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机械设计课程设计说明书
机械设计课程设计计算说明书
一、传动方案拟定.2
二、电动机的选择…….2
三、计算总传动比及分配各级的传动比.4
四、运动参数及动力参数计算………………………….…….5
五、传动零件的设计计算………………………………….….6
六、轴的设计计算…………………………………………12
七、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…19
八、键联接的选择及计算………..……………………………22
设计题目:
V带——单级圆柱减速器机电系01机电工程班设计者:
学号:
29号
指导教师:
二OO三年六月十四日
计算过程及计算说明
一、传动方案拟疋
第三组:
设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传
动
(1)工作条件:
使用年限8年,工作为二班工作制,载荷平稳,环境清洁。
(2)原始数据:
滚筒圆周力F=1000N;带速
V=2.0m/s;
滚筒直径D=500mm;滚筒长度L=500mm。
二、电动机选择
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)传动装置的总功率:
n总=n带Xn轴承齿轮联轴器滚筒
=0.96X0.982X0.97X0.99X0.96
=0.85
(2)电机所需的工作功率:
P工作=FV/1000n总
=1000X2/1000X0.8412
=2.4KW
F=1000N
V=2.0m/s
D=500mm
L=500mm
n滚筒=76.4r/min
n总=0.8412
P工作=2.4KW
3、确定电动机转速:
计算滚筒工作转速:
n筒=60X1000V/nD
=60X1000X2.0/nX50
=76.43r/min
按手册P7表1推荐的传动比合理范围,取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I'=3~6。
取
V带传动比I‘1=2〜4,则总传动比理时范围为Ia=6~24。
故电动机转速的可选范围为n'=l'x
n筒=(6~24)X76.43=459〜1834r/min
符合这一范围的同步转速有750、1000、和
1500r/min。
根据容量和转速,由有关手册查出有三种适用的电动机型号:
因此有三种传支比方案:
如指导书P15页第一表。
综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,可见第2方案比较适合,则选n=1000r/min。
4、确定电动机型号
电动机型号
Y132S-6
根据以上选用的电动机类型,所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为Y132S-6。
其主要性能:
额定功率:
3KW,满载转速960r/min,额定转矩2.0。
质量63kg。
三、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比:
i总=门电动/n筒=960/76.4=12.57
2、分配各级伟动比
i总=12.57
据手册得
i齿轮=6
i带=2.095
(1)据指导书P7表1,取齿轮i齿轮=6(单级减
速器i=3~6合理)
(2)ti总=i齿轮xI带
--i带=i总/i齿轮=12.57/6=2.095
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速(r/min)
ni=960r/minnii=458.2r/minn山=76.4r/min
Pi=2.4KW
Pii=2.304KW
Piii=2.168KW
Ti=23875N•mm
Tii=48020N•mm
Tiii=271000N•mm
ni=n电机=960r/min
nii=ni/i带=960/2.095=458.2(r/min)
n川=nII/i齿轮=458.2/6=76.4(r/min)
2、计算各轴的功率(KW)
Pi=P工作=2.4KW
PII=PIxn带=2.4x0.96=2.304KW
Piii=Piixn轴承xn齿轮=2.304x0.98x0.96
=2.168KW
3、计算各轴扭矩(N•mm)
Ti=9.55x106Pi/ni=9.55x106x2.4/960
=23875N•mm
Tii=9.55x106Pii/nii
=9.55xI06x2.304/458.2
=48020.9N•mm
Tiii=9.55x106Pm/niii=9.55x106x2.168/76.4
=271000N•mm
五、传动零件的设计计算
1、皮带轮传动的设计计算
(1)选择普通V带截型
由课本P83表5-9得:
kA=1.2
Pc=KaP=1.2x3=3.9KW
由课本P82图5-10得:
选用A型V带
(2)确定带轮基准直径,并验算带速
由课本图5-10得,推荐的小带轮基准直径为
75~100mm
则取ddi=100mm>dmin=75
dd2=ni/n2•ddi=960/458.2xI00=209.5mm由课本P74表5-4,取dd2=200mm实际从动轮转速n2'=mld1/dd2=960x100/200
=480r/min
转速误差为:
n2-n2'/=458.2-480/458.2
二0.048<0.05(允许)
带速V:
V=ndd1n〃60x1000
=nx100x960/60x1000
=5.03m/s
在5~25m/s范围内,带速合适。
(3)确定带长和中心矩
根据课本P84式(5-14)得
