掘进机毕业设计设计说明书.doc
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掘进机毕业设计设计说明书 ———————————————————————————————— 作者: ———————————————————————————————— 日期: 2 个人收集整理 勿做商业用途 目 录 一 课程设计书 …………………………………… 2 二 设计要求 ……………………………………2 三 设计步骤 ……………………………………2 1。 传动装置总体设计方案 ………………………… 3 2。 电动机的选择 ………………………………… 4 3。 确定传动装置的总传动比和分配传动比……………5 4。 计算传动装置的运动和动力参数 …………………5 5. 设计V带和带轮…………………………………6 6。 齿轮的设计 …………………………………8 7。 滚动轴承和传动轴的设计 ………………………19 8. 键联接设计…………………………………… 26 9。 箱体结构的设计…………………………………27 10。润滑密封设计………………………………… 27 11.联轴器设计…………………………………… 27 四 设计小结 ………………………………………28 五 参考资料 ………………………………………29 一。 课程设计书 设计课题: 设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限10年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V 表一: 题号 参数 1 运输带工作拉力(kN) 0。14 运输带工作速度(m/s) 0。8 卷筒直径(mm) 300 二. 设计要求 1.减速器装配图一张(A1)。 2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3). 3。设计说明书一份。 三. 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 计 算 及 说 明 结 果 1。传动装置总体设计方案: 1. 组成:传动装置由电动机、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: 图一:(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。 选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器(展开式)。 传动装置的总效率 =0.96×××0.98×0。96=0。78; 为V带传动的效率,为滚动轴承的效率, 为圆柱齿轮传动的效率(齿轮为7级精度,油脂润滑. 因是薄壁防护罩,采用开式效率计算).为弹性联轴器的效率, 为卷筒轴滑动轴承的效率 ηa=0。78 计 算 及 说 明 结 果 由已知条件计算驱动卷筒的转速 2.电动机的选择 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) 卷筒轴的输出功率 (2) 电动机输出功率 =6.0kw/0。83=7.23kW (3) 电动机额定功率 选取电动机额定功率=7.5 kW 3、确定电动机的转速: 电动机选择转速1500r/min。 4、确定电动机型号 根据所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为Y132M—4。 其主要性能:额定功率:7。5kW,满载转速1440r/min,额定转矩2。2。 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比 =7。23kW =7。5 kW 电动机型号 Y132M—4 计 算 及 说 明 结 果 1、传动装置总传动比: 2、分配各级传动比 取V带传动比i1=2.0,则二级圆柱齿轮减速器的传动比为 ,则取i2=4.28,i3=3.3 4。计算传动装置的运动和动力参数 1、各轴转速(r/min) n0 = nm=1440r/min n1 = n0 /i1=1440/2。0=720(r/min) n2 = n1/ i2=720/4.28=168(r/min) n3 = n2/ i3=168/3.3=51(r/min) 2、 各轴输入功率 P0= Ped =5.54kW P1= P0×η1=5。54×0。96×0。98=5。21kW P2=P1×η2×η3=5.21×0。98×0。96=4.9kW P3=P2×η2×η3=4.9×0。98×0.96=4。6kW 3、 各轴转矩 T0=9550P0/n0=9550×5。54/1440=36.7N·m T1=9550P1/n1=9550×5。21/720=69N·m T2=9550P2/n2=9550×4。9/168=279N·m T3=9550P3/n3=9550×4。6/51=861N·m i总=27。38 i1=2.0 i2=4。28 i3=3。3 n0 =1440r/min n1 =720r/min n2=168r/min n3=51r/min P0=5.54KW P1=5.21KW P2=4.9KW P3=4.6KW T0=36.7N·m T1=69N·m T2=279N·m T3=861N·m 计 算 及 说 明 结 果 5.设计V带和带轮 ⑴ 确定计算功率 查课本表9-9得: ,式中为工作情况系数, 为传递的额定功率,既电机的额定功率。 ⑵ 选择带型号 根据,n0 =1440r/min,查课本表8—8和表8-9选用带型为A型带. ⑶ 选取带轮基准直径 查课本表8-3和表8—7得小带轮基准直径 则大带轮基准直径 ⑷ 验算带速v 在5~25m/s范围内,V带充分发挥. ⑸ 确定中心距a和带的基准长度 由于,初定中心距,所以带长, =.查课本表8—2选取基准长度得实际中心距 ⑹ 验算小带轮包角 ,包角合适. Pca=5。124kW dd2=180mm V=7.536m/s 取a0=350 Ld=2000mm a=762。5mm α1=172。51° 计 算 及 说 明 结 果 ⑺ 确定v带根数z 因,带速,传动比, 查课本表8-5a和8-5b,得。 查课本表8—2得=1.03. 查课本表8—8,得Kα=0.98 由公式8-22得 , 故选Z=4根带。 ⑻ 计算预紧力 查课本表8-4可得,故: 单根普通V带张紧后的初拉力为 ⑼ 计算作用在轴上的压轴力 利用公式8—24可得: 6.