鲁东大学级机械设计基础课程设计说明书.docx
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鲁东大学级机械设计基础课程设计说明书
目录
1.传动方案拟定1
1.1工作条件:
1
1.2技术数据1
1.3传动简图(如下)1
2.电动机选择1
2.1电动机类型的选择:
1
2.2电动机功率选择:
1
2.2.1传动装置的总功率:
1
2.2.2电机所需的工作功率:
2
2.2.3确定电动机型号:
2
3.计算总传动比及分配各级的伟动比3
3.1总传动比3
3.2分配各级分动比3
4.运动参数及动力参数计算4
5.传动零件的设计计算5
5.1齿轮传动的设计计算5
6轴的设计计算6
6.1输入轴的设计计算6
6.1.1按扭矩初算轴径6
6.1.2轴的结构设计6
6.1.3按弯矩复合强度计算7
6.2输出轴的设计计算8
6.2.1按扭矩初算轴径9
6.2.2轴的结构设计9
7滚动轴承的选择及校核计算10
7.1计算输入轴承10
7.2计算输出轴承11
8键联接的选择及校核计算11
8.1输入轴采用平键联接11
8.2输入轴与齿轮联接采用平键联接12
8.3输出轴与齿轮2联接用平键联接12
9.装配图和零件规格尺寸表12
10.总结12
11.设计参考资料目录13
计算过程及计算说明
结果
1.传动方案拟定
第三组:
设计单级圆柱齿轮减速器和一级链传动
1.1工作条件:
工作年限
工作班制
工作环境
载荷性质
生产批量
8
2
清洁
平
小批
1.2技术数据
题号
滚筒圆周力F(N)
带速v(m/s)
滚筒直径D(mm)
滚筒长度L(mm)
ZDD-7
2000
2.0
300
400
1.3传动简图(如下)
2.电动机选择
2.1电动机类型的选择:
Y系列三相异步电动机
2.2电动机功率选择:
2.2.1传动装置的总功率:
η总=η联×η2滚轴×η齿轮×η滑轴×η链×η滚筒
=0.99×0.982×0.97×0.97×0.96×0.96
=0.824
2.2.2电机所需的工作功率:
P工作=FV/1000η总
=2000×2.0/1000×0.824
=4.85KW
2.2.3确定电动机型号:
传动滚筒转速
由课程设计ppt知,选取转速为1000和1500,的电动机。
查表2.9-1可选的Y系列三相异步电动机Y132M2-6型,额定
,或选Y132S-4型,额定
,满足
传动滚筒转速
现以同步转速为1500r/min及1000r/min两种方案比较,查得
电动机数据
方案号
电动机型号
额定功率(kW)
同步转速(/min)
满载转速(r/min
电动机质量/kg
总传动比
1
Y132S-4
5.5
1500
1440
68
11.31
2
Y132M2-6
5.5
1000
960
84
7.54
比较两种方案,方案1选用的电动机使总传动比较大。
为
使传动装置结构紧凑,选用方案2。
电动机型号为Y132M2-6。
由表2.9-2查得其主要性能数据列于下表:
电动机额定功率
/kW
5.5
电动机满载转速
/(r/min)
960
电动机轴伸径D/mm
38
电动机轴伸长度E/mm
80
电动机中心高H/mm
132
堵转转矩/额定转矩
2.0
3.计算总传动比及分配各级的伟动比
3.1总传动比
3.2分配各级分动比
据指导书P7表1,取链i链=2.5(单级减速器i=3~6合理)
∵i总=i齿轮×I链
∴i齿轮=i总/i链=7.54/2.5=3.02
4.运动参数及动力参数计算
计算各轴功率(KW),转速(r/min),
扭矩(N·mm)
0轴:
即电动机的主动轴
1轴:
即减速器的高速轴
2轴:
即减速器的低速轴
3轴:
即传动滚筒轴
5.传动零件的设计计算
5.1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,所以齿轮采用软齿面。
