机械课程设计

机械课程设计 机 械 课 程 设 计 目录 前言 .................................................................................................................................................. 2 一、传动的拟定及说明 ........................................................................................................... 3 二、电动机的选择 ........................................................................................................................... 4 2.1 、选择电动机的类型 ....................................................................................................... 4 2.2 、选择电动机的容量 ....................................................................................................... 4 2.3 、确定电动机的转速 ....................................................................................................... 5 三、计算传动装置以及动力参数 ................................................................................................... 6 3.1、传动比的计算与分配 ..................................................................................................... 6 3.2、传动和动力参数计算 ..................................................................................................... 6 四 、蜗轮蜗杆设计计算 ................................................................................................................. 8 4.1蜗杆蜗轮参数设计计算 .................................................................................................... 8 4.3蜗轮蜗杆尺寸 ............................................................................................................ 9 五、轴的设计计算 ....................................................................................................................... 112 5.1 高速轴(蜗杆轴)的设计计算 ....................................................................................... 112 5.2 低速轴的设计计算 ......................................................................................................... 13 六、键联接的选择及校核计算 ..................................................................................................... 16 七、滚动轴承的选择及计算 ......................................................................................................... 17 7.1 高速轴上轴承的选择及校核 ......................................................................................... 17 7.2 高速轴上轴承的选择及校核 ......................................................................................... 