齿轮的设计 (一)高速级齿轮传动的设计计算 1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 Z=4根 F0=137.5N Fp =1098N 计 算 及 说 明 结 果 1)考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 2)按GB/T10095-1998,选择7级精度 3)材料:高速级小齿轮选用40Cr调质,硬度为280HBS,高速级大齿轮选用45钢调质,硬度为240HBS 4)取小齿轮齿数=27,大齿轮齿数Z=i2×Z=4。28×27=115.56 取Z=115。 5)选取螺旋角β=12° 2.按齿面接触强度设计 1) 确定各参数的值: ①试选=1.45 查课本图10—30 选取区域系数 Z=2.45 取0。8 ②由课本公式10-13计算应力循环次数 N=60nj =60×720×1×(10×350×16) =2。4×10h N= N/ i=5.7×10h ③查课本图 10—19得:K=1 K=1。05 ④齿轮的疲劳强度极限 取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式10-12得: []==1×700=700 []==1。05×550=577 N1=2.4×10h N2 = 5.7×h []=700 []=577 计 算 及 说 明 结 果 许用接触应力 ⑤查课本由表10—6得: =189.8MP 由表10—7得: =1 ⑥计算小齿轮传递的转矩 T=95.5×10×=95。5×10×7。2/1450 =4。742×10N·mm 2)计算 ②计算圆周速度 ③计算齿宽b和模数 b==44。3mm =638。5 T=4.742×10N·mm V=2。09m/s b=44。3mm 计 算 及 说 明 结 果 ⑤计算纵向重合度 =0。318=3。62 ⑥计算载荷系数K 使用系数=1 根据,7级精度, 查课本由表10-8得 动载系数K=1.11, 查课本由表10-4得K的计算公式: K= +0.23×10×b =1。12+0。18(1+0。61) ×1+0。23×10×43。59=1.42 查课本由表10—13得: K=1。35 查课本由表10—3 得: K==1.2 故载荷系数: K=K K K K =1×1.11×1。2×1.42=1.89 ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 d=d=43.59×=46。07 ⑧计算模数 = 3.按齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式 ≥ =1。903 K=1。42 K=1.89 d=46。07 =1.96mm 计 算 及 说 明 结 果 1) 确定公式内各计算数值 ①载荷系数K K=K K K K=1×1。11×1.2×1。35=1。798 ②根据纵向重合度εβ=1。903,从图10-28查得 螺旋角影响系数Yβ=0.99 ③计算当量齿数 Zv1=Z1/cos3β=27/ cos13°=29.19 Zv2=Z2/cos3β=115/ cos13°=126 按对称布置,初选齿宽系数=1 ④ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y 查课本由表10-5得: 齿形系数Y=2。52 Y=2.16 应力校正系数Y=1。62 Y=1。81 ⑤计算大小齿轮的 安全系数由表查得S=1.4 查课本由表10-20c得到弯曲疲劳强度极限 小齿轮 大齿轮 查课本由表10—18得弯曲疲劳寿命系数: K=0.85 K=0.88 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 []= []= K=1。94 Zv1=29。19 Zv2=126 []=303.57Mpa []=238.86Mpa 计 算 及 说 明 结 果 大齿轮的数值大。选用. 3)设计计算 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,按GB/T1357—1987圆整为标准模数,取m=1.5mm 4. 几何尺寸计算 1)计算中心距 a===146.17 将中心距圆整为146 2)计算大。小齿轮的分度圆直径 d==55.423 d==236.5 mn=1。96mm 圆整mn=2mm a=146mm d1=55.423mm d2=236。5mm 计 算 及 说 明 结 果 4)计算齿轮宽度 B= 圆整后取 (二) 低速级齿轮传动的设计计算 1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 1)考虑此减速器的功率及现场安装的限制,故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮 2)按GB/T10095-1998,选择7级精度 3)材料:高速级小齿轮选用40Cr调质,硬度为280HBS,高速级大齿轮选用45钢调质,硬度为 240HBS 4)取小齿轮齿数Z3=27,大齿轮齿数Z4= i3×Z3=3。3×24=89。1 取Z4=89。 5)选取螺旋角β=0° B1=55mm B2=50mm i3=3.3 Z3=27 Z4=89 计 算 及 说 明 结 果 ①由课本公式10-13计算应力循环次数 N3=60n2j =60×168×1×(10×350×16) =5。6×h N4= N3/i=1。7×10h ③查课本 10—19图得:K=0.90 K=0。95 ④齿轮的疲劳强度极限 取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式10-12得: []==0。90×600=540 []==0.95×550=522。5 许用接触应力 ⑤查课本由表10—6得: =189.8MP 由表10—7得: =1 ⑥计算小齿轮传递的转矩 T=95.5×10×=95.5×10×4。9/168 =2.8×105N·mm 2)计算 ①小齿轮的分度圆直径d = =77。36mm 计 算 及 说 明 结 果 ②计算圆周速度 ③计算齿宽b和模数 b==77。36mm = ④计算齿宽与高之比 齿高h=2.25 =2.25×2。95=6.638 = =10.99 ⑥计算载荷系数K 使用系数=1 根据,7级精度, 查课本由表10-8得 动载系数K=11, 查课本由表10-4得K K=1。1 查课本由表10-13得: K=1。