机械设计基础课程设计说明书完整版Word格式.docx
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五、圆柱齿轮传动的设计计算……………………………………7
六、轴的设计计算……………………………………8
七、滚动轴承的选择计算……………………………………10
八、键的选择计算……………………………………10
九、联轴器的选择……………………………………11
十、润滑油及润滑方式的选择……………………………………11
十一、箱体设计……………………………………11
十二、总结……………………………………12
十三、参考文献……………………………………12
C
老师批点……………………………………13
计算过程及计算说明
一、传动方案拟定
1、工作条件:
输送机连续工作,单向运转,载荷变化不大,空载起动,二班制,使用期限10年(每年工作日300天),两班制工作,输送带速度容许误差为±
5%。
2、原始数据:
输送带拉力F=950N;
输送带速V=1.5m/s;
滚筒直径D=240mm。
二、电动机的选择
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:
η总=η带×
η2轴承×
η齿轮×
η联轴器×
η滚筒
=0.9×
0.992×
0.98×
0.99×
0.9=0.77
(2)电机所需的工作功率:
P工作=FV/(1000η总)=950×
1.5/(1000×
0.77)=1.85KW
1、电动机;
2、三角带传动;
3、减速器;
4、联轴器;
5、传动滚筒;
6、运输平皮带
3、确定电动机转速:
计算滚筒工作转速:
n筒=60×
1000V/πD=60×
1000×
1.5/π×
240
=119r/min
按老师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3<I齿轮<6,取V带传动比2<I带<4,则总传动比理时范围为6<I总<24,故电动机转速的可选范围为nd=I总×
n筒=(6~24)×
119=714~2856r/min。
符合这一范围的同步转速有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:
因此有两种传支比方案:
由《机械设计手册》查得。
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,可见第二方案比较适合,则选n=1500r/min
。
4、确定电动机型号
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Y100L1-4。
其主要性能:
额定功率:
2.2KW,满载转速1420r/min,额定转矩2.2N·
m.
三、运动参数的计算
1、总传动比:
i总=n电动/n筒=1420/119=12
2、分配各级伟动比
(1)据指导书,取齿轮i带=3
(2)由i总=i齿轮×
i带,则i齿轮=i总/i带=12/3=4
3、计算各轴转速(r/min)
nd=n电机=1420r/min
n1=nd/i带=1420/3=473(r/min)
n2=n1/i齿轮=473/4=119(r/min)
nw=n筒=119r/min
4、计算各轴的功率(KW)
Pd=1.85KW
P1=Pd×
η带=1.85×
0.9=1.665KW
P2=P1×
η轴承×
η齿轮=1.665×
0.98=1.6KW
Pw=P2×
η联轴器=1.6×
0.99=1.576KW
5、计算各轴扭矩(N·
m)
Td=9550×
Pd/nd=9550×
1.85/1420=12.44N·
m
T1=9550×
P1/n1=9550×
1.665/473=33.62N·
T2=9550×
P2/n2=9550×
1.6/119=128.4N·
Tw=9550×
Pw/nw=9550×
1.567/119=125.76N·
四、V带传动的设计计算
1、确定计算功率PC
由课本P218表13-8知:
kA=1.2,故:
PC=KAP=1.2×
1.85=2.22KW
2、选V带的型号
根据PC=2.22KW,nd=1420r/min,由课本P219图13-15查得此坐标位于Z型范围内,故:
选用Z型。
3、求大小带轮基准直径d2、d1
由课本P219表13-9,d1应不小于50mm,现选用d1=71mm,故:
d2=d1(1-ε)nd/n1=71×
(1-0.02)×
1420/473=208mm
由表13-9取d2=212mm。