17 八、联轴器的选择 ......................................................................................................................... 19 8.1、电动机与高速轴之间的联轴器 ................................................................................... 19 8.2、低速轴与卷筒之间的联轴器 ....................................................................................... 19 九、减速器箱体尺寸及结构的确定 ........................................................................................... 200 9.1 箱体尺寸的设计 ........................................................................................................... 200 9.2 箱体各部件结构的设计 ............................................................................................... 211 十、参考文献 ............................................................................................................................... 233 十一、图 1 机 械 课 程 设 计 前言 课程设计是考察学生全面在掌握基本理论知识的重要环节。根据学院的教学环节，在2011年6月13日-2011年7月3日为期三周的机械设计课程设计。本次是设计一个卷扬机的减速器，减速器是用于电动机和工作机之间的独立的闭式传动装置。本减速器属单级蜗杆减速器(电机——联轴器——减速器——外置齿轮传动——联轴器——卷扬机卷筒)，在袁逸萍老师指导下独立完成的。该课程设计包括:任务设计书，参数选择，传动装置总体设计，电动机的选择，运动参数计算，蜗轮蜗杆传动设计，蜗杆、蜗轮的基本尺寸设计，蜗轮轴的尺寸设计与校核，减速器箱体的结构设计，减速器其他零件的选择，减速器的润滑等和装配图A0图纸一张、零件图A3图纸4张(包括蜗杆轴与蜗轮)。设计参数的确定和方案的选择通过查询有关资料所得。 该减速器的设计基本上符合生产设计，限于作者初学水平，错误及不妥之处望老师批评指正。 参数选择: 卷筒直径:D=500mm 运输带有效拉力:F=10000N 运输带速度:V=0.4m/s 工作环境:用于建筑工地提升物料，空载启动，连续运转，三班制工作，工作平 稳。 使用期限:工作期限为十年，每年工作300天，三班制工作，每班工作4个小时，检修期间隔为三年。 生产批量及加工条件:小批量生产，无铸钢设备。 2 机 械 课 程 设 计 一、传动方案的拟定及说明 根据要求设计卷扬机减速器，传动路线 为:电机——连轴器——减速器——外置齿轮 ——连轴器——卷筒 (如图所示) 。根据生产 设计要求可知，减速器 图1 该减速器的结构包括电动机、蜗轮蜗杆传动装置、蜗轮轴、箱体、滚动轴承、检查孔与定位销等附件、以及其他件等。 图 2 3 机 械 课 程 设 计 二、电动机的选择 2.1 、选择电动机的类型 根据工作要求选用Y系列封闭扇冷式三相异步电动机，电源电压为 380V。三相异步电动机具有结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，启动性能好等优点。 2.2 、选择电动机的容量 电动机所需工作功率为: P Wd Pw 工作机所需功率: P Fv10000 0.4 4kW 10001000 5传动装置的总效率为 24 1 2 34 联轴器效率 1=0.99，角接触球轴承(一对) 2=0.99，闭式蜗轮蜗杆传动效率 3=0.87，外置开式齿轮传动 传动滚动效率 5=0.96为代入得: 4 0.992 0.994 0.87 0.93 0.96 0.73 电动机所需功率为:Pd Pw=4 5.48KW 0.73 因载荷平稳，电动机额定功率Ped略大于Pd即可。由Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率Ped为5.5kW。 2.3 、确定电动机的转速 滚筒轴工作转速nw 60 1000u 15.28r/min D 通常齿轮传动比范围为1~8，涡轮蜗杆传动比范围为10~40，故总传动比范围ia’=10~320;故电动机转速范围 ‘nd= ia’nw (10~320) 15.28r/min 153~4890r/min 符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min、1500r/min、3000r/min，现将这几种方案进行比较。