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机械设计课程设计-机械设计论文_

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内容简介:
机械设计课程设计 课题名称 带式输送机传动装置 设计 系 别 自动化 专 业 机电一体化 班 级 08 机电 (7)班 姓 名 黄琼辉 学 号 指导老师 完成日期 2010 年 04 月 24日 目录 nts 第一章 绪论 第二章 课题题目及主要技术参数说明 2.1 课题题目 2.2 主要技术参数说明 2.3 传动系统工作条件 2.4 传动系统方案的选择 第三章 减速器结构选择及相关性能参数计算 3.1 减速器结构 3.2 电动机选择 3.3 传动比分配 3.4 动力运动参数计算 第四章 齿轮的设计计算 (包括小齿轮和大齿轮 ) 4.1 齿轮材料和热处理的选择 4.2 齿轮几何尺寸的设计计算 4.2.1 按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸 4.2.2 齿轮弯曲强度校核 4.2.3 齿轮几何尺寸的确定 4.3 齿轮的结构设计 第五章 轴的设计计算 (从动轴 ) 5.1 轴的材料和热处理的选择 5.2 轴几何尺寸的设计计算 nts 5.2.1 按照扭转强度初步设计轴的最小直径 5.2.2 轴的结构设计 5.2.3 轴的强度校核 第六章 轴承、键和联轴器的选择 6.1 轴承的选择及 校核 6.2 键的选择计算及校核 6.3 联轴器的选择 第七章 减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构 尺寸的计算 7.1 润滑的选择确定 7.2 密封的选择确定 7.3 减速器附件的选择确定 7.4 箱体主要结构尺寸计算 第八章 总结 参考文献 nts 第一章 绪 论 本论文主要内容是进行一级 圆柱直齿轮的设计计算,在设计计算中运用到了机械设计基础、机械制图、工程力学、公差与互换性等多门课程知识,并运用 AUTOCAD软件进行绘图,因此是一个非常重要的综合实践环节 ,也是一次全面的、 规范的实践训练。通过这次训练,使我们在众多方面得到了锻炼和培养。主要体现在如下几个方面: ( 1)培养了我们理论联系实际的设计思想,训练了综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力,巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。 ( 2)通过对通用机械零件、 常用机械传动或简单机械的设计,使我们掌握了一般机械设计的程序和方法,树立正确的工程设计思想,培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。 ( 3)另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。 ( 4)加强了我们对 Office软件中 Word功能的认识和运用。 nts 第二章 课题题目及主要技术参数说明 2.1 课题题目 带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有单级圆柱齿轮减速器及 V带传动。 2.2 主要技术参数说明 输送带的最 大有效拉力 F=1150N, 输送带的工作速度 V=1.6 m/s, 输送机滚筒直径 D=260 mm。 2.3 传动系统工作条件 带式输送机在常温下连续工作、单向运转;空载起动,工作载荷较平稳;两班制(每班工作 8小时),要求减速器设计寿命为 8年,大修期为3年,中批量生产;三相交流电源的电压为 380/220V。 2.4 传动系统方案的选择 图 1 带式输送机传动系统简图 计 算 及 说 明 结果 nts 第三章 减速器结构选择及相关性能参数计算 3.1 减速器结构 本减速器设计为水平剖分,封闭卧式结构。 3.2 电动机选择 (一)工作机的功率 Pw wP=FV/1000=1150 1.6/1000=1.84kw (二)总效率总总=带 齿轮 联轴器 滚筒 2轴承= 20 . 9 6 0 . 9 8 0 . 9 9 0 . 9 6 0 . 9 9 0 .8 7 6 (三)所需电动机功率dP)(2 . 1 0 01 . 8 4 / 0 . 