(論文)機械設(shè)計課程設(shè)計(帶式運輸機傳動裝置的設(shè)計減速箱)最新優(yōu)秀畢業(yè)論文資料搜集嘔血奉獻

課程設(shè)計(論文)機械設(shè)計課程設(shè)計1.課程設(shè)計目 械設(shè)計課程是培養(yǎng)學(xué)生機械設(shè)計能力的技術(shù)基礎(chǔ)。機械設(shè)計課程設(shè)計是機械設(shè)計課程的重要實踐教學(xué)環(huán)節(jié)，其基本目的是：1) 通過課程設(shè)計，綜合運用機械設(shè)計課程和其他先修課程的理論和實際知識，培養(yǎng)分析和解決實際問題的能力，掌握機械設(shè)計的一般規(guī)律，樹立正確的設(shè)計思想;2） 學(xué)會從機器功能要求出發(fā)，合理選擇執(zhí)行機構(gòu)和傳動機構(gòu)的類型，制定傳動方案，合理選擇標(biāo)準(zhǔn)部件的類型和型號，正確計算零件的工作能力，確定其尺寸、形狀、結(jié)構(gòu)及材料，并考慮制造工藝、使用、維護、經(jīng)濟和安全等問題，培養(yǎng)機械設(shè)計能力；3) 通過課程設(shè)計，學(xué)習(xí)運用標(biāo)準(zhǔn)、規(guī)范、手冊、圖冊和查閱科技文獻資料以及計算機應(yīng)用等，培養(yǎng)機械設(shè)計的基本技能和獲取有關(guān)信息的能力。在本課程設(shè)計中用計算機繪圖或手工繪圖都能達到以上基本要求，但是由目前發(fā)展趨勢應(yīng)盡量采用計算機繪圖。2.課程設(shè)計題目帶式運輸機傳動裝置的設(shè)計。3.課程設(shè)計步驟3.1設(shè)計準(zhǔn)備3.1.1 閱讀設(shè)計任務(wù)書3.1.2看錄像、拆裝減速器3.1.3閱讀有關(guān)資料3.2傳動裝置的總體設(shè)計3.2.1 選擇傳動方案 選擇展開式二級圓柱齒輪減速器3.2.2 選擇電動機類型35工作機的效率 傳動裝置中各部分的效率,查表1-7 吳宗澤、羅圣國主編,第5頁。8級精度的一般齒輪傳動效率 彈性聯(lián)軸器傳動效率 齒式聯(lián)軸器傳動效率 球軸承傳動效率 滾子軸承 電動機至工作機之間傳動裝置的總效率 工作機所需輸入功率所需電動機功率由,得。查表13-2 吳宗澤、羅圣國主編,第188頁。,得圓柱齒輪傳動單級傳動比常值為35,故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍: 。對Y系列電動機通常多選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min或1500r/min的電動機,故選用同步轉(zhuǎn)速為1500r/min。查表12-1,選用Y100L2-4,額定功率3KW,滿載轉(zhuǎn)速1430r/min,電動機極數(shù)為4，軸伸尺寸3.2.3 計算總傳動比和分配各級傳動比傳動裝置的總傳動比要求為 式中： 電動機滿載轉(zhuǎn)速,r/min.一般推薦展開式二級圓柱齒輪減速器高速級傳動比,取.3.2.4 計算傳動裝置運動和動力參數(shù)該傳動裝置從電動機到工作機有三軸,依次為、軸,則:1.各軸轉(zhuǎn)速式中: 為電動機滿載轉(zhuǎn)速,r/min; 、分別為、軸轉(zhuǎn)速,r/min;為高速軸,為低速軸.2.各軸功率式中: Pd為電動機輸出功率,KW; P、P、P 分別為、軸輸入功率,KW；3.各軸轉(zhuǎn)矩3.3 傳動零件的設(shè)計計算3.3.1 第一級齒輪傳動設(shè)計計算因傳動無嚴(yán)格限制,生產(chǎn)批量小,故小齒輪用40Cr,調(diào)質(zhì)處理,硬度241HB286HB,平均取為260HB;大齒輪用45鋼,調(diào)質(zhì)處理,硬度為229HB286HB,平均取為240HB.