0.7(dd1+dd2) 0.7(100+200)waoW2x(100+200) dd2=209.5mm 取标准值 dd2=200mm n2'=480r/minV=5.03m/s 210mmwa0<600mm 取ao=500 所以有: 210mmWao<600mm 由课本P84式(5-15)得: Lo=2ao+1.57(ddi+dd2)+(dd2-ddi)/4ao =2x500+1.57(100+200)+(200-100)2/4x500=1476mm 根据课本P71表(5-2)取Ld=1400mm 根据课本P84式(5-16)得: Ld=1400mma0=462mm a0+Ld-L0/2=500+1400-1476/2 =500-38 =462mm (4)验算小带轮包角 a1=180°-dd2-dd1/ax57.30 =180°-200-100/462x57.30 =180°-12.40 =167.6°>120°(适用) (5)确定带的根数 根据课本P78表(5-5)P1=0.95KW 根据课本P79表(5-6)△P1=0.11KW 根据课本P81表(5-7)Ka=0.96 根据课本P81表(5-8)Kl=0.96 由课本P83式(5-12)得 Z=Pc/P'=P(Pi+△Pi)KaKl =3.9/(0.95+0.11)x0.96x0.96 =3.99 (6)计算轴上压力 由课本P70表5-1查得q=0.1kg/m,由式(5-18)单根V带的初拉力: F0=500Pc/ZV(2.5/Ka-1)+qV2 =[500x3.9/4x5.03x(2.5/0.96-1)+0.1x5.032]N=158.01N 则作用在轴承的压力Fq,由课本P87式(5-19) Fq=2ZFosina1/2=2x4x158.01sin167.6/2 =1256.7N 2、齿轮传动的设计计算 (1)选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不在,所以齿轮米用软齿面。 小齿轮选用40Cr调质,齿面硬度为 240〜260HBS。 大齿轮选用45钢,调质,齿面硬度220HBS;根据课本P139表6-12选7级精度。 齿面精糙度Raw1.6〜3.2卩m (2)按齿面接触疲劳强度设计 由d1>76.43(kT1(u+1)/©du[彷h]2)1/3 Z=4根 Fo=158.01N Fq=1256.7N 由式(6-15) i齿=6 确定有关参数如下: 传动比i齿=6 乙=20 取小齿轮齿数Zi=20。 则大齿轮齿数: Z2=120 Z2=iZi=6x20=120 实际传动比lo=12O/2=6O 传动比误差: i-io/I=6-6/6=0%<2.5%可用 齿数比: u=io=6 u=6 由课本P138表6-10取©d=0.9 ⑶转矩T1 Ti=9.55x106xP/ni=9.55x106x2.4/458.2 =50021.8N•mm T1=50021.8N•mm (4)载荷系数k 由课本P128表6-7取k=1 (5)许用接触应力[(TH] [Th]=THlimZNT/SH由课本P134图6-33查得: THlimZ1=570MpatHiimZ2=350Mpa aHlimZ1=570MpaaHlimZ2=350Mpa 由课本P133式6-52计算应力循环次数Nl NL1=60n1rth=60x458.2x1x(16x365x8) NL1=1.28x109 =1.28x109 NL2=2.14x108 NL2=NL1/i=1.28x109/6=2.14x108 Znt1=0.92 由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数: Znt2=0.98 Znt1=0.92Znt2=0.98 通用齿轮和般工业齿轮,按般可靠度要求选 取安全系数Sh=1.0 [(Th]i=(THiimiZnti/Sh=570X0.92/1.0Mpa =524.4Mpa [(Th]2=(THiim2Znt2/Sh=350x0.98/1.0Mpa =343Mpa 故得: di>76.43(kTi(u+1)/©du[彷h]2)1/3 =76.43[1x50021.8x(6+1)/0.9x6x3432]1/3mm =48.97mm 模数: m=d1/Z1=48.97/20=2.45mm 根据课本P107表6-1取标准模数: m=2.5mm (6)校核齿根弯曲疲劳强度 根据课本P132(6-48)式 (TF=(2kT〃bm2Z1)YfaYsaW[(Th] 确定有关参数和系数 分度圆直径: d1=mZ1=2.5x20mm=50mmd2=mZ2=2.5x120mm=300mm 齿宽: b=©dd1=0.9x50mm=45mm 取b=45mmb〔=50mm ⑺齿形系数YFa和应力修正系数Ysa 根据齿数Z1=20,Z2=120由表6-9相得 [tH]1=524.4Mpa [tH】2=343Mpa d1=48.97mm m=2.5mm d1=50mmd2=300mmb=45mm b1=50mm YFa1=2.80YSa1=1.55 YFa1=2.80 YFa2=2.14YSa2=1.83 YSa1=1.55 (8)许用弯曲应力[(Tf] YFa2=2.14 根据课本P136(6-53)式: YSa2=1.83 [TF]=TFlimYSTYnt/Sf 由课本图6-35C查得: tFlim1=290Mpa tFiim1=290MpatFlim2=210Mpa TFlim2=210Mpa Ynt1=0.88 由图6-36查得: YNT1=0.88Ynt2=0.9 Ynt2=0.9 试验齿轮的应力修正系数Yst=2 Yst=2 按般可靠度选取安全系数Sf=1.25 Sf=1.25 