小齿轮选用40Cr调质,齿面硬度为240~285HBW。
大齿轮选用45钢,调质,齿面硬度229~286HBW;根据课本P139表6-12选9级精度。
(2)按齿面接触疲劳强度设计
确定有关参数如下:
传动比i齿=3.02取小齿轮齿数Z1=20。
则大齿轮齿数:
Z2=iZ1=3.02×20=60.4
实际传动比I0=60.4/20=3.02
传动比误差:
i-i0/I=3.02-3/3.02=0.79%<2.5%
可用齿数比:
u=i0=3
由课本P126表6-10取φd=0.9
(3)转矩T1
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×4.91/960
=48.85N·m
(4)载荷系数k
由课本P128表6-7取k=1.5
(5)许用接触应力[σH]
[σH1]=(380+HBW)Mpa=(380+260)Mpa=640Mpa
[σH2]=(380+0.7HBW)Mpa=(380+0.7×240)Mpa=548Mpa
[σF1]=(155+0.3HBW)Mpa=(380+0.7×8260)Mpa=233Mpa
[σF2]=(140+0.2HBW)Mpa=(140+0.2×240)Mpa=188Mpa
(6)由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
=76.43[1.5×48.85×(3.02+1)/0.9×3.8]1/3mm
=53.56mm
模数:
m=d1/Z1=33.75/20=2.68mm
取标准模数:
m=2.5mm
确定有关参数和系数
分度圆直径:
d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×60mm=150mm
计算齿轮传动的中心矩a
a=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+60)=120mm
根据课本124
齿宽:
b=φdd1=0.9×50mm=45mm
取b=45mmb1=50mm
(7)齿形系数YFa
根据齿数Z1=20,Z2=60由查表得
YF1=2.97YF2=2.28
(8)校核齿根弯曲疲劳强度
σF1=2kT1YF1/bd1m=2×1.5×48850×2.97/45×50×2.5=72.29MPa≤[σF1]=233MPa
σF2=σF1×YF2/YF1=72.29MPa≤[σF2]=188MPa
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(9)计算齿轮的圆周速度V
V=πd1n1/60×1000=3.14×50×960/60×1000
=2.35m/s
V=2.35m/s>2m/s采油润滑
齿轮精度等级为9级
6轴的设计计算
6.1输入轴的设计计算
6.1.1按扭矩初算轴径
选用45#调质,硬度217~255HBS
根据课程设计指导书P21例题
(1)、初步确定减速器外伸段轴颈
d=(0.8—1.0)d电机=(0.8—1.0)×38=30.4—38mm
(2)、选择联轴器
由传动装置工作条件拟选用弹簧柱销连轴器(GB5014—85)。
计算转矩Tc=KAT=1.5×39.8=59.7Nm
T=9.55P/n=39.8Nm其中KA=1.25—1.5此处取1.5
查表2.5—1及核对轴颈后选择HL3联轴器
(3)、最后确定减速器告诉轴外伸段直径为d=32mm
6.1.2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套筒定位,则采用过渡配合固定
(2)确定轴各段直径和长度
工段:
d1=32mm长度取L1=90mm
∵h=2cc=1mm
段:
d2=d1+2h=32+2×1=34mm
初选用深沟球球轴承,其内径为35mm,
宽度为17mm.
