10 mm 取 b = 15 mm 取 b1 = 15 mm
箱体壁厚 ' ' b b1 b2 df d1 d2 d3 d4 n 箱盖壁厚 箱体加强筋厚
箱盖加强筋厚 ' = 0.85 = 0.85×10 = 8.5 箱体分箱面凸缘厚 箱盖分箱面凸缘厚 平凸缘底厚 地脚螺栓 轴承螺栓 联接分箱螺栓 轴承盖螺钉 检查孔螺钉 地脚螺栓数 b≈1.5 = 1.5×10 = 15mm b1≈1.51.5×10 = 15mm
b2≈2.35 = 2.35×10 = 23.5mm 取 b2 = 24 mm df = 0.036a+12 = 18.37 d1 = 0.7df = 12.86 d2 = (0.5
-0.7)df = 10-14 d3 = 10 mm 取 df = 20 mm 取 d1 = 14 mm 取 d2 = 10 mm 取 d3 = 10 mm M8×22 取:n = 6
第十一部分
润滑与密封设计
对于二级圆柱齿轮减速器,因为传动装置属于轻型的,且传速较低,所以其 速度远远小于 150-200 m/min,所以采用脂润滑,箱体内选用 CKC150 润滑油,装 至规定高度。油的深度为:H+h1: H = 30 mm 所以:H+h1 = 30+34 = 64 mm 。 h1 = 34 mm
其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机 座联接处密封,联接凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为 Ra=6.3,密封的表面要经过刮研。而且,凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大,为 150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。
设计小结
这次关于带式运输机上的一级圆柱齿轮减速器的课程设计是我们真正理论 联系实际、 深入了解设计概念和设计过程的实践考验,对于提高我们机械设计的 综合素质大有用处。 通过两个星期的设计实践,使我对机械设计有了更多的了解 和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础。 机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程,它融《机械 原理》 、 《机械设计》 、 《理论力学》 、 《材料力学》 、 《互换性与技术测量》 、 《工程材 料》 、 《机械设计(机械设计基础)课程设计》等于一体。 这次的课程设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想、训练综合运用机 械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反应和解决工程实际问题的能力, 巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。 本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮 助。 设计中还存在不少错误和缺点,需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知 识,继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。
参考文献
1 《机械设计(第八版) 》
高等教育出版社。 高等教育出版社。
2 《机械设计(机械设计基础)课程设计》 3 《机械零件手册》
天津大学机械零件教研室。