齒輪采用非對稱支承結(jié)構(gòu)安裝。計算步驟如下:計 算 及 說 明結(jié) 果齒面接觸強度計算1.初步計算轉(zhuǎn)矩T1 ,齒寬系數(shù) ,由表12.13 第四版,邱宣懷主編,高等教育出版社,第204243頁。,取Ad值,由表12.16,估計,取接觸疲勞極限,由圖12.17c,得初步計算的許用接觸應(yīng)力: 傳動比i,初步計算小齒輪直徑d1 ,取初步齒寬b , 2.校核計算 圓周速度,精度等級 由表12.6，選用8級齒數(shù)Z1、模數(shù)和螺旋角:，取Z2=105,由表12.3,取(和估計值接近)使用系數(shù)KA 由表12.9,動載系數(shù)Kv,由圖12.9, 齒間載荷分配系數(shù) 由此得齒向載荷分布系數(shù),由表12.11, 載荷系數(shù),彈性系數(shù),由表12.12, 節(jié)點區(qū)域系數(shù),由圖12.16, 重合度系數(shù) ,由式12.31,因故螺旋角系數(shù),接觸最小安全系數(shù),由表12.14,得(一般可靠)總工作時間,應(yīng)力循環(huán)次數(shù): 接觸壽命系數(shù),由圖12.18, ,許用接觸應(yīng)力: 驗算 計算結(jié)果表明,接觸疲勞強度較為合適,齒輪尺寸無須調(diào)整。3.確定傳動主要尺寸中心距 實際分度圓直徑,齒寬,齒根彎曲疲勞強度驗算齒形系數(shù): 由圖12.21, ,應(yīng)力修正系數(shù) ,由圖12.22,重合度系數(shù) , 螺旋角系數(shù),(當(dāng).) ,故齒間載荷分配系數(shù) , 前已求得,故齒向載荷分配系數(shù) ,由圖12.14, ,載荷系數(shù),彎曲疲勞極限,由圖12.23c,彎曲最小安全系數(shù),由表12.14, 應(yīng)力循環(huán)次數(shù), 彎曲壽命系數(shù),由圖12.24, ,尺寸系數(shù),由圖12.25, 許用彎曲應(yīng)力 驗算 傳動無嚴(yán)重過載,故不做靜強度校核。8級精度，驗算合格驗算合格。3.3.2 第二級齒輪傳動設(shè)計計算因傳動無嚴(yán)格限制,生產(chǎn)批量小,故小齒輪用40Cr,調(diào)質(zhì)處理,硬度取為280HB;大齒輪用45鋼,調(diào)質(zhì)處理,硬度取為260HB。齒輪采用非對稱支承結(jié)構(gòu).計算步驟如下:計 算 及 說 明結(jié) 果齒面接觸強度計算1.初步計算轉(zhuǎn)矩T2 , 齒寬系數(shù) ,由表12.13,取Ad值,由表12.16,估計,取接觸疲勞極限,由圖12.17c,得初步計算的許用接觸應(yīng)力: 傳動比,初步計算小齒輪直徑 , 初步齒寬b , 2.校核計算 圓周速度, 精度等級 選用8級齒數(shù)、模數(shù)和螺旋角:,由表12.3,取(和估計值接近)使用系數(shù)KA ,表12.9,動載系數(shù),由圖12.9, 齒間載荷分配系數(shù)由此得齒向載荷分布系數(shù),由表12.11, 載荷系數(shù),彈性系數(shù),由表12.12, 節(jié)點區(qū)域系數(shù),由圖12.16, 重合度系數(shù) ,由式12.31,因,故螺旋角系數(shù),接觸最小安全系數(shù),由表12.14,得(一般可靠)總工作時間,應(yīng)力循環(huán)次數(shù): 接觸壽命系數(shù),由圖12.18, ,許用接觸應(yīng)力 驗算 計算結(jié)果表明,接觸疲勞強度較為合適,齒輪尺寸無須調(diào)整.3.