课程设计.docx
- 文档编号:27809581
- 上传时间:2023-07-05
- 格式:DOCX
- 页数:16
- 大小:58.50KB
课程设计.docx
《课程设计.docx》由会员分享,可在线阅读,更多相关《课程设计.docx(16页珍藏版)》请在冰豆网上搜索。
课程设计
机械设计课程设计
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……………….…….5
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………………………………………….....13
七、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…16
八、键联接的选择及计算………..……………………………19
计算过程及计算说明
一、传动方案拟定
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5年,工作为二班制连续,工作时有轻度震动。
(2)原始数据:
传动带滚动转速n滚筒=75r/min;减速器输出功率P=3kw
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:
η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96
=0.85
(2)电机所需的工作功率:
P工作=3/η总
=3/0.85
=3.52KW
3、确定电动机转速:
滚筒工作转速:
n筒=75r/min,取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~6,取V带传动比I’1=2~4,则总传动比理时范围为I’a=6~24。
故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×n筒=(6~24)×75=450~1700r/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Y132M1-6。
其主要性能:
额定功率:
4KW,满载转速960r/min,堵转转据/额定转矩=2.0。
最大转矩/额定转矩=2.0。
三、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比:
i总=n电动/n筒=960/75=12.81
2、分配各级传动比
(1)取齿轮i齿轮=6(单级减速器i=3~6合理)
(2)∵i总=i齿轮×I带
∴i带=i总/i齿轮=12.81/6=2.135
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速(r/min)
nI=n电机=960r/min
n
=nI/i带=960/2.135=499.6(r/min)
n
=n
/i齿轮=499.6/6=75(r/min)
2、计算各轴的功率(KW)
P
=P工作=3.5KW
P
=P
×η带=3.5×0.96=3.36KW
P
=P
×η轴承×η齿轮=3.36×0.98×0.96
=3KW
3、计算各轴扭矩(N·mm)
T
=9.55×106P
/n
=9.55×106×3.5/960
=34817.7N·mm
T
=9.55×106P
/n
=9.55×106×3.36/499.6
=64227.3N·mm
T
=9.55×106P
/n
=9.55×106×3/75=382000N·mm
五、传动零件的设计计算
1、皮带轮传动的设计计算
(1)确定计算功率Pc
由课本P157图8-11取KA=1.3
PC=KAP=1.3×4=5.2KW
(2)选择V带型号
选择V带传动。
由Pc=5.2KW,n1=960r/min并查阅参考文献【1】P93图5-10,选用B型V带。
(3)确定带轮基准直径
1)按设计要求,由课本图8-11知推荐小带轮基准直径范围125~140mm,取dd1=140mm。
2)验算带速v
v=πdd1n1/60×1000=(π×960×140/60000)
m/s=7.0m/s
v在5~25m/s范围内,满足带速要求。
3)计算从动轮基准直径dd2
i带=2.135,取ε=0.02,由dd2=(1-ε)idd1=
(1-0.02)×2.135×140mm=292.9mm,按带轮基准直径系列取dd2=315mm。
实际传动比i’=dd2/(1-ε)dd1
=315/(1-0.02)×140=2.29
传动比误差相对值(i’-i)/i=(2.29-2.135)/2.135﹤5%,所以大带轮直径可用。
4)确定中心距a0和带的基准长度Ld
A)由课本P152式8-20
0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
0.7(140+315)≤a0≤2×(140+315)
所以有:
318.5mm≤a0≤910mm
取a0=800mm
B)由课本P84式(5-15)得:
L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0
=2×800+1.57(140+315)+(315-140)2/4×800
=1923mm
由课本P146页表8-2取Ld=2000mm
C)由式8-23a≈a0+Ld-L0/2=800+2000-1923/2
=838mm
5)验算小带轮包角
α1=1800-dd2-dd1/a×57.30
=1800-175/838×57.30
=168.10>1200满足要求。
6)确定带的根数z
根据表(8-4a)P0=2.08KW
根据表(8-4b)△P1=0.3KW
根据表(8-5)Kα=0.98
根据表(8-2)KL=0.98
Z=PC/P’=PC/(P0+△P0)KαKL