8 7 6/ KWPPwd 总查机械零件设计手册得 Ped = 3 kw 电动机选用 Y112M-4 n 满 = 1420 r/min 3.3 传动比分配 工作机的转速 n=60 1000v/( D) =60 1000 1.6/(3.14 260) =117.589r/min m i n )/(0 7 6.125 8 9.1 1 7/1 4 2 0/ rnni 满总取 3带i则 4 .0 2 51 2 .0 7 6 / 3/ 带总齿 iii3.4 动力运动参数计算 (一)转速 n 电动机 选用: Y100L2-4 带i 齿i=4.025 计 算 及 说 明 结果 nts 0n=满n=1420( r/min) In = 0n / 带i = 满n / 带i =1420/3=473.333 ( r/min ) IIn = In / 齿i =473.333/4.025=117.589( r/min) IIIn = IIn =117.589( r/min) (二) 功率 P )(612.10 kwPP d )(1 .9 7 40 .9 42 .1 0 001 kwPP 带)(1 . 9 1 60 . 9 90 . 9 81 . 9 7 412 kwPP 轴承齿轮 )(1 . 8 7 50 . 9 90 . 9 9916.123 kwPP 轴承联轴器 (三) 转矩 T 2 .1 0 0 / 1 4 2 09 5 5 0/9 5 5 0000 nPT=14.126(N m) )(4 0 . 6 8 430 . 9 61 4 . 1 2 601 mNiTT 带带025.40 . 9 90 . 9 8684.4012 齿轴承齿轮 iTT = 158.872(N m) 10 . 9 90 . 9 98 7 2.1 5 823 齿带轴承联轴器 iTT = 155.710(N m ) 计 算 及 说 明 结果 nts 将上述数据列表如下: 轴号 功率 P/kW N /(r.min-1) T / (N m) i 0 2.100 1420 14.126 3 0.96 1 1.974 473.333 40.684 2 1.916 117.589 158.872 4.025 0.97 3 1.875 117.589 155.710 1 0.98 第四章 齿轮的设计计算 4.1 齿轮材料和热处理的选择 小齿轮选用 45 号钢,调质处理, HB 236 大齿轮选用 45 号钢,正火处理, HB 190 4.2 齿轮几何尺寸的设计计算 4.2.1 按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸 由机械零件设计手册查得 aHaH MPMP 5 3 0,5 8 0 2l i m1l i m ,SHlim = 1 1,200,215l i m2l i m1l i m FaFaF SMPMP 025.4589.117/333.473/ 21 nn 由机械零件设计手册查得 ZN1 = ZN2 = 1 YN1 = YN2 = 1.1 由 aH NHH MPSZ 58011580l i m11l i m1 aH NHH MPSZ 53011530l i m22l i m2 计 算 及 说 明 结果 nts aF NFF MPSY 2 4 411.12 1 5l i m11l i m1 aF NFF MPSY 20411.1200l i m22l i m2 (一)小齿轮的转矩 IT )(4 2 . 3 7 93771 . 9 7 4 / 4 7 3 .9550/9550 111 mNnPT (二) 选载荷系数 K 由原动机为电动机,工作机为带式输送机,载荷平稳,齿轮在两轴承间对称布置。查机械原理与机械零件教材中表得,取 K 1.1 (三) 计算尺数比 =4.025 (四) 选择齿宽系数d根据齿轮为软齿轮在两轴承间为对称布置。查机械原理与机 械零件教材中表得,取d 1 (五) 计算小齿轮分度圆直径 1d 1d 计 算 及 说 明 结果 nts 1d766uuKTHdI223)1( =766025.45301)1025.4(684.401.123 = 44.714( mm) (六) 确定齿轮模数 m mmda 343.1124 . 0 2 5124 4 . 