確定傳動主要尺寸中心距 實際分度圓直徑 齒寬 ,取齒根彎曲疲勞強度驗算齒形系數(shù): 由圖12.21, ,應(yīng)力修正系數(shù) ,由圖12.22,重合度系數(shù)， 螺旋角系數(shù),(當(dāng).) ，故齒間載荷分配系數(shù), 前已求得,故齒向載荷分配系數(shù),由圖12.14,載荷系數(shù),彎曲疲勞極限,由圖12.23c, ,彎曲最小安全系數(shù),由表12.14, 應(yīng)力循環(huán)次數(shù),彎曲壽命系數(shù),由圖12.24, ,尺寸系數(shù),由圖12.25, 許用彎曲應(yīng)力 驗算 傳動無嚴(yán)重過載,故不做靜強度校核。8級精度驗算合格。驗算合格。表1 傳動零件設(shè)計計算小結(jié)名稱材料硬度齒數(shù)齒寬mn分度圓直徑齒輪40Cr260HB2255mm2126545.000mm齒輪45240HB10545mm21265215.190 mm齒輪40Cr280HB2882 mm2.513321072.000mm齒輪45260HB9672mm2.5133210254.952 mm3.4 畫裝配草圖3.4.1 初估軸徑在畫裝配草圖前需初估軸徑,從而提高設(shè)計效率,減少重復(fù)設(shè)計的工作量,并盡可能的降低生產(chǎn)成本。三根軸都選用40Cr材料。由式16.2 第四版,邱宣懷主編,高等教育出版社,第314頁。,得各軸的最小直徑分別為:式中: C為軸強度計算系數(shù),40Cr所對應(yīng)的系數(shù)為102考慮到實際情況,可將這三軸的最小軸徑定為25mm,50mm和35mm。3.4.2 初選聯(lián)軸器聯(lián)軸器除聯(lián)接兩軸并傳遞轉(zhuǎn)矩外,有些還具有補償兩軸因制造和安裝誤差而造成的軸線偏移的功能,以及具有緩沖、吸振、安全保護等功能。電動機軸和減速器高速軸聯(lián)接用的聯(lián)軸器,由于軸的轉(zhuǎn)速較高,為減小啟動載荷,緩和沖擊,應(yīng)選用具有較小轉(zhuǎn)動慣量和具有彈性的聯(lián)軸器,該設(shè)計選用彈性柱銷聯(lián)軸器。減速器低速軸與工作機聯(lián)接用的聯(lián)軸器,由于軸的轉(zhuǎn)速較低,不必要求具有較小的轉(zhuǎn)動慣量,但傳遞轉(zhuǎn)矩較大,又因減速器與工作機不在同一底座上,要求具有較大的軸線偏移補償,因此選用鼓形齒式聯(lián)軸器。根據(jù)上述分析并考慮到實際情況,聯(lián)軸器選擇如下: 電動機軸和減速器高速軸聯(lián)接用的聯(lián)軸器選用LT4聯(lián)軸器 ;減速器低速軸與工作機聯(lián)接用的聯(lián)軸器選用GICL1聯(lián)軸器 JB/T 8854.3-2001.3.4.3 初選軸承軸承是支承軸頸的部件。由于該傳動裝置采用兩對斜齒輪傳動，經(jīng)比較選擇，采用兩對角接觸球軸承和深溝球軸承。從高速軸到低速軸，選用的軸承分別為7307C、30210、30210，均為成組使用，面對面安裝。3.4.4 箱體尺寸計算查表11-1 機械設(shè)計課程設(shè)計手冊，吳宗澤、羅圣國主編，高等教育出版社，第158頁。，可計算出箱體各部分尺寸，具體如下：名稱符號具體數(shù)值箱座壁厚10mm箱蓋壁厚110mm箱蓋凸緣厚度b115mm箱座凸緣厚度b15mm箱座底凸緣厚度b225mm地腳螺釘直徑df20mm地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)接螺釘直徑d116mm蓋與座聯(lián)接螺釘直徑d212mm聯(lián)接螺栓d2的間距l(xiāng)150mm軸承端蓋螺釘直徑d38mm視孔蓋螺釘直徑d46mm定位銷直徑d8mm軸承旁凸臺半徑R120mmdf、d1、d2至外箱壁距離C1262218df、d1、d2至凸緣邊緣距離C2242016箱座肋厚m8.5mm大齒輪齒頂圓與內(nèi)箱壁距離112.524mm齒輪端面與內(nèi)箱壁距離210mm結(jié)合以上參數(shù),可設(shè)計出傳動裝置的裝配草圖,其結(jié)構(gòu)形式如下圖所示:142587170.557.5711283.5 