4、验算带速v
按课本P220公式
v=πd1nw/(60×
1000)=π×
63×
1420/(60×
1000)=5.28m/s
带速在5-25m/s的范围内,合适。
5、求V带基准长度Ld和中心矩a
初步选取中心距
a0=1.5(d1+d2)=1.5×
(71+212)=424.5mm
取a0=450mm,符合0.7(d1+d2)<a0<2(d1+d2)。
由课本P205式(13-2)得带长:
L0≈2a0+π(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4a0)
=2×
450+π×
(71+212)/2+(212-71)2/(4×
300)≈1361mm
由课本P212表13-2,Z型带的基准长度Ld=1400mm。
由课本P220式(13-16)计算实际中心距:
a≈a0+(Ld--L0)/2=450+(1400-1361)/2=430.5mm
6、验算小带轮包角α1
由课本P205式(13-1)得:
α1=1800-(d2-d1)/a×
57.30=1800-(212-71)/430.5×
57.30=1610>
1200
合适。
7、求V带根数z
由课本P218式(13-15)得:
z=PC/[(P0+△P0)KaKL]
今d1=71mm,nd=1420r/min,查课本P214表13-3得
P0=0.30KW
由nd=1420r/min,i带=3和Z型带,查课本P216表(13-5)得:
△P0=0.03KW
由α1=1610,查课本P217表13-7得:
Ka=0.95。
查课本P213表13-2得:
KL=1.14。
由此可得:
z=2.22/[(0.30+0.03)×
0.95×
1.14]=6.21
取7根。
8、求作用在带轮轴上的压力FQ
查课本P212表13-1得q=0.06kg/m,由课本P220式(13-17)得单根V带的初拉力:
F0=500(2.5/Ka-1)PC/zv+qv2
=[500×
(2.5/0.95-1)×
2.22/(7×
5.28)+0.06×
5.282]N=51N
作用在轴上的压力
FQ=2zF0sin(α1/2)=2×
7×
51×
sin(161°
/2)=704N
五、圆柱齿轮传动的设计计算
1、选择齿轮材料及确定许用应力
由课本P166表11-1,小齿轮用45钢调质,齿面硬度197~286HBS,解除疲劳极限σHlim=600Mpa,弯曲疲劳极限σFE=450Mpa。
大齿轮用45钢正火,齿面硬度156~217HBS,解除疲劳极限σHlim=380Mpa,弯曲疲劳极限σFE=300Mpa。
由课本P171表11-5,取SH=1.0,SF=1.25,
[σH1]=σHlim/SH=600/1.0=600Mpa[σF1]=σFE/SF=450/1.25=360Mpa
[σH2]=σHlim/SH=380/1.0=380Mpa[σF1]=σFE/SF=300/1.25=240Mpa
2、按齿面接触疲劳强度设计
由课本P168表11-2,齿轮按7级精度制造,由课本P169表11-3,取载荷系数K=1.2,由课本P175表11-6,取齿宽系数φd=1.2,且已知齿轮的传动比i=4,小齿轮上的转矩:
T1=9.55×
106×
P1/n1=9.55×
1.665/473=33617N·
mm
由课本P171表11-4,取弹性系数ZE=189.8,由课本P171式(11-3)
d1≥(2KT1(u+1)ZE2ZH2/φdu[σH]2)1/3
=(2×
1.2×
33617×
(4+1)×
189.82×
2.52/1.2/4/3802)1/3=58.5mm
齿数取z1=20,z2=80,故:
模数m=d1/z1=58.5/20=2.925mm
齿宽b=φdd1=1.2×
58.5=70.2mm,取b2=70mm,b1=75mm
由课本P57表4-1取m=3,实际的d1=60mm,d2=240mm
中心距a=(d1+d2)/2=(60+240)/2=150mm
3、验算轮齿弯曲强度
由课本P137图11-8齿形系数YFa1=2.92,YFa2=2.23由课本P174图11-9修正系数YSa1=1.56,YSa2=1.77。
由课本P172式(11-5)
σF1=2KT1YFa1YSa1/(bm2z1)
2.92×
1.56/(70×
32×
20)=8.2MPa<[σF1]=360Mpa
σF1=σF1YFa2YSa2/YFa1YSa1
=8.2×
2.23×
1.77/2.92/1.56=7.1Mpa<[σF2]=240Mpa
