机械工程课程设计.docx
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机械工程课程设计
机械工程-课程设计
二、传动装置的设计
1•传动方案的拟定及说明
采用普通V和圆柱直齿轮组合,满足传动要求,同时由于带传动具有良好的缓冲及吸震能力,机构简单,成本低,易于维护和使用。
2.选择电动机
(1)电动机的类型和结构形式按工作要求和工作条件,选用一般用途的Y系列三相异步电动机。
(2)传动装置的总效率:
由《课程设计指导书》表2-3查得:
V带传动n1=0.96,滚动轴承n2=0.99,圆柱齿轮闭式与开式传动分别为n3=0.97,n4=0.96。
所以总效率n=0.96X0.99人3X0.97X0.96=0.8674
(3)电动机功率Pd=Pw/n=6.2/0.8674=7.148kw
(4)确定电动机的转速:
查表2.2得:
普通V带传动比i=2~4,圆柱齿轮i=3~5,单级圆柱减速器i=3~5,则总传动比i=18〜100。
转速nd=iXn=(18~100)X50=(900~5000)r/min
查表的电动机型号为:
Y132S2-2
电动机型号
额定功率pedkw
满载转
速nm
r/min
堵转转矩定转矩
最大转矩/额定转矩
Y132S2-2
7.5
2900
2.0
2.2
3.传动比分配
!
!
!
总传动比误差为土5%单向回转,轻微撞击
根据电动机满载转速n可得总传动比i。
i=nm/n=2900/50=58
总传动比i=i1Xi2Xi3.得i仁3.45i2=4.1i3=4.1
4.运动条件及运动参数分析计算
(1)各轴输入功率
P1=Pd=7.148kw
P2=Pn1=7.148X0.96=6.862kw
P3=P2耳2n3=6.862X0.99X0.97=6.590kw
P4=P3^2n4=6.590X0.99X0.96=6.263kw
(2)各轴转速
I:
n1=nm=2900r/min
n:
n2=n1/i1=2900/3.45=840.580r/min
川:
n3=n2/i2=840.580/4.1=205.019r/min
IV:
n4=n3/i3=205.019/4.仁50.005r/min
(3)各轴转矩
Td=9550Pd/nm=955X7.148/2900=23.539N.m
电动机输出转矩:
IT仁Td=23.539N.m
各轴输入转矩:
HT2=T1Xn1Xi仁23.539X0.96X
3.45=77.962N.m
mT3=T2Xn2Xn3Xi2=77.962X
0.99X0.97X4.1=306.952N.m
(2)
-H-P带。
(3)
IVt4=T3Xn2Xn4xi3=306.952X
轴号
功率p
Kw
转速n
r/min
T
矩m转M
传动比
■
i
效率
I
Pd=7.148
2900
23.539
58
0.96
n
6.862
840.580'
77.962
3.45
0.99
m
6.590
205.019:
306.952
4.1
0.97
V
6.263
50.005
1196.083,
4.1
0.96
0.99X0.96X4.1=1196.083N.m
三、传动零件的设计
1.V带传动设计
(1)因为载荷变化较小且工作时间为8h/天,查《设计基础》表13-8得工作情况系数KA=1.1
Pc=KXP=1.1X7.148=7.863kw
选择v带型号
查《设计基础》219页图13-15得选A型普通V
确定带轮直径d1,d2
查表13-9得d1应不小于75mm取d1=100mme=0.01
d2=d1Xi1X(1-£)=100X3.45X0.99=341.55mm
取d2=355mm
大轮转速n2=nmXdiX(1-£
/d2=2900x100x0.99/355=808.732r/min
误差为3.809%v5%,误差较小,允许。
(4)验算带速
V=nXdi
nm/(60x1000)=3.14x100x2900/(60x1000)=15.177m/s
在5~25m/s范围内,所以带适合。
(5)求V带基准长度Ld和实际中心距a
初步选定中心距a0=1.5(d1+d2
=1.5x(100+355)=682.5mm
2)
