机械课程设计Word下载.doc
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3.分配传动装置各级传动比
二.确定V带的型号及根数
1.确定计算功率Pc
2.选择A型带的型号及带轮的基准直径dd1和dd2
3.验算带的速度V
4.计算带的基准长度Ld和实际中心距a
5.验算主动轮上的包角α1
6.确定带的根数Z
7.求初拉力F0及带轮轴上的压力Fα
三.斜齿圆柱齿轮转动的设计计算
1.选择材料及精度等级
2.确定计算准则
3.按齿面接触疲劳强度设计
4.计算主要尺寸
5.计算齿轮圆周速度V.
6.校核齿根疲劳强度.
19
四.从动轴的设计及计算
1.选择轴的材料和热处理方法
2.按扭转强度估算轴径
3.设计轴的结构并绘制结构草图
4.按弯扭合成强度校核轴径
五.轴承及联轴器的选择
六.键的选用与确定
七.机体的结构设计
设计内容具体步骤
一.选择电动机型号
减速器在常温下工作,载荷轻微冲击,对起动无特殊要求,但境灰尘较多,故选用Y型全封闭笼型三步异步电动机,电动机电压380v。
1.确定电动机的功率
电动机到工作机的总效率ηwη=η1η²
2η3η4η5η6
由表得η1=0.96,η2=0.99,η3=0.97,η4=0.97,η5=0.98,η6=0.96,它们分别为带传动、齿轮传动的轴承、齿轮传动、联轴器、滚筒的轴承及滚筒的效率。
ηηw=0.96·
0.99·
0.97·
0.98·
0.96=0.86
由式PO=Pw/η,Pw=FV/1000ηw,得
Pd=FV/1000ηηw=3000·
1.4/1000·
0.83=5
2.确定电动机转速,并选择电动机的型号
nw=60·
1000·
1.4/3.14D=60·
1.4/3.14·
400=66.9r/min按表推荐的传动比的合理范围,取V带传动的传动比i1′=2~4,一级圆柱齿轮减速器传动i2′=3~5,则总传动比合理范围为i′=6~20
电动机的可取范围为:
n0=i·
nw=(6~20)·
66.9r/min=401∽1338r/min
符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min。
方案
电动机型号
额定功率(Kw)
电动机转速(r/min)
总传动比
固定转速
满载转速
1
Y132M2-6
5.5
1000
960
15.97
2
Y160M2-8
750
720
11.81
方案1电动机转速低,外廓尺寸及重量较大,不适合.方案2比较适合,因此选用型号Y132M2-6,满载转速nm=960r/min.
3.计算传动装置的总传动比,并分配各级传动比。
(1)传动装置的总传动比
i=n满/nw=960/66.9=14.35
分配各级传动比i=i1·
i2(查表2.2取i1=3)则齿轮传动
i2=i/i1=4.78
(2)计算各轴的功率、转速、和转矩。
由式Td=9550Pd/nm得电动机轴的输出转矩Td=9550·
5/960=49.74
齿轮主动轴:
P1=P0η1η2=5·
0.96·
0.99KW=4.8KW
n1=nm/i1=960/3=320r/min
T1=Td·
i1·
η1=49.74·
3·
0.96N·
m=143.25N·
m
齿轮从动轴:
P2=P1η3η2=4.8·
0.99KW=4.6KW
n2=n1/i2=nm/i1i2=66.9r/min
T2=T1i2η2η3=649.77N·
滚筒轴:
P3=P2η5η4=4.6·
0.97KW=4.4KW
n3=n2=66.9r/min
T3=T2η5η4=617.7N·
m
运动和动力参数如下图所示
轴名
功率P(KW)
转矩T(N*m)
转速
n(r/min)
传动比
i
效率
%
输入
输出
电机轴
5
49.74
3
5.32
1
0.96
0.97
主动轴
4.8
143.25
320
从动轴
4.6
649.77
66.9
滚筒轴
4.4
617.7
计算功率Pc是根据传递功率P,并考虑载荷性质和每天运转时间长短等因素的影响而确定的,查手册得KA=1.2。
Pc=KAP=1.3·
5.5=7.15Kw
KA——工作情况系数P——传递的额定功
2.带的型号及带轮的基准直径dd1和dd2
根据计算功率Pc和小带轮速度n选定V带的型号为A型带。
且根据手册选择dd1=120mm且dd1=120>