考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面和箱体内壁应有一定距离。
取套筒长为17mm,通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度,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64mm,安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故
段长:
L2=(64+17+2)=83mm
段直径d3=38mm
L3=50-2=48mm
Ⅳ段直径d3=38mm
∵h=2cc=2mm
d4=d3+2h=38+2×2=42mm
长度与右面的套筒相同,即L4=5mm
Ⅴ段直径d5=34mm.长度L5=29mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=255mm
6.1.3按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径:
已知d1=50mm
②求转矩:
已知T1=484400N·mm
③求圆周力:
Ft
根据课本P127(6-34)式得
Ft=2T2/d2=2×48840/50=1953.6N
④求径向力Fr
根据课本P127(6-35)式得
Fr=Ft·tanα=1954×tan200=711.2N
⑤因为该轴两轴承对称,所以:
LA=LB=42mm
(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=Fr/2=355.6N
FAZ=FBZ=Ft/2=976.8N
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
MC1=FAyL/2=355.6×21=7.47N·m
(3)绘制水平面弯矩图(如图c)
截面C在水平面上弯矩为:
MC2=FAZL/2=976.8×21=20.51N·m
(4)绘制合弯矩图(如图d)
MC=(MC12+MC22)1/2=(6.022+16.762)1/2=17.8N·m
(5)绘制扭矩图(如图e)
转矩:
T=9.55×(P2/n2)×106=143N·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α=1,截面C处的当量弯矩:
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[21.802+(1×143)2]1/2=144N·m
(7)校核危险截面C的强度
由式(6-3)
σe=Mec/0.1d33=144/0.1×383
=26.4MPa<[σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
6.2输出轴的设计计算
6.2.1按扭矩初算轴径
选用45#调质钢,硬度(217~255HBW)
根据课本P235页式(10-2),表(10-2)取c=120
d≥c(P3/n3)1/3=120(3.76/254.6)1/3=29.44mm
取d=34mm
6.2.2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,右轴承从右面装入。
(2)确定轴的各段直径和长度
初选6027型深沟球轴承,其内径为40mm,宽度为18mm。
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21.5mm,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T2=144N·m
③求圆周力Ft:
根据课本P127(6-34)式得
Ft=2T2/d2=2×144×103/190=1515.8N
④求径向力Fr根据课本P127(6-35)式得
Fr=Ft·tanα=1515.8×0.36379=551.4N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=42mm
(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=551/2=218N
FAZ=FBZ=Ft/2=1516/2=758N
(2)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
MC1=FAYL/2=270.1×42=7.46N·m
(3)截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=742.1×42=15.58N·m
(4)计算合成弯矩
MC=(MC12+MC22)1/2
=(1.462+15.582)1/2
=17.27N·m
(5)计算当量弯矩:
根据课本P235得α=1
Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[17.272+(1×144)2]1/2
=145.03N·m
(6)校核危险截面C的强度
由式(10-3)
σe=Mec/(0.1d)=145.03/(0.1×1903)
=21.1Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够
7滚动轴承的选择及校核计算
根据条件,轴承预计寿命
10×365×8=29200小时
7.1计算输入轴承
(1)已知n1=960r/min
两轴承径向反力:
FR1=FR2=573.6N
初先两轴承为深沟球轴承6207型
根据课本P214(例)得轴承内部轴向力
FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=361.4N
(2)∵FS1+Fa=FS2Fa=0
故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端
FA1=FS1=361.4NFA2=FS2=361.4N
(3)求系数x、y
FA1/FR1=361.4N/573.6N=0.63
