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机械设计项目新版说明书.docx

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1、一、设计任务书设计谷物清选机斗式升运器传动装置:(1)工作条件:单班制,连续单向运转。载荷平稳,室外工作,料斗许可速度误差5(2)使用年限:(3)生产条件:中小型规模机械厂,批量生产。(4)动力起源:电力。三相交流(220/380V)(5)原始数据:驱动轮工作功率Pw=2.1kW,料斗升运速度V=1.3m/s,驱动轮直径D=200mm二、总体方案设计1.提出方案:(1)带传动+二级齿轮传动(2)齿轮传动+二级齿轮传动(3)链传动+二级齿轮传动2.确定方案:(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,要求轴有较大刚度。(3)确定传

2、动方案:带传动承载能力较低,但传动平稳,噪声小,并有吸收振动和过载保护作用,宜部署在高速级。链传动瞬时速度不均匀,有冲击,宜部署在低速级。考虑到电机转速高,传动功率大,选择方案一,即带传动+二级齿轮传动,将V带设置在高速级。其传动方案以下: 图一:(传动装置总体设计图)选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器(展开式)。设计计算及说明关键结果三、电动机选择1.电动机类型和结构形式选择 三相异步电动机结构紧凑,价廉,维护简单,Y系列电动机含有高效、节能、噪声小、振动小、运行安全可靠特点,Y系列是全封闭式电动机,适适用于驱动常见机械设备,所以,综合考虑,选择Y系列三相异步电动机。 2.选择电动机容量由设

3、计任务可知:驱动轮功率Pw为:2.1kw查设计手册可知:每对深沟球轴承效率1为:0.98每个联轴器效率2为:0.99每对斜齿圆柱齿轮啮合效率3为:0.96 带传动效率为4为:0.94传动总效率为:=123324 = 0.980.9930.9620.94= 0.807所需电动机额定功率为: Pe = Pw/ = 2.1kw/ 0.807= 2.602 kw 因为从设计手册中选择额定功率PePe,所以取Pe=4kw 3.确定电动机转速选择同时转速为1500r/min,经查手册能够查出对应电动机满载时转速n=1440r/min。4.选择电动机系列故参考设计手册选择Y112M-4型电动机,其额定功率为

4、4kw,满载时电动机转速为1440r/min。P=4kw选择Y112M-4型电动机设计计算及说明关键结果四、传动装置总传动比及其各级分配1.传动装置总传动比:i =ne/nw工作机V=1.3m/s,驱动轮直径D=200mm依据公式:= n=124.14r/min所以总传动比i=1440/124.14=11.6查课程设计指导书表21可知二级斜齿圆柱齿轮减速器,为使两个大齿轮浸油深度大致相近,应使两个大齿轮直径相近,为此可取:i1=(1.2-1.3)i2现取i带=1.4 ,i1=1.23i2,即i1=3.2,i2=2.6。五、运动和动力参数计算 1.各轴转速n: 轴1:n1=n/i带=1440/1

5、.4=1028.57r/min 轴2:n2=n1/i1=1028.57/3.2=321.43r/min 轴3:n3=n/i2=321.43/2.6=124.14r/min 2.各轴传输功率P: 轴1:P1=Pe4=40.95=3.762kw 轴2:P2=P123=3.7920.980.96=3.54kw 轴3:P3=P223=3.540.990.98=3.33kw 3.各轴输入扭矩T: 轴1:T1=9550P1/n1=95503.792/1028.57=34.93Nm 轴2:T2=9550P2/n2=95503.54/321.43=105.18Nm 轴3:T3=9550P3/n3=95503.

6、33/124.14=257.3Nm运动和动力参数表轴号输入功率P(kw)输入扭矩T(Nm)输入转速n(rpm)13.76234.931028.5723.54105.18321.4333.3257.3123.6n1=1028.57r/minn2=321.43r/minn3=124.14r/minP1=3.762kwP2=3.54kwP3=3.33kwT1=34.93NmT2=105.18NmT3=257.3Nm设计计算及说明关键结果六、带传动设计计算1.带传动设计准则是确保在不打滑条件下含有一定工作寿命。其计算功率Pca=KAP=1.14=4.4kW,其中KA=1.1,n=1440r/min。查