ddmin=75mm
大带轮直径dd2=n1·
dd1/n2=960x120/320=360mm
根据手册取标准值dd2=355mm
实际传动比ii=dd2/dd1=360/120=3
从动轮实际转速n2=n1/i=960/3=320r/min从动轮转速误差
率x100%=0在允许值内
3.验算带的速度V
根据Vmax=πdd1n1/60·
1000来计算带的速度,并应使V≤Vmax
V=πdd1n1/60·
1000=6.03m/s
带速在5∽25m/s范围内
4.确定带的基准长度Ld和实际中心距a
0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)336≤a0≤960
初定中心距a0=550mm
根据a0和带传动的几何关系,按下式来初步计算V带的基准长度L0=2a0+π/2(dd2+dd1)+(dd2-dd1)·
(dd2-dd1)/4a0=1879.78mm
由L0值可根据表查得,标准普通V带的基准长度Ld
Ld=1800mm
确定实际中心矩
a=a0+Ld-L0/2=550+(1800-1879.78)/2=510mm
考虑到安装调整以及带工作一段时间后松驰,应对其进行张紧情况,该留出一个调整余量,其变动范围为
amin=a-0.015Ld=483mm
amax=a+0.015Ld=546mm
可以推出带在带轮上的包角为
α1≈180゜-(dd2-dd1)/a×
57.3゜
=153.04゜>
120゜
6.确定带的根数Z
根据dd1=120,n1=960r/min.查表8010用内插法得
取P0=1.44+(1.67-1.44)/(980-800)=1.64kw
由式8.18查得kb=2.6494·
10-3
根据传动比i=3,查表8.1得ki=1.1373,则
ΔP=[2.6494·
10-3·
960·
(1-1/1.1373)]kw=0.31
查手册得,kL=0.95,kα=0.94
Z=Pc/(Po+ΔPo)KαKL=3.99根
圆整得,Z=4根
式中Kα—包角不同时影响系数.包角系数
KL—带长不同时影响系数.长度系数
K—材料系数.K=1.1
Po单根V带在特定条件下的基本额定功率值
ΔP单根V带所能传递功率的增量
7.确定带的初拉力F0
F0=(-1)+qv2=202.96N
8.计算带传动作用在轴上的压力Q
FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×
4×
202.96×
sin(153.04゜/2)=1973N
9.设计结果
选用4根A-1800GB11544-89V带,中心距a=510mm,带轮直径dd1=120mm,dd2=360mm,轴上压力FQ=1973N
1.选择齿轮材料及精度等级
考虑是普通减速器,无特殊的要求故采用软齿轮转动,由手册知选,小齿轮材料为45号钢调制处理,硬度为220~250HBS,大齿轮材料为45号钢正火处理,硬度为170~210HBS,取齿轮转动精度等级为8级。
2.确定计算准则
该齿轮转动为软齿面的闭式转动,先按齿面接触疲劳强度设计,然后按齿根弯曲疲劳强度校核。
3.按齿面接触疲劳强度设计
按斜齿轮传动设计公式d1≥2
1.转矩T1=9.55×
106×
=9.55×
N·
m=1.43·
105N·
2.载荷系数K.查得K=1.1
3.齿轮的齿数Z1取为25,则大齿轮的齿数Z2=120,因单级齿轮为对称布置,而齿面为软齿面,查手册取Ψd=1
4.许用接触应力[σH]
查手册得,бHLim1=560MpaбHLim2=530Mpa
查手册得,ZNT1=1.06ZNT2=1.16
[σH]1=ZNT1бHLim1/SH=593.6MPa
[σH]2=ZNT2бHLim2/SH=614.8Mpa
所以d1≥2=65.4mm
m=d1/Z1=65.4/25=2.62mm取标准模数mn=2.5mm
4.计算主要尺寸
d1=mZ1=2.5·
25mm=62.5
d1=mZ2=2.5·
120=300mm
b=d·
d1=1·
62.5mm=62.5
经圆整后取b2=65mmb1=b2+5mm=70mm传动中心距a为a=1/2m(Z1+Z2)=181.25mm,取a=182mm
V=πd1n1/60×
1000=3.13m/s<
5m/s
由表得齿轮传动精度等级为8级适合.