=5.2/(2.08+0.3)×0.98×0.98
=2.27
故取z=3
7)计算带的初拉力和压轴力
由课本表8-3查得q=0.18kg/m,单根V带的初拉力:
F0=500PC/ZV(2.5/Kα-1)+qV2
=[500×5.2/3×7.0×(2.5/0.96-1)+0.18×7.02]N
=200.82N
则作用在轴承的压力FQ,由式(
FQ=2ZF0sinα1/2=2×3×200.82sin168.1/2
=1198.4N
2、齿轮传动的设计计算
(1)选择齿轮类型、材料及精度等级
a、根据传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动
b、根据转速,选用7级精度(GB10095-88)
c、材料选择:
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;齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm
(2)按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
由式(6-15)
确定有关参数如下:
传动比i齿=6
取小齿轮齿数Z1=20。
则大齿轮齿数:
Z2=iZ1=6×20=120
实际传动比I0=120/2=60
传动比误差:
i-i0/I=6-6/6=0%<2.5%可用
齿数比:
u=i0=6
A、确定公式内各计算数值
1)试选载荷系数Kt=1.3
2)小齿轮传递的转矩T1=67206.2N·mm
3)由表10-7选取齿宽系数φd=1
4)由表10-6查得材料弹性影响系数ZE
=189.8Mpa1/2
5)由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限σHlimZ1=600Mpa;大齿轮接触疲劳强度极限σHlimZ2=550Mpa
6)由10-13计算应力循环次数
NL1=60n1rth=60×426×1×(16×300×5)
=6.13×108
NL2=NL1/i=6.13×108/6=1.02×108
7)由图10-19取接触疲劳寿命系数
KHN1=0.95KHN2=0.98
8)计算接触疲劳许用应力
取失效概率1%安全系数S=1由式10-12得
[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=600×0.95/1.0Mpa
=570Mpa
[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=550×0.98/1.0Mpa
=539Mpa
B、计算
1)试计算小带轮分度圆直径
d1≥2.32(kT1(u+1)(ZE)2/φdu[σH]2)1/3
=2.32[1.3×67206.2×(6+1)×189.82/1×6×3432]1/3mm
=54.01mm
2)计算圆周速度v
V=3.14×d1n1/60×1000=1.2m/s
3)计算齿宽b
b=φdd1=1×54.041=54.041mm
4)计算齿宽与齿高之比
模数mt=d1/z1=2.702mm
齿高h=2.25mt=6.08mm
b/h=54.01/6.08=8.88
5)计算载荷系数
根据v=1.2m/s,7级精度由图10-8查得kv=1.1直齿轮kha=kpa=1由表10-4用插值法查得7级精度小齿轮对称布置时kaβ=1.31
由b/h=8.88khβ=1.26
故载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1.441
6)按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径
d1=d1t(k/kt)1/3=54.041×(1.441/1.3)1/3=55.928mm
7)计算模数m
m=d1/z1=55.928/20=2.8mm
(3)按齿根弯曲强度设计
齿根弯曲强度设计公式
σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH]
A、确定公式内各计算数值
1)由图10-20c查得小齿轮弯曲疲劳极限σF1=500Mpa大齿轮σF2=380Mpa
2)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.88KFN2=0.9
3)计算弯曲疲劳应力
取弯曲疲劳系数S=1.4
[σF]1=Kf1σF1/S=314.28Mpa
[σF]2=Kf2σF2/S=244.286Mpa
4)计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1.386
5)查齿形系数
YFa1=2.80YFa2=2.16
6)查应力校正系数
YSa1=1.55YSa2=1.81
B设计计算
m≧(2KT1/φdd1(YFaYSa/[σF]))1/3=1.95
故取齿轮模数m=2.5mm
分度圆直径d=55.928mm
小齿轮齿数z1=23
大齿轮齿数z2=138
(4)几何尺寸计算
1)分度圆直径d1=mz1=2.5×23=57.5mm
d2=mz2=2.5×138=345mm
2)计算中心距a=(d1+d2)/2=201.25mm
3)计算齿轮宽度b=1×57.5=57.5mm
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P370式,并查表15-3,取Ao=126
由式15-2d≥126(3/426)1/3mm=24.15mm
选d=28mm
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)按弯扭复合强度计算
1、分度圆直径d1=57.5mm
2、转矩T2=67206.2N.mm
3、求圆周力Ft=2T2/d1=2240.207N