有相关资料查得的电动机数据及计算出的总传动比列于表1。 4 机 械 课 程 设 计 相比较，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格以及总传动比，可以看出选用方案3较好，即选定电动机型Y132M2—6。 5 机 械 课 程 设 计 三、计算传动装置以及动力参数 3.1、传动比的计算与分配 总传动比 :i=n/nw=960/15.28=62.8 分配传动比 减速器的传动比，即一级蜗杆传动比i: i12=10 外置齿轮传动比， i34=6.28 3.2、传动和动力参数计算 3.1蜗杆轴的输入功率、转速与转矩 P0=5.48kw , n0=960r/min , T0=9550 P1= P0? 1=5.48kw*0.99=5.425kw 错误～未找到引用源。=错误～未找到引用源。=960r/min T1=9550错误～未找到引用源。=53.967N?m 3.2蜗轮轴的输入功率、转速与转矩 P2 = P1?η2η3 = 4.673kW n2=错误～未找到引用源。 =96r/min T2= 9550p0=54.515 n0P2= 464.866N?m n2 3.3外置齿轮轴的输入功率、转速与转矩 P4 = P2?η2?η4=4.302kW 错误～未找到引用源。4= n2错误～未找到引用源。 = 15.287 r/min i34 6 机 械 课 程 设 计 T3= 9550 P4 = 2687.519N?m n4 3.4卷筒轴的输入功率、转速与转矩 P5=P4?η1=4.259kw n5=错误～未找到引用源。4=15.287r/min T5=9550 P5 =2660.656 n5 1~4轴的输出功率或输出转矩分别为各轴的输入功率或输入转矩乘轴承效率0.99。 5轴的输出功率或输出转矩5轴的输入功率或输入转矩乘滚筒效率。 运动和动力参数计算结果整理于下表3-1: 表3-1各轴运动和动力参数 7 机 械 课 程 设 计 四 、蜗轮蜗杆设计计算 4.1蜗杆蜗轮参数设计计算 (1)选择材料并确定其许用应力 蜗杆用45钢，表面淬火，硬度为45~55HRC;蜗轮用铸锡青铜ZCuSn10P1砂轮铸造 许用接触应力，查表12-2得[ H]=200MPa 许用弯曲应力，查表12-6得 [ F]=50MPa (2)选择蜗杆头数Z,并估计传动效率 由 i=10查表12-2，取Z1=4,则Z2=4i Z1=40; 由Z1=4查表12-8，估计 =0.87; (3)确定蜗轮转矩 T 9.55 106P n 464.866N m 2 (4)确定使用系数kA，综合弹性系数zE 取kA=1.1，取zE=150(钢配锡青铜) (5)确定接触系数zP 假定1 0.5,由图12-11得zP=2.6 a (6)计算中心距a a kaT(zEzp/[Q])2 124.81mm H (7)确定模数m,蜗轮齿数 等参数 由式12-10得 z2,蜗杆直径系数q,蜗杆导程角τ，中心距a d 0.68a10.875 46.42mm 5.08mm m 2a,1 z2 8 机 械 课 程 设 计 现取m 6.3mm, q 10, d1 63mm,d2 6.3 40 252mm则 a 0.5 6.3 (10,40) 157.5 124.87mm, 接触强度足够。 导程角 r arctanz1/q arctan4/10 21.8014o。 4.2蜗轮蜗杆弯曲强度校核 (1)蜗轮齿形系数 由当量齿数 ZV Z2/(cosr) 57/(cos21.801o)33 49.97 50 查图11-8得， YFa2=2.375 (2)蜗轮齿根弯曲应力 1.53Ka T = mcosrFFa2 dd1 20Mpa<[ F]=50Mpa 2 弯曲强度足够 (3)蜗杆刚度计算 蜗杆圆周力Ft1=Fa2=2T1/d1 =253967/63=1713.24N 蜗杆轴向力Fa1=Ft2=2T2/d2=3689.41N 蜗杆径向力Fr1=Fr2=Fa1tanα?=6390.25N 蜗杆材料弹性模量 E=2.0610MPa 45蜗杆危险截面惯性矩 I=错误～未找到引用源。=772879.65mm 9 机 械 课 程 设 计 蜗杆支点跨距l=0.9d2=226.8mm 许用挠度 [Y]=d1/1000=0.063mm 由切向力Ft1和径向力Fr1产生的挠度分别为 Y=3-3t1t148EI=2.615310mm Y,3r1=3r1 48EI 9.755 10mm 合成总挠度为Y 2 t1,Y2r1=10.099错误～未找到引用源。 刚度足够。 4.3蜗轮蜗杆尺寸总结 (1)蜗杆尺寸 分度圆直径 d1 mq 63mm 齿顶高 ha m 6.3mm 齿根高 hf 1.2m 7.56mm 齿顶圆直径 da m(q,2) 75.6mm 齿根圆直径 df m(q,2.4) 47.88mm (2)蜗轮尺寸 分度圆直径 d mz2 252mm 齿顶高ha m 6.3mm 10 10-3mm<[Y] 机 械 课 程 设 计 齿根高hf 1.2m 7.56mm 喉圆直径 da2 m(Z2,2) 264.6mm 齿根圆直径 df m(Z2,2.4) 236.88mm齿顶圆直径 da da2,1.5m 252mm 中心距a=0.5m(q+Z2)=157.5mm 11 机 械 课 程 设 计 五、轴的设计计算 5.1 高速轴(蜗杆轴)的设计计算 高速轴用45s#钢，调质处理。