бF=1.6KT1cosβYFYS/Z1bmn2
㈠齿形系数YF查手册得,YF1=2.65YT2=2.14
㈡应力修正系数YS查手册得,YS1=1.59YS2=1.88
㈢许用弯曲应力[бF]
查手册得,бFlim1=210MPaбFlim2=190Mpa
SF=1.3YNT1=YNT2=1
则[бF1]=YNT1бFlim1/SF=1×
240/1.3=162MPa
[бF2]=YNT2бFlim2/SF=1×
190/1.3=146MPa
故齿轮有足够的强度,合格。
四.从动轴的设计及计算
1选择轴的材料,确定许用应力.
由已知条件知减速器传递的功率属小功率,对材料无特殊要求,故选用45钢,并经调质处理,手册查得强度极限σB=650Mpa,许用弯曲应力[σ-1b]=60Mpa
2按扭转强度估算轴径
根据手册得:
c=107~118
d≥c=(107--118)mm=43.84—48.34mm
考虑到轴的最小直径处要安装联轴器,会有键槽存在.所以将估算直径加大3%~5%,取为45.16~50.76mm,由设计手册取标准直径d1=50mm.
3设计轴的结构并绘制结构草图
由于设计的是单级减速器,可将齿轮布置在箱体内部中央,将轴承对称安装在齿轮两侧,轴的外伸端安装半联轴器.
1)确定轴上零件位置和固定方式.要确定轴的结构形式,必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式.参考手册,确定齿轮从轴的右端装入.齿轮的左端用轴肩定位,右端用套筒固定.这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定,齿轮的周向固定采用平键连接,轴承对称安装于齿轮的两侧,其轴向用轴肩固定,周向用过盈配合固定.
2)确定各轴段的直径.如图所示,轴段1(外伸端)直径最小,d1=50mm,考虑到要对安装在轴段1上的联轴器进行定位,轴段2上应有轴肩,同时为能很顺利的在轴段3上安装轴承,轴段2上必须满足轴承内径的标准,故取轴段2的直径d2=55mm,用相同的方法确定轴段3和4的直径d3=60mm,d4=70mm.为了便于拆卸左轴承,可查出6208滚动轴承的安装高度为3.5mm,取d5=65mm.
3)确定各轴段的长度齿轮轮毂宽度为75mm,为保证齿轮固定可靠,轴段3的长度应略短于齿轮轮毂宽度,取为70mm,为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰,所以两者之间应留有一定的间距,取该间距为15mm;
为保证轴承安装在箱体轴承座孔中(轴承宽度为18mm),并考虑轴承的润滑,取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm,所以轴段4的长度取为20mm,轴承支点距离L=118mm,根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定距离的要求,取L’75mm.查有关联轴器手册,取L”70mm.在轴段1和3上分别加工出键槽,使两键槽处于同一圆柱目线上,键槽的长度比相应的轮毂宽度小约5~10mm,选定轴的结构细节,如圆角,倒角退刀槽等的尺寸按设计结果画出轴的结构草图(图1)
图1.轴的受力分析
计算从动轮的转矩T2=9.55×
106×
(p÷
n1)=9.55×
(4.8÷
320)=143000N·
mm.
分别计算斜齿圆拄齿轮受到的三个力:
圆周力:
Ft2=2T2÷
d1=4576N;
径向力:
Fr2=Ft2=1665N;
轴向力:
Fa2=Ft2/cosβ=4869N;
⑷按弯扭合成强度校核轴径
1).画出轴的受力图(图1b).