取a0=700mm符合0.7(d1+d2)vaOv2(d1+d带长
L0=2a0+(d1+d2)/2+(d2-d1)A2/4aO=2x700+3.14x(100+355)/2+(355-100)八2/(4x700)=2137.57mm
查表13-2,选用Ld=2240mm
实际中心距a
a0+(Ld-L0)/2=700+(2240-2137.57)/2=751.215mm=752mm
(6)验算小带轮的包角a1
/a=180
>120°,合格
a仁180°-(d2-d1)x57.3
-(355-100)x57.3°/751.215=160.55
(7)确定V带根数z
传动比i=d2/d1(1-£)=355/100(1-0.01)=3.59,
表13-5得厶P0=0.34kw
由n仁2900r/min,d1=100mm查表13-3得P0=2.05kw由a1=160.55。
查表13-7Ka=0.95,由Ld=2240mm查表13-2得KI=1.06
得z=Pc/{(PO+△
P0)KaKI}=7.863/{(2.05+0.34)x0.95x1.06}=3.45,
取4根,即z=4
(8)求作用在呆两年轴上的压力Fq
查表13-1得q=0.1Kg/m
得Fq=(500Pc/zv)x(2.5/Ka-1)+qv2
=(500x7.863/4/15.177)x(2.5/0.95-1)+0.1x15.772
=110.57N
(9)带轮结构设计(略)
2.齿轮传动设计计算
减速器齿轮设计:
电动机驱动,单向回转,载荷有轻微冲击。
(1)选定齿轮材料及精度等级
齿轮的材料,精度和齿数选择,因传递功率不大,
转速不高,材料按《设计基础》表11-1选取,小齿轮选硬齿面,大齿轮选软齿面,小齿轮的材料为45号钢调质,齿面硬度为250HBS大齿轮选用45号钢正火,齿面硬度为200HBS齿轮精度初选8级。
(2)确定许用应力
查表11-1得dHlim仁585MPa,dFE1=445MPa,
dHlim2=375MPa,十E2=310MPa
查表11-5得安全系数SH=1.0,SF=1.25,
[dH1]=dHlim1/SH=585MPa,[dH2]=
dHlim2/SH=375MPa,
[oF1]=oFE1/SF=356MPa,[dF2]=
□FE2/SF=248MPa。
(3)按齿面接触强度设计
齿轮按8级精度制造。
查表11-3得取载荷系数
K=1.1,查表11-6得齿宽系数①d=0.8
小齿轮上的转矩:
T1=9.55x10八3xp/n1=9.55x10八3x6.862/840.580=77.96x10八3N.mm
查表11-4取Ze=118,传动比i=4.1,又Zh=2.5
D1=3V{(2KT1/①d)((卩+1)/卩)(ZeZh/[刖2]2)}
=3V2x1.1x77.96x103x5.1x(188x2.5)2
/(0.8x4.1x3752)=74.82mm
选取小齿轮齿数Z仁19,则大齿轮齿数
Z2=ixZ仁4.1x19=77.9~78
实际齿数比i=78/19=4.105
模数m=d1/Z仁74.82/19=3.94mm查表4-1得m=4mm
(4)主要尺寸计算
实际分度圆直径d仁mZ1=4x19=68mm,
d2=mZ2=4x78=312mm
齿宽b=①dxd仁0.8x74.82=59.86mm,取
b2=60,b1=b2+5=65mm
中心距a=0.5xm(Z1+Z2)=0.5x4x(19+78)=194mm
(5)按齿根弯曲疲劳强度校核:
由图11-8得Yfa仁2.97,Yfa2=2.26,由图11-9得Ysa1=1.55,Ysa2=1.76
□F仁2KT1Ysa1Yfa1/(bm2
Z1)=2x1.1x77.96x1.55x2.97/(60x42x19)=43.29MPaV
[oF1]|—
oF2=oF1Ysa2Yfa2/
Ysa1Yfa仁43.29x1.76x2.26心.55x2.97)=37.40MPaV[oF2]|
合格。
(6)验算齿轮的圆周速度:
V=nxd1xn2/(
=3.14x68x840.580/(60x1000)=2.99m/s
查表得选8级精度合适。
(7)齿轮几何尺寸的确定
查《设计基础》4-2得:
齿顶高系数ha*=1,齿隙
系数c*=0.25