35 查课本由表10-3 得: K==1.1 故载荷系数: K=K K K K =1×1。2×1.1×1.1=1.45 V=0。96m/s b=77。36mm =2。86mm K=1.1 K=1.45 计 算 及 说 明 结 果 ⑦按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 d3=d3t=72。96×=79.46 ⑧计算模数 = 3. 按齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式 ≥ 1)确定公式内各计算数值 ①载荷系数K K=K K K K=1×1。2×1。1×1.1=1.45 ③ 初选齿宽系数 按对称布置,由表查得=1 ④ 查取齿形系数Y和应力校正系数Y 查课本由表10-5得: 齿形系数Y=2。57 Y=2。20 应力校正系数Y=1.60 Y=1.78 d3=79。46mm =2.79mm K=1。685 计 算 及 说 明 结 果 ⑤ 计算大小齿轮的 安全系数由表查得S=1.4 查课本由表10-20c得到弯曲疲劳强度极限 小齿轮 大齿轮 查课本由表10-18得弯曲疲劳寿命系数: K=0。85 K=0。88 取弯曲疲劳安全系数 S=1。4 []= []= 大齿轮的数值大。选用。 2) 设计计算 对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,按GB/T1357—1987圆整为标准模数,取m=3 mm但为了同时满足接触疲劳强度,需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=75.46来计算应有的齿数.于是由: Z3==26.58 取z3=27,则z4=3。3×27= 89.1,取z4=89 mn=2.13mm mn=2.5mm Z3=27 Z4=89 计 算 及 说 明 结 果 4. 几何尺寸计算 1)计算中心距 a===174 将中心距圆整为174 3)计算大。小齿轮的分度圆直径 d==81 d4==267 4)计算齿轮宽度 B= 圆整后取 V带齿轮各设计参数附表 1。各传动比 V带 高速级齿轮 低速级齿轮 2。0 4.28 3。3 2。 各轴转速n n0(r/min) n1(r/min) n2(r/min) n3(r/min) 1440 720 168 51 a=174 d3=81mm d4=267mm B3=93mm B4=98mm 计 算 及 说 明 结 果 3. 各轴输入功率 P P0(kw) P1(kw) P2(kw) P3(kw) 5。21 4。9 4。6 4。416 4。 各轴输入转矩 T T0(kN·m) T1(kN·m) T2(kN·m) T3(kN·m) 0.069 0。279 0。861 0.827 5. 带轮主要参数 小轮直径 (mm) 大轮直径 (mm) 中心距 a(mm) 基准长度 (mm) 带的根数z 90 180 762。5 2000 4 7。传动轴承和传动轴的设计 7。1低速轴的设计与校核 1。求输出轴上的功率P,转速,转矩 P=4。6KW =51r/min =861N.m 2。求作用在齿轮上的力 已知低速级大齿轮的分度圆直径为 =267 而 F= F= F 计 算 及 说 明 结 果 3.初步确定轴的最小直径 先按课本15-2初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为40Cr,调质处理,根据课本取 取=(1+5%)=54.5mm 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号 查课本,选取 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查GB5014-85选用YL11型弹性套柱销联轴器其公称转矩为1250N·m,半联轴器的孔径 4.轴的结构设计 1)拟定轴上零件的装配方案 计 算 及 说 明 结 果 2)计根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 (1)为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,Ⅰ—Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直径;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径半联轴器与 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故Ⅰ—Ⅱ的长度应比 略短一些,现取 (2)初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选 用单列角接触球轴承。参照工作要求并根据,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承7211AC,其尺寸为的,故 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得轴承定位轴肩高度mm, ③齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的宽度为75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取。 齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高,取.轴环宽度,取b=9mm。 ④ 轴承端盖的总宽度为32mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 ,故取。 ⑤ 取齿轮距箱体内壁之距离a=12,两圆柱齿轮间的距离c=20.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取s=10,已知滚动轴承宽度T=21, 高速齿轮轮毂长L=50,则 计 算 及 说 明 结 果 作为定位轴肩,取=62mm =21+10+1=32 至此,已初步确定了轴的各端直径和长度. 计 算 及 说 明 结 果 9。箱体结构的设计 减速器的箱体采用铸造(HT200)制成,采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量, 大端盖分机体采用配合. 1. 