都安全。
4、齿轮的圆周速度
v=πd1n1/(60×
60×
473/(60×
1000)=1.49m/s
5、几何尺寸综合
分度圆直径d1=60mm,d2=240mm。
中心距a=150mm。
齿轮宽度b2=70mm,b1=75mm。
六、轴的设计计算
1、轴的结构和材料设计
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。
选取轴的材料为45#钢,调质处理。
查课本P241表14-1得,强度极限σB=650MPa,屈服极限σs=360MPa,弯曲疲劳极限σ-1=300MPa。
由课本P246表14-3得,对称循环状态下的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa。
2、两轴的功率P、转数n和转矩T
P1=1.665kWn1=473r/minT1=33.62N·
m;
P2=1.6kWn2=119r/minT2=128.4N·
m。
3、作用在齿轮上的力
由课本P168式(11-1)得,圆周力
Ft1=2T1/d1=2×
33.62×
103/60=1121NFt2=1070N
由课本P168式(11-1a)得,径向力
Fr1=Ft1tanα=1121×
tan200=408NFr2=390N
由于齿轮为圆柱直齿轮,故轴向力
Fa1=Fa2=0
4、确定轴的直径和长度
由课本P245表14-2,取C=112,由课本P245式(14-2)得
d1≥C(P1/n1)1/3=112×
(1.665/473)1/3=17.04mm
d2≥C(P2/n2)1/3=112×
(1.6/119)1/3=26.63mm
考虑到有键槽,d2=1.05×
26.63=27.96mm。
取d1=18mm,d2=28mm。
取L=110mm。
5、轴的强度校核(校核低速轴2)
(1)垂直面支承反力与水平面支承反力
F1v=(FrL-Fad2)/2L=195NF2v=195N
F1H=F2H=Ft/2=1070/2=535N
(2)垂直面与水平面的弯矩
MaV=F2vL/2=195×
0.11/2=10.725N·
mMaV‘=F1vL/2=10.725N·
MaH=F1HL/2=535×
0.11/2=29.425N·
m
(3)合弯矩
Ma=(MaV2+MaH2)1/2=(10.7252+29.4252)1/2=31.32N·
(4)轴传递的转矩
T=Ftd2/2=1070×
0.028/2=14.98N·
(5)危险截面的当量弯矩
轴的扭切应力是脉动循环变应力,取折合系数α=0.6
Me=(Ma2+(αT)2)1/2=(31.322+(0.6×
14.98)2)1/2=32.58N·
(6)校核
由课本P247式(14-6)
d≥(Me/0.1[σ-1b])1/3=(32.58×
1000/0.1×
60)1/3=17.58mm<28mm
安全。
七、滚动轴承的选择计算
1、轴承的选择
由于轴承只承受径向荷载,故选用深沟球轴承。
参照《机械设计基础课程设计指导书》附录5附表5-1,6208两对,其基本额定动荷载Cr2=29.5kN,径向额定静荷载Cr0=18.0kN。
2、当量动荷载计算
轴承的径向荷载Fr1=408N,Fr2=390N;
轴向荷载Fa1=Fa2=0。
查课本P280表16-11得,X=1,Y=0,由课本P279式(16-4)
P1=XFr1+YFa1=408NP2=390N
3、轴承寿命校核
根据条件,轴承预计寿命
Lh=16×
300×
10=48000小时
由课本P279表16-8,取ft=1;
由课本P279表16-9,取fP=1.5。
球轴承的寿命指数ε=3。
由课本P279式(16-3)得
Lh=
=106×
[29.5×
103]3/[60×
119×
(1.5×
390)3]
=1795975h>48000h
预期寿命足够。
八、键的选择计算
所用的键连接都采用平键连接。
查《机械设计基础课程设计指导书》附录4附表4-1,对于在齿轮连接处的键,取公称尺寸b×
h=8mm×
7mm,即键8×
30,键槽用键槽铣刀加工。
对于在低速轴与联轴器间的键,高速轴与V带间的键,取公称尺寸b×
h=8mm×
选用45钢,查课本P158表10-10,许用挤压应力[σp]=100MPa。
已知:
转矩T=128.4×
103N·
mm,轴径d=28mm,键高h=7mm,键长l=30mm,由课本P158式(10-24)
σp=4T/dhl=4×
128.4×
103/(28×
30)=87MPa<[σp]=100MPa