[τ]=3040MPa p=5.5kW C=118107 取C=110 d C P=19.755mm n 下图中L=240mm,K133mm,d=28mm。图中a点为齿轮沿轴长方向的中点。 蜗杆作用在轴上的力为: 圆周力: Ft=1713.24N 径向力: Fr=6390.25N 轴向力: Fa=3689.41N (1)垂直面的支承反力(图b) dLFr ,Fa a 749.989N F1V L F2V Fr,F1V 6390.25,749.989 5640.261N (2)水平面的支承反力(图c) F1H F2H Ft 856.62N 2 (3)绘垂直面的弯矩图(图b) 12 机 械 课 程 设 计 MaV F2V ‘MaVL 975.76N m2 L F1V 129.748N m2 (4)绘水平面的弯矩图(图c) L MaH F1H 148.195N m 2 (5)求合成弯矩Ma(图d) 22Ma MaV,MaH 986.950N m M M’ a’2av ,M2 aH 196.968N m (6)求轴传递的转矩(图e) T Ft da 17.132N m 2 (7)求危险截面的当量弯矩 从图可知a截面最危险，其当量弯矩为: Me Ma2, T 取 0.6, 2 2, T 986.952,0.6 17.132 987.004N m Me Ma22 (7)计算危险截面处轴的直径 轴的材料为45#钢，调质处理，查表得 B 650MPa，许用弯曲应力 ,1b 60MPa， 则 d Me 54.79mm 0.1 ,1b考虑到键槽对轴的削弱，将d 值加大5%，故 d=1.05*54.79=57.53mm<63mm 经校核得知该轴的设计是合理的。 5.2 低速轴的设计计算 下图中L=138mm,K=281mm,d=46mm。图中a点为齿轮沿轴长方向的中点。 蜗轮作用在 轴上的力为: 圆周力: Ft=3689.4N 径向力: Fr=6390.25N 轴向力: Fa=3689.41N (1)垂直面的支承反力(图b) 13 机 械 课 程 设 计 F1VLFa 2,Fr ,2906.50N L F2V Fr,F1V 6390.25,2906.50 3483.75N (2)水平面的支承反力(图c) F1H F2H Ft 1844.7N 2 (3)绘垂直面的弯矩图(图b) MaV F2V ‘MaVL0.294 3483.75 512.11N m22 L F1V ,427.26N m2 (4)绘水平面的弯矩图(图c) L0.294 MaH F1H 1844.7 271.17N m22 (5)求合成弯矩Ma(图d) 22Ma MaV,MaH 579.47N m ‘Ma M’2 av2,MaH 506.05N m (6)求轴传递的转矩(图e) T Ft da0.2646 3689.4 488.11N m 22 (7)求危险截面的当量弯矩 从图可知a截面最危险，其当量弯矩为: Me Ma2, T 取 0.6, 2 2, T 579.472,0.6 488.11 649.27N m Me Ma22 (8)计算危险截面处轴的直径 轴的材料为45#钢，正火处理，查表得 B 650MPa，许用弯曲应力 ,1b 60MPa， 则 d Me 47.6mm 0.1 ,1b考虑到键槽对轴的削弱，将d 值加大5%，故 d=1.05x47.6mm=50.04<70mm 14 机 械 课 程 设 计 经校核得知该轴的设计是合理的。 15 机 械 课 程 设 计 六、键联接的选择及校核计算 键均采用45钢，查得键的许用挤压应力为 P 125~150MPa。 6.1蜗杆定固联轴器键 选择键的宽度b=8mm，高度h=7mm，长度L=50mm。 已知轴的直径d=28mm，传递的转矩T=53.967N?m。[σ]=140Mpa 4T4 53.967 103 校核: P 19.27MPa 140MPa， 安全。 dhl28 8 50 6.2蜗轮定固联轴器键 选择键的宽度b=14mm，高度h=9mm，长度L=80mm。 已知轴的直径d=48mm，传递的转矩T=460.217N?m。[σ]=140Mpa 4T4 460.217 103 校核: p 60.87MPa 140Mpa， 安全。 dhl42 9 80 固定蜗轮键 选择键的宽度b=20mm，高度h=12mm，长度L=63mm。 已知轴的直径 d=70mm，传递的转矩T=464.866N?m。[σ]=140Mpa 4T4 464.866 103 校核: P 35.14MPa 140MPa， 安全。 dhl70 12 63 16 机 械 课 程 设 计 七、滚动轴承的选择及计算 7.1 高速轴上轴承的选择及校核 因轴的直径为45mm，故选用角接触球轴承7009AC，其中 Cr=25.8KN, (1)由前面校核轴的计算知道两轴承所受的水平面和垂直面 F1V 749.989N,F2V 5640.216N,F1H F2H 856.62N，则轴承载荷为: 2Fr1 F1V,F12749.9892,856.622 1138.5NH Fr2 F,F2 2V21H .216,856.62 5704.9N22 Fa=3689.41N 预期寿命Lh 12000h，载荷平稳。 