7、V带选型图得,选A型V带。2.初选直径dd1,经查表,取dd1=100mm,则dd2=140mm。3.确定中心距由0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2),取a0=260mm。则L0=2a0+(/2)(dd1+dd2)+(dd1+dd2)2/4a0=898.53mm由表查得Ld=890mm,则a=a0+(Ld+L0)/2=255.74mm其包角1=180-10057.3/a=157.64.V带根数计算经查表,由Z=Pca/P=Pca/(P0+P0)KKL=4.4/(1.32+0.15)0.950.87=3.54,所以V带根数取4。5.张紧力计算F0=500(Pca/Zv)(2.5/K-

8、1)+qv2 =5004.4/(47.54)(2.5/0.95-1)+0.17.542 =124.69N6.压轴力计算FQ=2ZF0sin(1/2)=24124.69sin(157.6/2)=978.54Ndd1=100mmdd2=140mma=255.74mm1=157.6Z=4F0=124.69NFQ=978.54N设计计算及说明关键结果七、传动零件计算 因为传动零件中两对齿轮为斜齿轮,软齿面材料,且为闭式,所以其关键失效形式是接触疲惫强度破坏,故先按轮齿接触疲惫承载能力设计,然后验算它齿面弯曲疲惫承载能力。这两对齿轮为单向运转。(一)第一对斜齿轮参数计算1、选择材料和热处理方法,确定许用

9、应力。参考表6-1初选材料。小齿轮:40Cr,调质,241-286HBW。大齿轮:45钢,调质,217-255HBW。依据小齿轮齿面硬度270HBW和大齿轮齿面硬度240HBW,按图6-6MQ线查得齿面接触疲惫极限应力以下: ,。按图6-7MQ线查得轮齿弯曲疲惫极限以下: ,。其中:小齿轮应力循环次数: 大齿轮应力循环次数: 按图6-8a查得接触寿命系数:Zn1=0.90,Zn2=0.93按图6-8b查得弯曲疲惫寿命系数:查表6-3,取安全系数以下:则: 小齿轮40Cr大齿轮45钢设计计算及说明关键结果2.确定中心距大齿轮许用齿面接触疲惫应力值较小,故将=507.3MPa代入,于是: 取=91

10、mm,按经验公式=(0.007-0.02),取=0.0291=1.82mm,取标准模数=2mm取Z=25 ,Z=i1Z=3.225=80 反算中心距=(Z+Z)/2cos=2(25+80)/2cos12=107.35mm,符合。取=107mm螺旋角=arccos =arccos=11.13.选择齿轮精度等级 齿轮圆周速度:查表6-9,并考虑该齿轮传动用途,选择8级精度。d143.34mmmn=2Z1=25Z2=80a1=107mm=11.1设计计算及说明关键结果4.正确计算载荷 查表6-4,=1.00查图6-9,齿轮传动啮合宽度b=查表6-6,取K=1.4查表6-5,且减速器轴刚度较大,所以=

11、5.验算轮齿接触疲惫承载能力 其中,=2.5, 因为大齿轮许用接触疲惫应力较小,故将 =507.3MPa带入, 即: 齿面接触疲惫强度足够。接触疲惫强度足够合格设计计算及说明关键结果6.验算轮齿弯曲疲惫承载能力 查图6-19,得 查图6-16,得两轮复合齿形系数 齿轮弯曲疲惫承载能力足够。7.齿轮几何尺寸 名称 计算公式小齿轮大齿轮法向模数/mm 2 2 法向压力角 20 20 螺旋角 11.1 11.1 齿数z 2580弯曲疲惫强度足够合格设计计算及说明关键关键结果 分度圆直径d/mm 齿顶高/mm 齿根高h/mm 齿全高h/mm齿顶圆直径d/mm齿根圆直径d/mm 顶隙c/mm 标准中心距

12、a/mm 节圆直径/mm 传动比i 设计计算及说明关键结果(二)第二对斜齿轮参数计算1、选择材料和热处理方法,确定许用应力。参考表6-1初选材料。小齿轮:40Cr,调质,241-286HBW。大齿轮:45钢,调质,217-255HBW。依据小齿轮齿面硬度270HBW和大齿轮齿面硬度240HBW,按图6-6MQ线查得齿面接触疲惫极限应力以下: ,。按图6-7MQ线查得轮齿弯曲疲惫极限以下: ,。其中:小齿轮应力循环次数: 大齿轮应力循环次数: 按图6-8a查得接触寿命系数:Zn3=0.93,Zn4=0.95按图6-8b查得弯曲疲惫寿命系数:查表6-3,取安全系数以下:则: 2.确定中心距大齿轮许