机体有足够的刚度 在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 2. 考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 因其传动件速度小于12m/s,故采用侵油润油,同时为了避免油搅得沉渣溅起,齿顶到油池底面的距离H为40mm 为保证机盖与机座连接处密封,联接凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗糙度为 3. 机体结构有良好的工艺性. 铸件壁厚为8,圆角半径为R=3.机体外型简单,拔模方便。 4。 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔,能看到 传动零件齿合区的位置,并有足够的空间,以便于能伸入进行操作,窥视孔有盖板,机体上开窥视孔与凸缘一块,有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封,盖板用铸铁制成,用M8紧固 B 油螺塞: 放油孔位于油池最底处,并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧,以便放油,放油孔用螺塞堵住,因此油孔处的机体外壁应凸起一块,由机械加工成螺塞头部的支承面,并加封油圈加以密封. 计 算 及 说 明 结 果 C 通气孔: 由于减速器运转时,机体内温度升高,气压增大,为便于排气,在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器,以便达到体内为压力平衡。 D 盖螺钉: 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. E 位销: 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度,在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销,以提高定位精度。 F 吊钩: 在机盖上直接铸出吊钩和吊环,用以起吊或搬运较重的物体。 减速器机体结构尺寸如下: 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 M20 地脚螺钉数目 查手册 8 计 算 及 说 明 结 果 轴承旁联接螺栓直径 M16 箱盖与箱座联接螺栓直径 =(0.5~0。6) M12 轴承端盖螺钉直径 见表9—9 M8 视孔盖螺钉直径 =(0。3~0.4) M8 定位销直径 =(0.7~0。8) 10 ,,至箱外壁距离 查机械课程设计指导书表4 26/22/18 ,,至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表4 24/20/16 箱体外壁至轴承座端面距离 =++(5~10) 60 大齿轮顶圆与箱体内壁距离 〉1。2 12 齿轮端面与箱体内壁距离 〉 12 加强肋厚 8 轴承端盖外径 +2.5 100(输入轴) 100(中速轴) 120(输出轴) 轴承旁联结螺栓距离 S 110(输入轴) 100(中速轴) 120(输出轴) 10. 润滑密封设计 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,所以采用脂润滑,箱体内选用SH0357-92中的50号润滑,装至规定高度. 油的深度为H+ H=177 =19。323 所以H+=177+19。323=196.323 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 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,国150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 11.联轴器设计 1。类型选择。 为了隔离振动和冲击,选用弹性套柱销联轴器。 2.载荷计算. 公称转矩:T=95509550595.86 查课本,选取 所以转矩 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以 查《机械设计手册》 选取YL11型弹性柱销联轴器其公称转矩为1000Nm 计 算 及 说 明 结 果 四. 设计小结 这次关于带式运输机上的两级展开式圆柱斜齿轮(一对斜齿)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。通过二个星期的设计实践,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. 1. 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》、《公差与配合》、《CAD实用软件》、《机械工程材料》、《机械设计手册》等于一体。 2. 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,结合生产实际反系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。 3. 在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关知识与技能,结合各个教学实践环节进行机械课程的设计,一方面,逐步提高了我们的理论水平、构思能力、工程洞察力和判断力,特别是提高了分析问题和解决问题的能力,为我们以后对专业产品和设备的设计打下了宽广而坚实的基础。 4. 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。 5。 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。 计 算 及 说 明 结 果 五。 参考资料: [1] 程志红,主编。 机械设计[M].南京:东南大学出版社,2006年版 [2] 程志红,唐大放,主编. 机械设计课程上机与设计[M]。 南京:东南大学出版社,2006年版 [3] 濮良贵,纪名刚主编。 机械设计[M]. 北京:高等教育出版社,2001年6月第7版 计 算 及 说 明 结 果 计 算 及 说 明 结 果 计 算 及 说 明 结 果 35 第 页- 配套讲稿:
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