軸的校核計算3.5.1 高速軸受力分析高速軸受力情況如下：水平受力分析: 對點取矩,則有對點取矩,則有垂直面受力分析:對點取矩,則有: 對點取矩,則有: 3.5.2 中間軸校核計算中間軸結(jié)構(gòu)和受力分析圖如下: 中間軸材料選用40Cr調(diào)質(zhì), 。軸的彎曲應(yīng)力校核步驟如下:計 算 及 說 明結(jié) 果計算齒輪受力 齒輪所受的力():圓周力 徑向力 軸向力 轉(zhuǎn)矩 齒輪所受的力:( )圓周力 徑向力 軸向力 計算支承反力水平面反力 垂直面反力水平面受力圖,如f圖所示垂直面受力圖,如h圖所示 畫軸彎矩圖水平面彎矩圖,如g圖所示，圖垂直面彎矩圖,如i圖所示，圖合成彎矩圖,如j圖所示，合成彎矩 畫軸轉(zhuǎn)矩圖軸受轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)矩圖, 當(dāng)量轉(zhuǎn)矩圖，如圖k所示 許用應(yīng)力用插入法由表16.3 ,邱宣懷主編,高等教育出版社,第310332頁。,查得應(yīng)力校正系數(shù) 畫當(dāng)量彎矩圖當(dāng)量彎矩:在齒輪中間處在齒輪(軸頭)中間處當(dāng)量彎矩圖,見圖l 校核軸徑齒根圓直徑 軸徑 經(jīng)檢驗軸所用尺寸合格。合格。中間軸安全系數(shù)校核計算如下：計 算 及 說 明結(jié) 果以齒輪端面處危險截面為例進行安全系數(shù)校核。對稱循環(huán)疲勞極限 脈動循環(huán)疲勞極限 等效系數(shù) 截面3-3上的應(yīng)力水平面彎矩 垂直面彎矩 合成彎矩 彎曲應(yīng)力幅 彎曲平均應(yīng)力 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力幅和平均切應(yīng)力 應(yīng)力集中系數(shù)有效應(yīng)力集中系數(shù) 因在此截面處，有軸徑變化，過渡圓角半徑r=1mm，由和，從附錄表1中查出。表面狀態(tài)系數(shù) 由附錄5查出尺寸系數(shù) 由附錄6查出安全系數(shù)彎曲安全系數(shù) 設(shè)為無限壽命，由式16.5得 扭轉(zhuǎn)安全系數(shù) 復(fù)合安全系數(shù) 經(jīng)檢驗軸所用尺寸合格。合格3.5.3 低速軸校核計算 低速軸結(jié)構(gòu)和受力分析圖如下:.低速軸材料選用45Cr調(diào)質(zhì)，。軸的彎曲應(yīng)力校核步驟如下:計 算 及 說 明結(jié) 果計算齒輪受力斜齒輪螺旋角, 齒輪所受的力:圓周力 徑向力 軸向力 轉(zhuǎn)矩 計算支承反力水平面反力 垂直面反力水平面受力圖,如o圖所示垂直面受力圖,如q圖所示 畫軸彎矩圖水平面彎矩圖,如p圖所示，圖垂直面彎矩圖,如r圖所示，圖合成彎矩圖,如s圖所示，合成彎矩 畫軸轉(zhuǎn)矩圖軸受轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)矩圖,見圖t 許用應(yīng)力用插入法由表16.3,查得應(yīng)力校正系數(shù) 畫當(dāng)量彎矩圖當(dāng)量轉(zhuǎn)矩 當(dāng)量彎矩在齒輪中間處在靠近輸出端軸頸中間處當(dāng)量彎矩圖,見圖u 校核軸徑軸徑 經(jīng)檢驗軸所用尺寸合格。合格。低速軸安全系數(shù)校核計算如下：計 算 及 說 明結(jié) 果以截面為例進行安全系數(shù)校核。