13、用齿面接触疲惫应力值较小,故将=518.2MPa代入,材料:40Cr小齿轮45钢大齿轮设计计算及说明关键结果于是: 取=100mm,按经验公式=(0.007-0.02),取=0.02100=2mm,取标准模数=2mm取Z3=34 ,Z4=i2Z3=2.634=88 反算中心距a2=(Z3+Z4)/2cos=2(34+88)/2cos12=124.72mm,符合。取a2=124mm螺旋角=arccos =arccos=10.33.选择齿轮精度等级 齿轮圆周速度:查表6-9,并考虑该齿轮传动用途,选择8级精度。d354.96mmmn=2mmZ3=34Z4=88a2=124mm=10.3设计计算及说

14、明关键结果4.正确计算载荷 查表6-4,=1.00查图6-9,齿轮传动啮合宽度b=查表6-6,取K=1.4查表6-5,且减速器轴刚度较大,所以=5.验算轮齿接触疲惫承载能力 其中,=2.5, 因为大齿轮许用接触疲惫应力较小,故将 =518.2MPa带入, 即: 齿面接触疲惫强度足够。接触疲惫强度足够合格设计计算及说明关键结果6.验算轮齿弯曲疲惫承载能力 查图6-20,得 查图6-16,得两轮复合齿形系数 齿轮弯曲疲惫承载能力足够。7.齿轮几何尺寸 名称 计算公式小齿轮大齿轮法向模数/mm 2 2 法向压力角 20 20 螺旋角 10.3 10.3 齿数z 3488弯曲疲惫强度足够合格设计计算及

15、说明关键结果 分度圆直径d/mm 齿顶高/mm 齿根高h/mm 齿全高h/mm 齿顶圆直径d/mm 齿根圆直径d/mm 顶隙c/mm 标准中心距a/mm 节圆直径/mm 传动比i 设计计算及说明关键结果八、轴径初算 轴材料全部选为45调质钢,查表8-4得,=126103,则取第一根轴此初算轴径处有一个键槽,所以 圆整为 第二根轴此初算轴径处有两个键槽,所以 圆整为 第三根轴: 此初算轴径处有一个键槽,所以 圆整为 d118.6mmd1=20mmd228.9mmd2=30mmd333.04mmd3=35mm设计计算及说明关键结果九、初选轴承1、轴承 全部轴承全部试选为深沟球轴承。 第一根轴上轴承

16、:依据以上轴径估算,轴承内径为25mm,轴承代号为6105 第二根轴上轴承:依据以上轴径估算,轴承内径为30mm, 轴承代号为6106第三根轴上轴承:依据以上轴径估算,轴承内径35mm,轴承代号为6107型号d/mmD/mmB/mmCr/KNC0r/mm轴161052547127.754.95轴261063055131026.88轴3610735621412.58.60十、轴强度校核(第二根轴) 1、计算齿轮受力。 斜圆柱齿轮螺旋角=11.1, 大齿轮受力 圆周力 径向力 轴向力 小齿轮受力 圆周力 径向力 轴向力 轴承:620562066207Ft2=1.29kNFr2=0.478kNFa2

17、=0.253kNFt3=3.04kNFr3=1.126kNFa3=1.108kN设计计算及说明关键结果由此能够画出大齿轮受力图2、计算轴承支反力 水平面受力由公式 Ft256.5+Ft3138=FR2204FR1+FR2=Ft2+Ft3得 FR1=1.897kN,FR2=2.433kN垂直面受力 M2=Fa2d2/2=0.253163.05/2=20.63Nm M3=Fa3d3/2=1.10869.12/2=38.28Nm由公式 Fr256.5-Fr3138+M2+M3+FR2204=0 FR1+FR2+Fr2=Fr3得 FR1=0.308kN , FR2=0.34kN3、画出水平弯矩图(图d

18、)和垂直面弯矩图FR1=1.897kNFR2=2.433kNFR1=0.308kNFR2=0.34kN设计计算及说明关键结果4.合成弯矩图由公式 M=MH2+Mv2,画出下图5画出转矩图6. 按下式求当量弯矩 在这里,取=0.6,由图并计算可知,在小齿轮处当量弯矩最大,并求得7、选择材料,确定许用应力。 轴材料选45钢调质,查表6-2得。 8、校核轴强度。取C截面作为危险截面,C截面处强度条件 结论:按弯扭合成强度校核大齿轮轴强度足够安全。Mc=182.9Nm轴强度足够合格设计计算及说明关键结果十一、轴承寿命(第二根轴上轴承6206)1、轴承型号。 6206型轴承:d=30mm,D=52mm,