712 1 m =(0.007 0.02)a = (0.007 0.02) 185.871 取 m=2 (七) 确定齿轮的齿数 1Z 和 2z 36.223714.4411 mdZ取 Z1 = 24 6.96244 .0 2 512 ZZ 取 Z2 = 96 (八)实际齿数比 4249612 ZZ齿数比相对误差 006.0 2FY / 2F =2.19/204=0.0107 计算大齿轮齿根弯曲应力为 a=120mm B1=57mm B2=48mm V=1.1890 (m/s) 定为 IT7 计 算 及 说 明 结果 nts 2236663.27 4 1.1 0 12 0 0 02 0 0 02222 111 ZmBYKT FF 1)(952.40 FM Pa 齿轮的弯曲强度足够 4.2.3 齿轮几何尺寸的确定 齿顶圆直径ad由机械零件设计手册得 h*a =1 c* = 0.25 )(542)1224(22 1111 mmmhZhdd aaa )(1962)1296(22 2222 mmmhZhdd aaa 齿距 P = 2 3.14=6.28(mm) 齿根高 )(5.2 mmmchh af 齿顶高 )(221 mmmhh aa 齿根圆直径fd)(435.2248211 mmhdd ff )(1 8 75.221 9 2222 mmhdd ff 4.3 齿轮的结构设计 小齿轮采用齿轮轴结构,大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算如下: 轴孔直径 d= 50 )(mm 轮毂直径 1D =1.6d=1.6 50=80 )(mm 轮毂长度 )(662 mmBL 轮缘厚度 0 = (3 4)m = 6 8(mm) 取 0=8 轮缘内径 2D =2ad-2h-20=196-2 4.5-2 8 强度足够 1ad=54mm 2ad=196mm h=4.5mm S=3.14mm P=6.28mm hf=2.5mm ha=2mm df1=43mm df2=187mm 计 算 及 说 明 结果 nts = 171(mm) 取 D2 = 170(mm) 腹板厚度 c=0.32B=0.3 48=14.4 取 c=15(mm) 腹板中心孔直径0D=0.5(1D+ 2D )=0.5(170+80)=125(mm) 腹板孔直径0d=0.25( 2D - 1D ) =0.25( 170-80) =22.5(mm) 取0d=20(mm) 齿轮倒角 n=0.5m=0.5 2=1 齿轮工作如图 2 所示: 计 算 及 说 明 结果 nts 第五章 轴的设计计算 5.1 轴的材料和热处理的选择 由机械零件设计手册中的图表查得 选 45 号钢,调质处理, HB217 255 b=650MPa s=360MPa 1=280MPa 5.2 轴几何尺寸的设计计算 5.2.1 按照扭转强度初步设计轴的最小直径 从动轴 2d =c223nP =115587.117955.13 =29.35 考虑键槽 2d =29.35 1.05=30.82 选取标准直径 2d =32 mm 5.2.2 轴的结构设计 根据轴上零件的定位、装拆方便的需要,同时考虑到强度的原则,主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。 5.2.3 轴的强度校核 从动轴的强度校核 圆周力 tF=222000d T=2000 158.872/192=1654.92 径向力 rF =tFtan=1654.92 tan20 =602.34 由于为直齿轮,轴向力aF=0 作从动轴受力简图:(如图 3 所示) D2=32mm nts 从动轴RARBRHA RHBFtFtFrRvARvBFt水平面弯矩垂直面弯矩合力弯矩扭矩危险截面当量弯矩从动轴受力简图nts 计 算 及 说 明 结果 L=110mm HAR=HBR=0.5tF=0.5 1654.92=827.46 )(N HCM=0.5HARL=827.46 110 0.5/1000=51.72 )( mN VAR=VBR=0.5 rF =0.5 602.34 =301.17 )( mN VCM=0.5VARL=501.17 110 0.5/1000=36.4 )( mN 转矩 T=158.872 )( mN 校核 CM= 22VCHC MM = 22 82.1872.51 =55.04 )( mN eM= 22 aTMC = 22 872.1586.004.55 =118.42 )( mN 由图表查得, b1=55MPa d 10 beM 131.0 =1055*1.042.1183 =29.21(mm) 考虑键槽 d=29.21mm 