4、求径向力Fr=Ft×tana=815.36N
5、因为两轴承对称LA=LB=58.5mm
A、绘制受力图
Faz=Fbz=Fr/2=407.68N
Fay=Fby=Ft/2=1120.103N
Mc1=Faz×d=24460.8Nmm
Mc2=Fay×d=67206.18Nmm
Mc=(Mc12+Mc22)1/2=70806.13Nmm
B、校核轴的强度
σca=(M/0.1d)1/3/W=4.5MPa<[σ-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)
根据课本取Ao=126
d≥Ao(P3/n3)1/3=42.21mm
考虑有键槽,将直径增大7%,则
d=42.21×(1+7%)mm=45.16
∴选d=46mm
2、按弯扭复合强度计算
1、分度圆直径d2=360mm
2、转矩T3=359080N.mm
3、求圆周力Ft=2T3/d1=1994.897N
4、求径向力Fr=Ft×tana=726.08N
5、因为两轴承对称LA=LB=58mm
A、绘制受力图
Faz=Fbz=Fr/2=363.04N
Fay=Fby=Ft/2=997.45N
Mc1=Faz×d=21056.32Nmm
Mc2=Fay×d=57852.1Nmm
Mc=(Mc12+Mc22)1/2=61564.87Nmm
T=T3=359080Nmm
校核轴的强度
σca=(M/0.1d)1/3/W=20.74MPa<[σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
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
16×300×5=24000小时
1、计算输入轴承
(1)已知nⅡ=426.3r/min
两轴承径向反力:
FR1=FR2=407.68N
初先两轴承为角接触球轴承7207AC型
轴承内部轴向力
Fa=0.63FR则Fa1=Fa2=0.63FR1=190.1N
Fa/Fr≦0.68Pr=Fr
Fa/Fr≧0.68Pr=0.41Fr+0.87Fa
(2)求系数x、y
FA1/FR1=190.1N/407.68N=0.46
FA2/FR2=190.1N/407.68N=0.46
由e=0.68
FA1/FR1 y1=0y2=0 (3)计算当量载荷P1、P2 取fP=1.2 P1=P2=fP(x1FR1+y1FA1)=1.2×407.68=489.21 (5)轴承寿命计算 ∵P1=P2故取P=489.21N ∵角接触球轴承ε=3 根据手册得7207AC型的Cr=29000N 由课本P320(13-5a)式得 LH=16670/n(ftCr/P)ε =16670/426.3×(1×29000/489.21)3 =8144608h>48720h ∴预期寿命足够 2、计算输出轴承 (1)已知nⅢ=75r/min Fa=0Fr1=Fr2=363.04N 试选7210AC型角接触球轴承 由FS=0.063FR,则 Fa1=Fa2=0.63Fr=0.63×363.04=169.28N (2)求系数x、y Fa1/Fr1=169.28/369.04=0.46 Fa2/Fr2=169.28/369.04=0.46 根据课本P321表(13-5)得: e=0.68 ∵FA1/FR1 y1=0 ∵FA2/FR2 y2=0 (3)计算当量动载荷P1、P2 根据表(13-6)取fP=1.2 P1=fP(x1Fr1+y1Fa1)=1.2×363.04=435.648P2=fP(x2Fr2+y2Fa2)=1.2×363.04=435.648 (4)计算轴承寿命LH ∵P1=P2故P=435.648ε=3 根据手册7207AC型轴承Cr=40800N 取: ft=1 Lh=16670/n(ftCr/P)ε =16670/76.4×(1×40800/435.648)3 =182。 5×106h>24000h ∴此轴承合格 八、键联接的选择及校核计算 1、输入轴与V带轮联接 d1=28mm,L1=50mm 选用键A8×7GB1096-2003圆头平键 l=L1-b=50-8=42mm 对键进行强度校核得 σp=4T2/dhl=4×67206.2/28×3.5×42 =32.65Mpa<[σR](110Mpa) 2、输出轴与齿轮2联接用平键联接 轴径d2=40mmL2=55mm T=359080Nmm 选用A型平键 键12×8GB1096-79 l=L2-b=55-12=43mmh=8mm 对键进行强度校核 σp=2T/kld =2×359080/4×43×40=104.38Mpa<[σp] n滚筒=75r/min P=3kw η总=0.85 P工作=3.52KW i总=12.81 i带=2.135 nI=960r/min n =499.6r/min n =75r/min P =3.5KW P =3.36KW P =3KW T =34817.7N·mm T =67206.2N·mm T =382000N·mm dd1=140mm v=7.0m/s dd2=280mm a0=800mm Ld=2000mm a=838mm z=3 F0=200.82N FQ=1198.4N σHlimZ1=600Mpa σHlimZ2=550Mpa NL1=6.13×108 NL2=1.02×108 [σH]1=570Mpa [σH]2=539Mpa d1=55.928mm m=2.8mm m=2.5mm d=55.928mm z1=23 z2=138
- 配套讲稿:
如PPT文件的首页显示word图标,表示该PPT已包含配套word讲稿。双击word图标可打开word文档。
- 特殊限制:
部分文档作品中含有的国旗、国徽等图片,仅作为作品整体效果示例展示,禁止商用。设计者仅对作品中独创性部分享有著作权。
- 关 键 词:
- 课程设计