FA2/FR2=361.4N/573.6N=0.63
根据课本P192表(12-12)得e=0.44
FA1/FR1 y1=0y2=0 (4)计算当量载荷P1、P2 根据课本P191表(12-10)取fP=1.5 根据课本P212(11-6)式得 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×573.6+0)=860.4N P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×573.6+0)=860.4N (5)轴承寿命计算 ∵P1=P2故取P=860.4N ∵深沟球轴承ε=3 根据手册得6207型的Cr=19800N 由课本P191(12-11)式得 LH=16670/n(ftCr/P)ε =16670/960×(1×19800/750.3)3 =319503.90h>29200h ∴预期寿命足够 7.2计算输出轴承 (1)已知nⅢ=254.6r/min Fa=0FR=FAZ=540.2N 试选6207型深沟球轴承 根据课本P265表(11-12)得FS=0.63FR,则 FS1=FS2=0.63FR=0.63×540=340.6N (2)计算轴向载荷FA1、FA2 ∵FS1+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=340.6N (3)求系数x、y FA1/FR1=340.6/540.2=0.63 FA2/FR2=340.6/540.2=0.63 根据课本P192表(12-12)得: e=0.68 ∵FA1/FR1 y1=0 ∵FA2/FR2 y2=0 (4)计算当量动载荷P1、P2 根据P191表(112-10)取fP=1.5 根据式(12-19)得 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×540.2)=810.3N P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×540.2)=810.3N (5)计算轴承寿命LH ∵P1=P2故P=810.3ε=3 根据手册P716207型轴承Cr=19800N 根据课本P191表(12-9)得: ft=1 根据课本P212(11-10c)式得 Lh=16670/n(ftCr/P)ε =16670/254.6×(1×19800/810.3)3 =952266.9h>29200h ∴此轴承合格 8键联接的选择及校核计算 8.1输入轴采用平键联接 轴径d1=32mm,L1=80mm 查手册得,选用A型平键,得: 键A10×8GB1096-79l=L1-b=80-10=70mm T1=48.84N·mh=8mm 根据课本P243(10-5)式得 σp=4T2/dhl=4×48400/32×8×70 =10.75Mpa<[σR](110Mpa) 8.2输入轴与齿轮联接采用平键联接 轴径d2=38mmL2=40mmT=39.4N·m 查手册P51选A型平键 键12×8GB1096-79 l=L3-b=40-12=28mmh=8mm σp=4T/dhl=4×48840/38×8×28 =22.7Mpa<[σp](110Mpa) 8.3输出轴与齿轮2联接用平键联接 轴径d3=44mmL3=40mmT=141N·m 查手册P51选用A型平键键12×8GB1096-79 l=L2-b=40-12=28mmh=8mm 据课本P243式(10-5)得 σp=4T/dhl=4×144000/44×8×28=58.4Mpa<[σp] 9.装配图和零件规格尺寸表 10.总结 在课程设计过程中,我发现自己的知识是如此的缺乏,自己综合应用所学的专业知识能力是如此的不足,几年来的学习了那么多的课程,今天才知道自己并不会用.让我有了紧迫感,说明课程设计确实是使我有所收获的,使我更加相信,只要努力,以后我的梦将不再是梦。 通过这课程设计,我对课本的基础知识又有了更深刻的理解,并学会了设计实践中理论联系实际,灵活运用知识的技巧。 这次的课程设计培养了我严肃认真的学习态度,并能根据在设计中遇到的问题作出相应的解决,我将在以后的学习过程认真学习专业知识,在此基础上学会灵活运用,在实践中锻炼自己;在以后做事过程中,会考虑周到;要有信心,有耐心;勿浮躁,并在课余时间多看相关的书籍;熟练在这次设计中所遇到的问题,巩固以免下次再出同样的错 11.设计参考资料目录 机械设计基础课程设计: 孙德志主编 F=2000N V=2.0m/s D=300mm L=400mm η总=0.824 P工作=4.85KW 滚筒转速n= 电动机型号 Y132M1-6 总传动比7.54 I链=2.5 P =4.91KW P =4.76KW\ P3=4.3KW\ T =48.84N·m T =143N·m T3=323.14N·m u=3 Z1=20 Z260 [σH]1=640Mpa [σH]2=548Mpa [σF]1=233Mpa [σF]2=188Mpa M=2.68 d1=50mm d2=150mm b=45mm b1=50mm a=120mm YFa1=2.97 YFa2=2.28 σF1=233Mpa σF2=188Mpa V=2.35m/s d=32mm d1=32mm L1=90mm d2=34mm L2=83mm d3=38mm L3=48mm d4=42mm L4=5mm d5=34mm L5=29mm L=255mm Ft=1954N Fr=711N FAY=355.6N FBY=355.6N FAZ=976.8N MC1=7.41N·m MC2=20.51N·m MC=21.80N·m T=144N·m Mec=144N·m σe=26.4MPa <[σ-1]b d=34mm 551 Ft=1515.8N FAX=FBY=727.9N FAZ=FBZ=742.1N FAY=355.6N FBY=355.6N MC1=7.46N·m MC2=15.58N·m MC=17.27N·m Mec=145.03N·m σe=21.1Mpa <[σ-1]b
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