2)作出水平面内的弯矩图(图1c).支点反向力为:
FHA=FHB=N==2286N
Ⅰ-Ⅰ截面处的弯矩为
MHI=2286X1.8/2=134874N·
mm
Ⅱ-Ⅱ截面处的弯矩为
MHⅡ=2286X29=66294N·
3)作垂直面内的弯矩图(图1d)。
FVA=Fr2/2-Fa2·
d/2L=-714.85N
FVB=Fr2-FVA=1665-(-714.85)=2379.85N
Ⅰ-Ⅰ截面左侧弯矩为
MVI左=FVA×
L/2=-714.85×
1.8/2=-42176.15N·
Ⅰ-Ⅰ截面右侧弯矩为
MVI右=FVB×
L/2=2379.85×
1.8/2=140411.15N·
MVⅡ=FVB×
29.5=1671×
29.5=140411.15N·
4)作合成弯矩图(图1e)
M=√MH2+MV2
Ⅰ-Ⅰ截面
MI左=√MH12+MV1左2=141314N·
mm
M1右=√MH12+MV1右2=194695N·
Ⅱ-Ⅱ截面MⅡ=√MVⅡ2+MHII2=√(49294.5)2+303852=57907N·
5)作转矩图(图1f)
T2=440892N·
五.轴承及联轴器的选择
由轴的设计可得,查阅手册,在从动轴上选择代号为6209型轴承,在主动轮上选择代号为6211型轴承。
六.键的选用与确定
查表选用A型圆头普通平键.
于机体的结构复杂,故选用铸造形机体,且本机体强度要求不是太大选用一般用灰铸铁材料制造,为了使用机体内的各种部件便于安装和拆卸故选用一个水平剖面.所以箱体各个零件的尺寸如下:
箱座壁厚δ14mm
箱盖壁厚δ111mm
箱盖凸缘厚度b116.5mm
箱座凸缘厚度b21mm
地脚螺钉直径df30mm
地脚螺钉数目n8
轴承旁连接螺钉直径d122.5mm
箱盖与箱座联接螺钉直径d216.5mm
联接螺栓d2的间距L180mm
轴承端盖螺钉直径d313.5mm
检查孔盖螺钉直径d410.5mm
定位销直径d13mm
df.d1.d2至外箱壁距离C1分别为30mm22mm18mm
df.d2至凸缘轴距离C2分别为26mm16mm
轴承旁凸台半径R126mm
凸台高度h8mm
外箱壁至轴承座端面距离L150mm
齿轮顶圆与内箱壁距离Δ118mm
齿轮端面与内箱壁距离Δ215mm
箱盖、箱座肋厚m1、m分别为10mm12mm
轴承端盖外径D2110mm
轴承旁连接螺栓距离S110mm
参考文献
王中发.机械设计(第二版).北京:
北京理工大学出版社,1998
陈立德.机械设计基础(第二版).北京:
高等教育出版,2004
龚桂义.机械设计课程设计指导书(第二版).北京:
高等教育出版社.1999
《机械设计师手册》编写组.机械设计师手册.北京:
机械工业出版社,1998
课程设计总结
短短的两周过去了,机械设计的课程也接近了尾声,回头想想也受益韭浅,上课学的都是理论知识,经过这次实践,我认识到理论和实践相结合的重要性,.并且这次课程设计之后,我又发现并了解了许多新的知识,加深了对专业课这门课程中许多理论知识的记忆,设计过程中,出现了许多问题,通过了解,经过教师的指导,都解决了.这又使我学会了解决问题的方法,并善于去发现新的问题.
课程设计过程中,我学会了综合运用机械设计基础课程及有关知识,是我巩固,深化,融会贯通了有关机械设计方面的知识,并增强了分析和解决工程实际问题的能力.计算能力,绘图能力,以及计算机辅助能力都有很大的提高.
在这两周中,教师对我们的培养,使我们认识到设计的重要性,不但是我们更加深了对学校知识的进一步了解,而且为以后工作奠定了基础
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