计算两轮的许用弯曲应力 [tf]1=tFlim1YstYnt〃Sf=290x2x0.88/1.25Mpa =408.32Mpa [tf]2=tFlim2YstYnt2/Sf=210x2x0.9/1.25Mpa =302.4Mpa 将求得的各参数代入式(6-49) TF1=(2kT1/bm2Z"YFa1Ysa1 =(2x1x50021.8/45x2.52x20)x2.80x1.55Mpa tF1=77.2Mpa tF2=11.6Mpa =77.2Mpa<[tf]1 TF2=(2kT〃bm2Z2)YFa1Ysa1 =(2x1x50021.8/45x2.52x120)x2.14x1.83Mpa =11.6Mpa<[tf]2 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 (9)计算齿轮传动的中心矩a a=m/2(Zi+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm (10)计算齿轮的圆周速度V V=ndini/60x1000=3.14x50x458.2/60x1000 a=175mm V=1.2m/s =1.2m/s 六、轴的设计计算 输入轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用45#调质,硬度217〜255HBS 根据课本P235(10-2)式,并查表10-2,取c=115 d>115(2.304/458.2)1/3mm=19.7mm 考虑有键槽,将直径增大5%,则 d=22mm d=19.7x(1+5%)mm=20.69 •••选d=22mm 2、轴的结构设计 (1)轴上零件的定位,固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对 两轴承对称分布,齿轮左面由轴肩定位,右面用 套筒轴向固定,联接以平键作过渡配合固定,两 轴承分别以轴肩和大筒定位,则采用过渡配合固定 (2)确定轴各段直径和长度 工段: di=22mm长度取Li=50mm th=2cc=1.5mm II段: d2=di+2h=22+2x2x1.5=28mm 二d2=28mm 初选用7206c型角接触球轴承,其内径为30mm,宽度为16mm. 考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面和箱体内壁应有一定距离。 取套筒长为20mm,通过密圭寸盖轴段长应根据密土圭盖的宽度,并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定,为此,取该段长为 55mm,安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm, 故II段长: L2=(2+20+16+55)=93mm III段直径d3=35mm L3=Li-L=50-2=48mm W段直径d4=45mm 由手册得: c=1.5h=2c=2x1.5=3mm d4=d3+2h=35+2x3=41mm 长度与右面的套筒相同,即L4=20mm di=22mm Li=50mm d2=28mm L2=93mm d3=35mm L3=48mm d4=41mm L4=20mm 但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑,应 便于轴承的拆卸,应按标准杳取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取: (30+3x2)=36mm因此将W段设计成阶梯形,左段直径为36mm V段直径d5=30mm.长度L5=19mm 由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm (3)按弯矩复合强度计算 1求分度圆直径: 已知di=50mm 2求转矩: 已知T2=50021.8N•mm 3求圆周力: Ft 根据课本P127(6-34)式得 Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N 4求径向力Fr 根据课本P127(6-35)式得 Fr=Ft•tana=1000.436xtan20°=364.1N 5因为该轴两轴承对称,所以: LA=LB=50mm (1)绘制轴受力简图(如图a) (2)绘制垂直面弯矩图(如图b)轴承支反力: Fay=Fby=F「/2=182.05N Faz=Fbz=F"2=500.2N d5=30mm L=100mm Ft=1000.436N Fr=364.1N Fay=182.05N Fby=182.05N Faz=500.2N 由两边对称,知截面C的弯矩也对称。 截面C 在垂直面弯矩为Mci=9.1N•m Mci=FAyL/2=182.05x50=9.1N•m ⑶绘制水平面弯矩图(如图 ^rrrrnTFf irnrrn 截面C在水平面上弯矩为: MC2=25N•m Mc2=FazL/2=500.2x50=25N•m (4) Mc=26.6N•m 绘制合弯矩图(如图d) Mc=(Mci2+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6N•m (5)绘制扭矩图(如图e) T=48N•m 转矩: T=9.55x(卩2伯2)x106=48N•m (6)绘制当量弯矩图(如图f) 转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化,取 Mec=99.6Nm a=1,截面C处的当量弯矩: Mec=[Mc2+(aT)2]1/2 =[26.62+(1x48)2]1/2=54.88N•m (7)校核危险截面C的强度 (Te=14.5MPa <[CT-1]b 由式(6-3) (Te=Mec/0.1d33=99.6/0.1x413 =14.5MPa<[(T-1]b=60MPa •••该轴强度足够。 