19、C0r=11.5KN,Cr=19.5KN。 2、计算当量动载荷。轴承受到轴向力有Fa2=0.253kN,Fa3=1.108kN,径向力 因为是深沟球轴承,没有派生轴向力,受力分析后得,Fa=0.855kN,轴左移,所以紧端为A轴承,松端为B轴承,即对A轴承校核。由Fa/C0r=0.855/11.5=0.074,在表9-7中介于0.0560.084之间,e在0.260.28之间。因为Fa/Fr=0.855/1.92=0.44e,查得X=0.56,Y在1.711.55之间,用线性插值法求Y Y=1.55+=1.607计算当量动载荷 Pr=XFr+YFa=0.561.92+1.6070.855=2.

20、45kN 3、求寿命。因为载荷平稳,查表9-6,取=1.0, 查表7-5,取=1.0,对于球轴承,于是: 满足工作要求时间24000h。结论:6206轴承满足设计要求。FAr=1.92kNFBr=2.46kNe0.260.28之间Y=1.607Pr=2.45kNLh=2.6104h满足设计要求合格设计计算及说明关键结果十二、键强度校核(1)第二根轴上键1因为轴毂连接为静连接,所以选择一般平键连接,端部类型为双圆头平键。传输扭矩为34.93Nm,轴直径为38mm,查零件手册知:当轴公称直径3038mm时,键公称尺寸bh=108, 轴槽深t=5.0mm,键槽长度为L=45mm,工作高度,依据轴和轮

21、毂材料,载荷平稳,从表12-1中查得键(钢)连接许用挤压应力,计算挤压应力为: 符合要求。(2)第二根轴上键2因为轴毂连接为静连接,选择一般平键连接,端部类型为双圆头平键。传输扭矩为105.18Nm,轴直径为38mm,查零件手册得 时,键宽b=10mm,键高h=8mm,轴槽深t=5.0mm,键槽长度为L=80mm,则工作长度,工作高度,依据轴和轮毂材料,载荷平稳,从表12-1中查得键(钢)连接许用挤压应力,计算挤压应力为: 符合要求。(3)第三根轴上键3因为轴毂连接为静连接,和低速级大齿轮相连,所以选择一般平键连接,端部类型为双圆头平键。传输扭矩为257.3Nm,轴直径为40mm,查零件手册知

22、:当轴公称直径3844mm时,键公称尺寸bh=128, 轴槽深t=5.0mm,键槽长度为 合格合格设计计算及说明关键结果L=70(mm),则工作长度,工作高度,依据轴和轮毂材料,载荷平稳,从表12-1中查得键(钢)连接许用挤压应力,计算挤压应力为: 符合要求。(3)第三根轴上键4因为轴毂连接为静连接,和联轴器相连,所以选择一般平键连接,端部类型为双圆头平键。传输扭矩为257.3Nm,轴直径为30mm,查零件手册知:当轴公称直径2230mm时,键公称尺寸bh=87, 轴槽深t=4.0mm,键槽长度为=70mm,则工作长度,工作高度,依据轴和轮毂材料,载荷平稳,从表12-1中查得键(钢)连接许用挤

23、压应力,计算挤压应力为: 符合要求。十三、联轴器设计1.类型选择.为了隔离振动和冲击,选择弹性套柱销联轴器2.载荷计算.公称转矩:Tc=257.3Nm因为计算转矩小于联轴器公称转矩, 所以选择HL3型弹性套柱销联轴器其公称转矩为630Nm(HL3联轴器YA3082JB3082GB/T5014-1985)合格合格HL3联轴器YA3082JB3082设计计算及说明关键结果十四、箱体结构设计减速器箱体采取铸造(HT200)制成,采取剖分式结构为了确保齿轮啮合质量,大端盖分箱体采取H7/j6配合.1.箱体有足够刚度。在箱体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度。2.考虑到箱体内零件润滑,密封散热。因

24、其传动件速度小于12m/s,故采取侵油润油,同时为了避免油搅得沉渣溅起,齿顶到油池底面距离H为40mm。为确保机盖和机座连接处密封,联接凸缘应有足够宽度,联接表面应精创,其表面粗糙度为Ra6.3。3.箱体结构有良好工艺性。铸件壁厚为8,圆角半径为R=3mm箱体外型简单,拔模方便。4.对附件设计A.视孔盖和窥视孔在箱盖顶部开有窥视孔,能看到传动零件啮合区位置,并有足够空间,方便于能伸入进行操作,窥视孔有盖板,箱体上开窥视孔和凸缘一块,有便于机械加工出支承盖板表面并用垫片加强密封,盖板用铸铁制成,用M6紧固B.螺塞:放油孔在油池最底处,并安排在减速器不和其它部件靠近一侧,方便放油,放油孔用螺塞堵住