合格。
九、联轴器的选择
由于转矩变化很小,查课本P291表17-1,取KA=1.3,由课本P291式(17-1)得,联轴器的计算转矩
Tc=KAT=1.3×
128.4=166.92N·
按照计算转矩Tca应小于联轴器工程转矩条件,查《机械设计基础课程设计指导书》附录6附表6-4,选用TL6型弹性套柱销联轴器,其公称转矩为250N·
m,许用转速n=3800r/min。
Y型轴孔,A型键槽,轴孔长度L=82mm。
联轴器的孔径d2=35mm。
十、润滑油及润滑方式的选择
由于齿轮的圆周速度v=1.49m/s<12m/s,故采用浸油润滑。
圆柱齿轮浸在油中的深度H应该在10mm~30mm。
查课本P258表15-2,润滑油选用L-AN46。
由于轴的直径与转速之积小于(1.5~2)×
105,故对轴承采用脂润滑,填入轴承室的润滑脂通常填满其空间的1/3~1/2。
查《机械设计基础课程设计指导书》附录7附表7-2,润滑脂选用ZL-3。
十一、箱体设计
名称
符号
尺寸(mm)
机座壁厚
δ
10
机盖壁厚
δ1
机座凸缘厚度
b
机盖凸缘厚度
b1
机座底凸缘厚度
b2
22
地脚螺钉直径
df
20
地脚螺钉数目
n
4
轴承旁联结螺栓直径
d1
16
机盖与机座联接螺栓直径
d2
12
联轴器螺栓d2的间距
l
150
轴承端盖螺钉直径
d3
8
窥视孔盖螺钉直径
d4
6
定位销直径
d
df,d1,d2至外机壁距离
C1
26,22,16
df,d2至凸缘边缘距离
C2
25,15
轴承旁凸台半径
R1
24
凸台高度
h
根据低速级轴承座外径确定,以便于扳手操作为准
外机壁至轴承座端面距离
l1
100
大齿轮顶圆与内机壁距离
△1
大齿轮端面与内机壁距离
△2
机盖、机座肋厚
m1,m
10,10
轴承端盖外径
D2
130,130
轴承端盖凸缘厚度
t
轴承旁联接螺栓距离
s
尽量靠近,以Md1和Md2互不
干涉为准,一般s=D2
十二、总结
通过本次课程设计,使自己对所学的这门课程和工程制图进一步加深了理解,对于各方面知识之间的联系有了实际的体会。
同时也深深感到自己初步掌握的知识与实际需要还有很大的距离,在今后还需要继续学习和实践。
本设计由于时间紧张,在设计中肯定会有许多欠缺,若想把它变成实际产品的话还需要反复的考虑和探讨。
但作为一次练习,确实给我们带来了很大的收获,设计涉及到机械、电气等多方面的内容,通过设计计算、认证、画图,提高了我对机械结构设计、控制系统设计及步进电动机的选用等方面的认识和应用能力。
总之,本次设计让我受益非浅,各方面的能力得到了一定的提高。
十三、参考文献
1、《机械设计基础课程设计指导书》,黄泽深、沈利剑主编,北京大学出版社。
2、《工程制图》,左宗义、冯开平主编,华南理工大学出版社。
3、《机械设计基础》第五版,杨可桢、程光蕴、李仲生主编,高等教育出版社。
η总=0.77
P工作=1.85KW
n滚筒
电动机型号:
Y100L1-4
i总=11.97
据手册得
i齿轮=4
i带=3
nd=1420r/min
n1=473r/min
n2=119r/min
nw=119r/min
P1=1.665KW
P2=1.6KW
Pw=1.576KW
Td=12.44N·
T1=33.62N·
mT2=128.4N·
Tw=125.76N·
PC=2.22KW
带型:
Z型
d1=71mm
d2=212mm
V=5.28m/s
a0=450mm
Ld=1400mm
a=430.5mm
α1=1610
Z=7
F0=51N
FQ=704N
材质:
45#钢
σHlim1=600Mpa
σHlim2=380Mpa
[σH1]=600Mpa
[σH2]=380Mpa
T1=33617N·
z1=20,z2=80
b2=70mm
b1=75mm
m=3
d1=60mm
d2=240mm
a=150mm
V=1.49m/s
Ft1=1121N
Ft2=1070N
Fr1=408N
Fr2=390N
d1=18mm
d2=28mm
深沟球轴承6208,其尺寸d×
D×
B=40mm×
80mm×
18mm
Lh=48000h
平键8×
30三个
TL6型弹性套柱销联轴器
齿轮浸油润滑
L-AN46
轴承脂润滑
ZL-3
指导教师评语:
课程设计报告成绩:
,占总成绩比例:
课程设计其它环节成绩:
环节名称:
,成绩:
总成绩:
指导教师签字:
年月日
本次课程设计负责人意见:
负责人签字:
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