45mm 则强度足够 第六章 轴承、键和联轴器的选择 6.1 轴承的选择及校核 考虑轴受力较小且主要是径向力,故选用单列深沟球轴承主动轴承根据轴颈值查机械零件设计手册选择 6207 2 个( GB/T276-1993)从动轴承 6209 2 个 ( GB/T276-1993) 寿命计划: 从动轴承 2 个 nts 计 算 及 说 明 结果 两轴承受纯径向载荷 P= rF =602.34 X=1 Y=0 从动轴轴承寿命:深沟球轴承 6209,基本额定功负荷 rC=25.6KN tf=1 =3 hL10= PCfn rt266010 = 3634.602100016.25589.1176010 =10881201 预期寿命为: 8 年,两班制 L=8 300 16=38400hL10轴承寿命合格 6.2 键的选择计算及校核 (一)从动轴外伸端 d=42,考虑键在轴中部安装故选键 10 40 GB/T1096 2003, b=16, L=50, h=10,选 45 号钢,其许用挤压力 p =100MPa p=lhFt=hldTI4000=32308 872.1584000 =82.75 p则强度足够,合格 (二)与齿轮联接处 d=50mm,考虑键槽在轴中部安装,故同一方位母线上,选键 14 52 GB/T1096 2003, b=10mm,L=45mm, h=8mm,选 45 号钢,其许用挤压应力 p =100MPa p=lhFt=hldTI4000=50358 872.1584000 =45.392 p则强度足够,合格 从动轴外伸端键 10 40 GB/1096 2003 与齿轮联接处键 14 52 GB/T1096 2003 nts 计 算 及 说 明 结果 6.3 联轴器的选择 由于减速器载荷平稳,速度不高,无特殊要求,考虑拆装方便及经济问题,选用弹 性套柱联轴器 K=1.3 CT=9550IIIInKP=9550589.117 916.13.1 =202.290 选用 TL8 型弹性套住联轴器,公称尺寸转矩nT=250,CTnT。采用 Y 型轴孔, A 型键轴孔直径 d=32 40,选 d=35,轴孔长度 L=82 TL8 型弹性套住联轴器有关参数 选用 TL8型弹性套住联轴器 型号 公称 转矩T/(N m) 许用 转速 n/( r 1min 轴孔 直径 d/mm 轴孔 长度 L/mm 外径 D/mm 材料 轴孔 类型 键槽 类型 TL6 250 3300 35 82 160 HT200 Y 型 A型 第七章 减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的计算及装配图 7.1 润滑的选择确定 7.1.1 润滑方式 1.齿轮 V=1.2 12 m/s 应用喷 油润滑,但考虑成本及需要,选用浸油润滑 2.轴承采用润滑脂润滑 7.1.2 润滑油牌号及用量 齿轮浸油润滑 轴承脂润滑 nts 计 算 及 说 明 结果 1.齿轮润滑选用 150 号机械油,最低最高油面距 10 20mm, 需油量为 1.5L 左右 2.轴承润滑选用 2L 3 型润滑脂,用油量为轴承间 隙的 1/3 1/2 为宜 7.2 密封形式 1.箱座与箱盖凸缘接合面的密封 选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法 2.观察孔和油孔等处接合面的密封 在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫 片进行密封 3.轴承孔的密封 闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部 轴的外伸端与透盖的间隙,由于 V3( m/s),故选用半粗羊毛毡加以密封 4.轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封,防止润滑油进入轴承内部 7.3 减速器附件的选择确定 列表说明如下: 齿轮用150 号机械油 轴承用2L 3 型润滑脂 nts 计 算 及 说 明 结果 7.4 箱体主要结构尺寸计算 箱座壁厚 =10mm 箱座凸缘厚度 b=1.5 , =15mm 箱盖厚度 1 =8mm 箱盖凸缘厚度 1b =1.5 , 1 =12mm 箱底座凸缘厚度 2b =2.5
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