齿顶圆直径
^^Da1=d1+2ha1=(Z1+2h*)m=(19+2x1)x4=84mmDa2=d2+2ha2=(Z2+2h*)m=(78+2x1)x4=320mm齿根圆直径:
Dr1=(Z1-2h*-2c*)m=(19-2x1-0.25)x4=67mmDr1=(Z2-2h*-2c*)m=(78-2x1-0.25)x4=302mm齿距:
P=nm=3.14x4=12.56mm齿顶高:
ha=ha*m=4mm
齿根高:
hf=(ha*+c*)m=5mm
(8)齿轮的结构设计
小齿轮米用齿轮轴结构,大齿轮米用锻造毛坯的腹板式结构(da2<500mm)。
大齿轮:
(《设计基础》182页)
车由孑L直径:
ds=55mm
轮毂直径:
dh=1.6ds=1.6x55=88mm
轮毂长度:
Lh=(1.2〜1.5)ds=66~82.5mm,取77mm
轮缘厚度:
o=(3〜4)m=(12〜16)mm,取(r=16mm
轮缘内经:
D2=da2-2h-2o=320-2x4.5-2x16=279mm,取280mm腹板厚度:
c=0.3b2=0.3x45=13.5mm,取c=15mm
副班中心孔直径:
D0=0.5(dh+D2)=0.5x(88+280)=184mm
腹板孔直径:
d0=0.25(D2-dh)=0.25x(280-88)=48mm
齿轮倒角:
n=0.5m=2
3.开式齿轮设计:
(1)选定齿轮的材料及精度
齿轮的材料,精度和齿数选择,因传递功率不大,转速不高,材料按《设计基础》表11-1选取,小齿轮的材料为38siMnMo表面淬火,齿面硬度为45〜55HRC大齿轮选用45钢表面淬火,齿面硬度为40〜45HRC齿轮精度初选9度。
(2)接触许用应力
查表11-1得oHlim仁1170MPa,oFE1=705MPa,
dHlim2=1135MPa,oFE2=690MPa
查表11-5得安全系数SH=1.0,SF=1.25,
[dH1]=dHlim1/SH=1170MPa,[dH2]=
dHlim2/SH=1135MPa,
[oF1]=oFE1/SF=564MPa,[dF2]=
□FE2/SF=552MPa。
(3)按齿面接触强度设计
齿轮按9级精度制造。
查表11-3得取载荷系数
K=1.1,查表11-6得齿宽系数①d=0.8
小齿轮上的转矩:
T1=9.55x10A5xp/n2=9.55x10八5x6.590/205.019=306.970x103N.mm
查表11-4取Ze=188,传动比i=4.1,又Zh=2.5
D1=3V{(2KT1/①d)((卩+1)/卩)(ZeZh/[刖2]2)}
=3V2x1.1x306.97x103x5.1x(188x2.5)2
/(0.8x4.1x11352)=56.469mm
选取小齿轮齿数Z仁19,则大齿轮齿数
Z2=ixZ仁4.1x19=77.9~78
实际齿数比i=78/19=4.105
模数m=d1/Z仁56.469/19=2.97mm查表4-1得
m=3mm
(4)主要尺寸计算
实际分度圆直径d仁mZ1=3x19=57mm,
d2=mZ2=3x78=234mm
齿宽b=①dxd仁0.8x56.469=45.175mm,取
b2=50,b1=b2+5=55mm
中心距a=0.5xm(Z1+Z2)=0.5x4x(19+78)=194mm
(5)按齿根弯曲疲劳强度校核:
由图11-8得Yfa仁2.97,Yfa2=2.26,由图11-9得Ysa1=1.55,Ysa2=1.76
□F仁2KT1Ysa1Yfa1/(bm
[oF1]
Z1)=2x1.1x306.970x10八3x1.55x2.97/(50x3x19)=363.614MPav
oF2=oF1Ysa2Yfa2/
Ysa1Yfa仁363.614x1.76x2.26/(1.55x2.97)=314.176MPav[oF2]
合格。
(6)验算齿轮的圆周速度:
V=nxd1xn2/(60x1000
=3.14x57x205.019/(60x1000)=0.612m/s<2m/s
查表得选9级精度合适
(7)齿轮几何尺寸的确定
查《设计基础》4-2得:
齿顶高系数ha*=1,齿隙系数c*=0.25
齿顶圆直径