對稱循環(huán)疲勞極限 脈動循環(huán)疲勞極限 等效系數(shù) 截3-3上的應(yīng)力水平面彎矩垂直面彎矩 合成彎矩彎曲應(yīng)力幅 彎曲平均應(yīng)力 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力幅和平均切應(yīng)力 應(yīng)力集中系數(shù)有效應(yīng)力集中系數(shù) 因在此截面處，有軸徑變化，過渡圓角半徑r=4mm，由和，從附錄表1中查出。表面狀態(tài)系數(shù) 由附錄5查出尺寸系數(shù) 由附錄6查出安全系數(shù)彎曲安全系數(shù) 設(shè)為無限壽命，由式16.5得 扭轉(zhuǎn)安全系數(shù) 復(fù)合安全系數(shù) 經(jīng)檢驗軸所用尺寸合格。合格3.6 軸承驗算3.6.1高速軸軸承驗算查手冊 7307c軸承主要性能參數(shù)如下：計 算 及 說 明結(jié) 果壽命計算左邊軸承徑向力 右邊軸承徑向力 軸向力 ，方向向左附加軸向力 查表18.4 機械設(shè)計，邱宣懷主編，高等教育出版社，第360403頁。，可得， 因，故左邊軸承被壓緊軸承軸向力 X,Y值 ，故 ，故沖擊載荷系數(shù) 考慮中等沖擊查表18.8得當(dāng)量動載荷軸承壽命 因，只計算軸承1的壽命 故高速級軸承滿足壽命要求。 靜載荷計算X0、Y0 查表18.12，得，當(dāng)量靜載荷 安全系數(shù)S0 正常使用角接觸球軸承，查表18.14，得計算額定靜載荷 (因)許用轉(zhuǎn)速驗算載荷系數(shù) 載荷分布系數(shù)許用轉(zhuǎn)速N 均大于工作轉(zhuǎn)速1430r/min。經(jīng)檢驗該軸承合格。合格。3.6.2 中間軸軸承驗算查手冊 30210軸承主要性能參數(shù)如下：計 算 及 說 明結(jié) 果壽命計算左邊軸承徑向力 右邊軸承徑向力 軸向力 ，方向向左附加軸向力 ， 因，故左邊軸承被壓緊軸承軸向力 X,Y值 沖擊載荷系數(shù) 考慮中等沖擊查表18.8得當(dāng)量動載荷軸承壽命 因，只計算軸承1的壽命 故高速級軸承滿足壽命要求。 靜載荷計算X0、Y0 查表18.12，得，當(dāng)量靜載荷 安全系數(shù)S0 正常使用滾子軸承，查表18.14，得計算額定靜載荷 (因)許用轉(zhuǎn)速驗算載荷系數(shù) 載荷分布系數(shù) 許用轉(zhuǎn)速N 均大于工作轉(zhuǎn)速229.038r/min。經(jīng)檢驗該軸承合格。合格。3.6.3 低速軸軸承驗算查手冊 30210軸承主要性能參數(shù)如下：計 算 及 說 明結(jié) 果壽命計算左邊軸承徑向力 右邊軸承徑向力 軸向力 ，方向向右附加軸向力 ， 因，故右邊軸承被壓緊軸承軸向力 X,Y值 沖擊載荷系數(shù) 考慮中等沖擊查表18.8得當(dāng)量動載荷軸承壽命 因，只計算軸承1的壽命 故高速級軸承滿足壽命要求。 靜載荷計算X0、Y0 查表18.12，得，當(dāng)量靜載荷 安全系數(shù)S0 正常使用滾子軸承，查表18.14，得計算額定靜載荷 (因)許用轉(zhuǎn)速驗算載荷系數(shù) 載荷分布系數(shù) 許用轉(zhuǎn)速N 均大于工作轉(zhuǎn)速87.537r/min經(jīng)檢驗該軸承合格。合格。3.7 鍵聯(lián)接的選擇和計算3.7.1 高速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計算高速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的軸的直徑為25mm,查表4-1 機械設(shè)計課程設(shè)計