25、,所以油孔处机体外壁应凸起一块,由机械加工成螺塞头部支承面,并加封油圈加以密封。C.油标:油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出。D.通气孔:因为减速器运转时,机体内温度升高,气压增大,为便于排气,在箱盖顶部窥视孔改上安装通气器,方便达成体内为压力平衡。E.盖螺钉:启盖螺钉上螺纹长度要大于箱盖联结凸缘厚度。钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹。设计计算及说明关键结果F.定位销:为确保剖分式箱体轴承座孔加工及装配精度,在箱体联结凸缘长度方向各安装一个圆锥定位销,以提升定位精度。G.吊钩:在箱盖上直接铸出吊钩和吊环,用以起吊或搬运较重物体。减速器箱体

26、结构尺寸以下:名称符号计算公式结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M16地脚螺钉数目查手册4轴承旁联接螺栓直径M12箱盖和箱座联接螺栓直径=(0.50.6)M10轴承端盖螺钉直径=(0.40.5)M8,M8M10视孔盖螺钉直径=(0.30.4)M6定位销直径=(0.70.8)M6,至外箱壁距离查机械课程设计指导书表4222018,,至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表4201614外箱壁至轴承端面距离=+(812)42设计计算及说明关键结果大齿轮顶圆和内箱壁距离1.214齿轮端面和内箱壁距离10箱盖,箱座肋厚m1=7 m=7轴承端盖外径+(55

27、.5)92102122轴承旁联结螺栓距离9090100十五、润滑密封设计1.润滑闭式减速器中传动件通常采取油浴润滑,轴承通常采取滚子轴承,因为高速级大齿轮线速度,而且该齿轮和低速级大齿轮分度圆直径几乎相等,故能够采取油润滑。2.密封1、为了确保箱盖箱座联接处密封,联接处表面要光洁,需要经过刮研,装配时涂一层水玻璃,提升接合面密封效果,但决不许可在接合面间加垫片,以免破坏轴承和孔正确配合。2、因为轴伸转动圆周速率小于5m/s,可使用毡圈密封形式。3、油标处密封采取O型橡胶密封圈3.装油量斜圆柱齿轮进入油池深度应大于等于10mm,多极传动时,低速级大齿轮浸油深度不得超出启齿顶圆半径1/3。通常浸入

28、油池内齿轮顶圆到油池底面距离应大于3050mm,由此可确定减速器内最低油量:h=66mm,a=455mm,b=178mm V=hab=66455178=4.2升十六、设计总结经历三周课程设计,果真如老师说,这三周比上学期一学期学机械知识还要多,在最终一周时间里几乎天天晚上加班,早上八点多来 晚上十二点以后才回去,天天全部在忙着查资料,画装配图,碰到了问题就去找资料或问同学,根本就不会去想着休息或玩,不知不觉就到了晚上,甚至有时候全部不记得吃饭,然而,即使这几天有点累,而且没有时间去打球或干别事,但我自己感觉很充实,很快乐,因为当我一个人独自完成了任务,把设计说明书和图纸摆在面前时,我就感觉很有

29、成就感。说长也不长,说短也不短,我认为这三周课程设计是我在大学里面收获最多一个阶段,不仅仅在知识层面,更多是学会了朝着自己目标而不舍昼夜奋斗,同学们在晚上十二点时候,教室还是跟白天一样,几乎全部在为课设加班。答辩前一天晚上大部分人全部在熬通宵。这种状态我想只有当一个人奋不顾身为目标时才会有。总一句话来说,这三周课程设计感慨颇多,收获也不少,这种感觉以后也一定还会有,体验过这次课设,未来就愈加得心应手,不会让自己手忙脚乱,无从下手,也会愈加有信心能够做好。附:参考资料1 机械设计课程设计指导书 张淑敏等主编 中国农大工学院 6月2 机械设计教程 吴宗泽等主编 机械工业出版社 3月 3 机械设计课程设计图册 龚溎义等主编 高等教育出版社 1989年5月第3版 4 机械设计课程设计指导书龚溎义等主编 高等教育出版社 1990年4月第二版5机械设计课程设计手册吴宗泽 罗圣国主编 高等教育出版社 1999年6月第二版6 交换性和测量技术基础王伯平 主编 机械工业出版社 7月第二版

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