IDa1=d1+2ha1=(Z1+2h*)m=(19+2x1)x3=63mmDa2=d2+2ha2=(Z2+2h*)m=(78+2x1)x3=240mm齿根圆直径:
Dr1=(Z1-2h*-2c*)m=(19-2x1-0.25)x3=50.25mm
P=nm=3.14x3=12.56mmha=ha*m=3mmh仁(ha*+c*)m=3.75mm
Dr1=(Z2-2h*-2c*)m=(78-2x1-0.25)x3=227.25mm齿距:
齿顶高:
齿根高:
(8)齿轮的结构设计
小齿轮米用齿轮轴结构,大齿轮米用锻造毛坯的腹板式结构(da2<500mm)。
大齿轮:
(《设计基础》182页)
车由孑L直径:
ds=55mm
轮毂直径:
dh=1.6ds=1.6x55=88mm
轮毂长度:
Lh=(1.2〜1.5)ds=66〜82.5mm,取77mm
轮缘厚度:
o=(3〜4)m=(9〜12)mm,取o=12mm轮缘内经:
D2=da2-2h-2o=320-2x4.5-2x12=287mm,取290mm腹板厚度:
c=0.3b2=0.3x45=13.5mm,取c=15mm
副班中心孔直径:
D0=0.5(dh+D2)=0.5x(88+290)=189mm
腹板孔直径:
d0=0.25(D2-dh)=0.25x(290-88)=48mm
齿轮倒角:
n=0.5m=1.5
总结:
高速级z1=19z2=78m=4
低速级z1=19z2=78m=3
四•轴的设计计算
1■减速器输入轴H的结构设计
(1)选择轴的材料,确定许用应力:
由已知条件可知此减速器的传递功率属中小功率,对材料无特殊要求,故选用45钢调制。
由《设计基础》表14-1得:
硬度为2仃〜255HBS强度极限aB=650MPa屈服极限as=360MPa弯曲疲劳极限a_1=300MPa由表14-2得:
[t]=(30〜40)MPaC=(118〜107)MPa
(2)按钮转强度估算周径(最小直径)
D仁Cx3Vp/n=(107〜118)x3V
6.862/840.58=21.545〜23.760mm
考虑到轴的最小直径出要安装带轮,会有键槽存
在,故需要将估算直径加大3%〜5%取22.191〜24.948mm,由设计手册附表1.12取标准直径d仁24mm
(3)确定各轴段直径和长度
外伸段d仁24mmL仁60mm
H段d2=d1+2h=24+2x4=32mm
初步定选深沟球轴承6906K,内径为32mm宽度
9mm取套筒长为18mm
L2=2+10+18+45=75mm
川段直径d3=40mmL3=60-2=58mm
(3)轴的强度校核
小齿轮分度圆直径d仁68mmd2=312mm转矩:
T1=77.962N.m
圆周力:
Ft=2T1/d仁2x77.962x10八3/68=2293N
径向力:
Fr=Ft1tana=Ftxtan20°=903.44N因为轴对称所以La=Lb=50mm
1绘制轴受力简图(图a)
2绘制垂直面弯矩图(图b)
Fay=Fby=Fr/2=451.72NFaz=Fbz=Ft/2=1146.5N
由于两边对称知截面C的弯矩也对称,截面C在垂
直面的弯矩为Mc1=FayxL/2=451.72X50=22.586N.M
3绘制水平弯矩图(图c)
截面C在水平面的弯矩为
Mc2=FazxL/2=1146.5x50=57.325N.M
4绘制合弯矩图(图d)
Mc=2V(Mc1A2+Mc2A2)=2V(22.5862+57.325
2)=61.614N.M
5绘制转矩图(图e)
T=77.962N.M
6绘制当量弯矩图(图f)
取转矩产生的扭切应力脉动循环变应力这和系数a
=0.6
Mec=2V(Mc2+(aT)2)=2V
(61.614A2+(0.6x77.962)A2)=77.359N.M
查表14-3得[o_1b]=60MPa
校核危险截斋C的强度oe=Mec/0.1d3
=77.359/(0.1x243)=0.056MPa<[o_1b]=60MPa
所以该轴满足强度
受力简图:
2.减速器输出轴川的结构设计
(1)选择轴的材料,确定许用应力:
由已知条件可知此减速器的传递功率属中小功率,对材料无特殊要求,故选用45钢调制。
由《设计基础》表14-1得:
硬度为2仃〜255HBS强度极限aB=650MPa屈服极限as=360MPa弯曲疲劳极限a_1=300MPa由表14-2得:
[t]=(30〜40)MPaC=(118〜107)MPa
(2)按钮转强度估算周径(最小直径)
D3=Cx3Vp/n=(107〜118)x3V
6.590/205.019=34.021〜37.512mm
考虑到轴的最小直径出要安装齿轮,会有键槽存
在‘故需要将估算直径加大3%〜5%取35.041~39.388mm,
由设计手册附表1.12取标准直径d3=40mm
(3)确定各轴段直径和长度
外伸段d仁40mmL仁70mm
H段d2=d1+2h=40+2x4=48mm
初步定选深沟球轴承6910,内径为50mm宽度
18mm取套筒长为20mm
L2=2+10+20+55=87mm
川段直径d3=55mmL3=70-2=68mm
(3)轴的强度校核
齿轮分度圆直径d仁57mmd2=234mm转矩:
T2=306.952N.m
圆周力:
Ft=2T1/d仁2x306.952x103/57=10770N
径向力:
Fr=Ft1tana=Ftxtan20°=3920N
因为轴对称所以La=Lb=50mm
1绘制轴受力简图
2绘制垂直面弯矩图
Fay=Fby=Fr/2=1860NFaz=Fbz=Ft/2=5385N
由于两边对称知截面C的弯矩也对称,截面C在垂
直面的弯矩为Mc1=FayxL/2=1860X50=93N.M
3绘制水平弯矩图
截面C在水平面的弯矩为
Mc2=FazxL/2=5385x50mm=269.25N.M
4绘制合弯矩图
Mc=2V(Mc1A2+Mc2A2)=2V(932+269.25
2)=284.859N.M
5绘制转矩图
T=306.952N.M
6绘制当量弯矩图
取转矩产生的扭切应力脉动循环变应力这和系数a
=0.6
Mec=2V(Mc2+(aT)2)=2V
(284.859A2+(0.6x306.952)A2)=339.24N.M查表14-3得[o_1b]=60MPa
校核危险截斋C的强度oe=Mec/0.1d3
=339.24x10A3/(0.1x40
3)=52.97MPa<[o_1b]=60MPa
所以该轴满足强度
3.W的结构设计
(1)选择轴的材料,确定许用应力:
由已知条件可知此减速器的传递功率属中小功率,对材料无特殊要求,故选用45钢调制。
由《设计基础》表14-1得:
硬度为2仃〜255HBS强度极限aB=650MPa屈服极限as=360MPa弯曲疲劳极限a_1=300MPa由表14-2得:
[t]=(30〜40)MPaC=(118〜107)MPa
(2)按钮转强度估算周径(最小直径)
D=Cx3Vp/n=(107〜118)x3V
6.263/50.005=53.537〜59.041mm。
考虑到轴的最小直径出要安装齿轮,会有键槽存
在‘故需要将估算直径加大3%〜5%取55.143〜61.993mm,
由设计手册附表1.12取标准直径d=63mm
五、滚动轴承的选择及寿命计算
1.输入轴承型号选择:
1已知n2=840.58r/min两轴承径向反力
FR1=FR2=903.44NFa=0
因为选用了圆柱直齿轮,只要是径向力,所以选择深沟球轴承。
根据前面计算知轴的内径为32m,所以
内径代号为06(用轴承实际公称内径尺寸除以5的商数表示),得轴型代号为6906K。
2FA1/FR1ve,FA2/FR2ve,所以X仁X2=1,丫仁丫2=0
滚动轴承当量动负荷P仁P2=XFr=903.44N,
3因轴承需要工作8年每天24小时,用工作小时数表示轴承的寿命有公式Lh=(10A6/60n)x(ftC/
(fpxP))a£,其中转速n2=840.58r/min,查表16-8得温度系数(100°C时)ft=1,查表16-9得载荷系数(轻微冲击)fp=1.1,查附录1得C=Cr=22.5KN,寿命指数£,对球轴承£=3,得Lh=230361.5h
2.输出轴:
1已知n2=205.19r/min两轴承径向反力
FR仁FR2=3920NFa=0
因为选用了圆柱直齿轮,只要是径向力,所以选择
深沟球轴承。
根据前面计算知轴的内径为50m,所以
内径代号为10(用轴承实际公称内径尺寸除以
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