输出轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用45#调质钢,硬度(217〜255HBS) 根据课本P235页式(10-2),表(10-2)取c=115 d>c(P3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm d=35mm 取d=35mm 2、轴的结构设计 (1)轴的零件定位,固定和装配 单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面用轴肩定位,右面用套筒轴向定位,周向定位采用键和过渡配合,两轴承分别以轴承肩和套筒定位,周向定位 则用过渡配合或过盈配合,轴呈阶状,左轴承从左面装入,齿轮套筒,右轴承和皮带轮依次从右面装入。 (2)确定轴的各段直径和长度 初选7207c型角接球轴承,其内径为35mm,宽度为17mm。 考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承 端面与箱体内壁应有一定矩离,则取套筒长为20mm,则该段长41mm,安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。 (3)按弯扭复合强度计算 1求分度圆直径: 已知d2=300mm 2求转矩: 已知T3=271N•m 3求圆周力Ft: 根据课本P127(6-34)式得 Ft=1806.7N Ft=2T3/d2=2x271x103/300=1806.7N 4求径向力Fr根据课本P127(6-35)式得 Fr=Ft•tana=1806.7x0.36379=657.2N 5•.•两轴承对称 二LA=LB=49mm (1)求支反力Fax、Fby、Faz、Fbz Fax=Fby=F「/2=657.2/2=328.6N Faz=Fbz=F"2=1806.7/2=903.35N ⑵由两边对称,书籍截C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为 Mci=FayL/2=328.6x49=16.1N•m (3)截面C在水平面弯矩为 Mc2=FazL/2=903.35x49=44.26N•m (4)计算合成弯矩 Mc=(Mc12+Mc22)1/2 =(16.12+44.262)1/2 =47.1N•m (5)计算当量弯矩: 根据课本P235得a=1 Mec=[Mc2+(aT)2]1/2=[47.12+(1x271)2]1/2 =275.06N•m (6)校核危险截面C的强度 由式(10-3) (Te=Mec/(0.1d)=275.06/(0.1x453) =1.36Mpa<[(T-1]b=60Mpa 二此轴强度足够 Fax=Fby=328.6N Faz=Fbz=903.35N Mc1=16.1N•m Mc2=44.26N•m Mc=47.1N•m Mec=275.06N•m (Te=1.36Mpa <[CT-1]b 七、滚动轴承的选择及校核计算 根据根据条件,轴承预计寿命 16x365x8=48720小时 1、计算输入轴承 (1)已知nn=458.2r/min 两轴承径向反力: Fri=Fr2=500.2N 初先两轴承为角接触球轴承7206AC型根据课本P265(11-12)得轴承内部轴向力 Fs=0.63Fr则Fs1=Fs2=0.63Fr1=315.1N (2)IFs1+Fa=Fs2Fa=0 故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端 Fa1=Fs1=315.1NFa2=Fs2=315.1N (3)求系数x、y Fa1/Fr1=315.1N/500.2N=0.63 Fa2/Fr2=315.1N/500.2N=0.63 根据课本P263表(11-8)得e=0.68 FA1/FR1 y1=0y2=0 (4)计算当量载荷P1、P2 根据课本P263表(11-9)取fp=1.5 根据课本P262(11-6)式得 P1=fp(X1FR1+y1Fa1)=1.5x(1x500.2+0)=750.3N 轴承预计寿命 48720h Fs1=Fs2=315.1N X1=1 y1=0 X2=1 y2=0 P2=fp(X2FRi+y2FA2)=1.5X(1x500.2+0)=750.3N (5)轴承寿命计算 TPi=P2故取P=750.3N T角接触球轴承E=3 根据手册得7206AC型的Cr=23000N由课本P264(11-10c)式得 LH=16670/n(ftCr/P)e =16670/458.2x(1x23000/750.3)3 =1047500h>48720h 二预期寿命足够 2、计算输出轴承 (1)已知nm=76.4r/min Fa=0Fr=Faz=903.35N 试选7207AC型角接触球轴承 根据课本P265表(11-12)得Fs=0.063Fr,则 Fs1=Fs2=0.63Fr=0.63x903.35=569.1N (2)计算轴向载荷Fa1、Fa2 tFs1+Fa=Fs2Fa=0 •••任意用一端为压紧端,1为压紧端,2为放松端 两轴承轴向载荷: Fa1=Fa2=Fs1=569.1N P1=750.3N P2=750.3N LH=1047500h •预期寿命足够 Fr=9
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