支承游动支承，因载荷不大，可选用一对角接触球轴承7009AC， 因为 a r2 3689.41 0.647 5704.9 故当量动载荷为: P2 X2Fr2,Y2Fa 0.67 5704.9,1.41 3689.41 9024.35N 计算所需的径向基本额定动载荷 fPCr1 P2 ft 60n 6 Lh 10 1/31 924.35 60 960 12000 61 10 1/3 46.9 9kN 则Cr1=46990N 查表得 7309AC轴承的径向基本额定动载荷Cr 49.3kN，因Cr1 Cr，故所选 7309AC轴承适用。 7.2 低速轴上轴承的选择及校核 因轴的直径为45mm，故选用角接触球轴承7309C，其中 , C0r 39.8KN。 Cr 49.2KN (1)由前面校核轴的计算知道两轴承所受的水平面和垂直面 F1V 749.989N,F2V 5640.26N,F1H F2H 856.62N， 17 机 械 课 程 设 计 则轴承载荷为: 2Fr1 F1V,F12749.9892,856.622 1138.5NH Fr2 F,F2 2V21H 5640.261,856.62 5704.9N22 预期寿命Lh 12000h，载荷平稳。 (2)计算轴承1、2的轴向力Fa1,Fa2 Fs1 Fs2 r12Yr2 1068N (方向见图示) ,1068N 2Y 因为Fs2,FA Fs1 所以轴承2为压紧端，Fa1 1068N,轴承2为放松端，Fa2 (3)计算轴承1、2的当量动载荷 Fa11068 eFr12991 Fa24059 eFr22991 4059N 查表得X1 1,Y1 0;X2 0.4,Y2 1.5 故当量动载荷为:P1 X1Fr1,Y1Fa1 2991N P2 X2Fr2,Y2Fa2 7284N (4)计算所需的径向基本额定动载荷Cr 因轴结构要求两端选择同样尺寸的轴承，今P1 P2， 故应以轴承2的径向当量动载荷P1为计算依据。因载荷平稳，工作温度正常，查表得ft 1。所以 Cr1 fPP2 60n 6 Lh ft 10 310 451.6 60 174 1.08 10 6 10 31 0 14kN 查表得 7013C轴承的径向基本额定动载荷Cr 40kN，因Cr1 Cr，故所选7013C轴承适用。 18 机 械 课 程 设 计 八、联轴器的选择 8.1、电动机与高速轴之间的联轴器 已知高速轴的输出功率为P=5.371W，转速n=960r/min, 因工作平稳，选用凸缘联轴器。 高速轴转矩为T=54.515N?m，查表得KA 1.3，故计算转矩为: TC KAT 1.3 54.515 70.87N m 根据计算转矩及电动机轴直径和减速器输入轴的直径查设计手册，选取凸缘联轴 器GYH3，材料为钢时，许用转速为9500r/min，允许的 轴孔直径为 28mm，合适。 8.2、低速轴与卷筒之间的联轴器 已知低速轴的输出功率为P=4.626kW，转速n=96r/min, 因工作平稳，选用弹性柱销联轴器。 低速轴转矩为T=460.217N?m，查表得KA 1.3，故计算转矩为: TC KAT 1.3 460.247 598.32N m 根据计算转矩及电动机轴直径和减速器输入轴的直径查设计手册，选取凸缘联轴 器GY7，其公称转矩为1600N?m，材料为钢时，许用转速为6000r/min，允许的 轴孔直径为70 mm，合适。 19 机 械 课 程 设 计 九、减速器箱体尺寸及结构的确定 9.1 箱体尺寸的设计 20 机 械 课 程 设 计 9.2 箱体各部件结构的设计 箱体 减速器箱体是支承轴系部件，保证传动零件正确啮合，良好润滑和密封的基 础零件，应具有足够的强度和刚度。因无铸造设备，箱体采用锻造。 为保证减速器支承刚度，箱体轴承座应有足够厚度，并设置加强肋。轴承旁联接螺栓凸台有利于提高轴承座孔的联接刚度，凸台高度由联接螺栓的扳手空间决定。箱座与箱盖联接凸缘要有一定厚度，以保证箱座与箱盖联接刚度，箱体剖分面要加工平整。箱体内的浸油高度为一个齿高,为避免传动零件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,在本次设计中设计其距离为50mm。 轴承盖 轴承盖用来密封、轴向固定轴承、支撑轴向载荷和调整轴承间隙。由设计要求选用凸缘式轴承盖，铸钢铸造。 轴承密封 对有轴穿出的轴承盖轴承盖孔与周之间应有密封件，以防止润滑剂外漏及外界灰尘、水分渗入，保证轴承的正常工作。所选轴承在已知工作条件下均采用油润滑，因转速不高，故选用毡圈油封。 观察孔 21 机 械 课 程 设 计 减速器安装完毕以后，为检查箱体内传动零件的啮合与润滑情况和向箱体内加润滑油，须在传动件上方设置观察孔。在允许条件下，观察孔应设计的大些。 通气器 通气器安装在观察孔盖上。采用带有过滤网的通气器，以避免箱体外灰尘、杂物吸入箱内影响润滑。在本次设计中选用的是M24 1.5的通气器。 油标(油面指示器) 选用B型杆式油标，螺纹公称直径是M12。 起吊装置 为方便拆卸，箱体一定要有起吊装置。本设计选用在箱盖上加装吊钩。 螺塞和封油圈的设计 箱座壁厚为10mm,故选择外六角螺塞M14×1.5;油圈选用纸封油圈。 22 机 械 课 程 设 计 十、参考文献 考文献 1.《机械设计基础》 (第五版) 杨可桢、程光蕴、李仲生主编 高等教育出版社2006.5 2. 《机械设计综合课程设计》 王之栎、王大康主编 机械工业出版社2007.8 3 .《现代工程工程制图》 杨裕根 祝世敏主编 出版社 2008.4 23 北京邮电大学 机 械 课 程 设 计 24