课程设计.docx
- 文档编号:5123196
- 上传时间:2022-12-13
- 格式:DOCX
- 页数:17
- 大小:662.94KB
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(17页珍藏版)》请在冰豆网上搜索。
课程设计
课程设计
《机械设计基础》
课
程
设
计
说
明
书
设计题目:
步进式工件输送机设计
专业班级:
学生姓名
学号:
指导老师:
完成时间:
《机械设计基础》课程设计
步进式工件输送机设计
一:
工作原理
步进式工件输送机能间歇动作,电机经过传送装置、工作机构驱动滑架往返移动。
工作行程时滑架上的推爪推动工件前移一个步长,滑架返回时,推爪从工件底面滑过,工件保持不动。
当滑架再次向前推动时,推爪已复位,并推动新的工件前移,前方推爪也推动前一工位的工件前移。
其传动装置常由减速器和一级开式齿轮传动组成。
1、传动装置曲柄摇杆机构的设计
已知摆角ψ(40-50º)选取ψ=50º,形成速比系数K为1.20,步长S=370mm,
(1)摇杆长度L3=(S/2)·sin(ψ/2)=185/sin25º=437.766mm,取L3=438mm
(2)极位夹角θ=180º·﹙K-1﹚/﹙K+1﹚=180º·(0.2/2.2)=180º/11=16.36º
(3)如图所示,任选固定铰链中心D的位置,由摇杆长度L3和摆角,做出摇杆两个极限位置C1D,C2D。
(4)连接C1和C2,并作C1M垂直于C1C2。
(5)作∠C1C2N=90º-θ,C2N与C1M相交于点P,由图可见,∠C1PC2=θ
(6)作△PC1C2的外接圆,在此圆周(弧C1C2和弧EF除外)上任取一点A作为曲柄的固定铰链中心。
连AC1和AC2,因同一圆弧的圆周角相等,故∠C1AC2=∠C1PC2=θ
(7)因极限位置处曲柄与连杆共线,故AC1=L2-L1,AC2=L2+L1,从而得曲柄长度L1=(AC2-AC1)/2,连杆长度L2=(AC2+AC1)/2。
由图得AD=L4
2、传动机构的确定
齿轮传动
带传动
凸轮传动
链传动
螺旋传动
连杆传动
优
点
传动比准确,外廓尺寸小,功率高,寿命长,功率及速度范围广,适宜于短距离传动
中心距变化范围广,可用于长距离传动,可吸振,能起到缓冲及过载保护
能实现各种运动规律,机构紧凑
中心距变化范围广,可用于长距离传动,平均传动比准确,特殊链可用于传送物料
传动比大,可实现反向自锁,用于空间交错轴传动,传动平稳
适用于宽广的载荷范围,可实现不同的运动轨迹,可用于急回、增力,加大或缩小行程等
缺
点
制造精度要求高
有打滑现象,轴上受力较大
易磨损,主要用于运动的传递
有振动冲击,有多边形效应
效率较低
设计复杂,不宜高速度运动
传
动
比
一对圆柱齿轮i≤10
一般i≤5
一对圆锥齿轮i≤8
一般i≤3
平带i≤5
V带i≤7
同步带i≤10
滚子链i≤7-10
齿形链i≤15
开式i≤100常见i≤15-60
闭式i≤60
常见i≤10-40
效
率
开式0.92-0.96
闭式0.96-0.99
平带0.92-0.98
V带0.92-0.94
同步带0.96-0.98
随运动位置和压力角不同,效率也不同
开式0.9-0.93
闭式0.95-0.97
开式0.5-0.7
闭式0.7-0.9
自锁0.4-0.45
在运动过程中随时发生变化
综合上述表格各种传动机构的比较,齿轮传动容易满足工作寿命长的要求,功率及速度范围比较广,步进式输送机又符合短距离输送,因此,我选择齿轮传动作为步进式输送机的传动机构。
3、减速器的齿轮传动设计
(1)选定齿轮类型、精度等级、材料及齿
1>按图所示的传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动。
2>输送机为一般工作机器,载荷为中等载荷,选用七级精度(GB/T10095-)
3>材料选择。
由表11-1,选小齿轮材料40Cr(调质),硬度270HBS,大齿轮材料45钢(调质),硬度235HBS,二者硬度差为35HBS。
4>选小齿轮齿数Z1=24,大齿轮齿数Z2,则Z2=24×3.2=76.8,取Z2=77。
(2)按齿面接触强度设计
由公式
1>确定公式内各计算数值
1))试选载荷系数K=1.3(表11-3)
2))计算小齿轮的传递扭矩
T1=9.55×10³×10³/n1=
3))由表11-6选定齿宽系数Φd=1
4))由表11-4查材料影响系数ZE=189.8MPa½
5))由表11-1查小齿轮接触疲劳强度极限σHlim1=650MPa
大齿轮σHlim2=550MPa
6))设计应力循环系数
N1=60n1jLh=
N2=N1/3.2=
7))查接触疲劳寿命系数,KHN1=0,90,KHN2=0.95
8))计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%,安全系数S=1
由飚11-5
[σH]1=KHN1·σHlim1/S=0.90·650=585MPa
[σH]2=KHN2·σHlim2/S=0.95·550=522.5MPa
2>计算
1))试按小齿轮分度圆直径(式11-3),代入[σH]中较小的值
d1t≥
2))计算圆周速度v=
3))计算齿宽b
4))计算齿宽与齿高之比b/h
模数m1=d1t/Z1=
h=2.25m1=
b/h=
5))计算载荷系数
根据v=
七级精度,由表(11-3)查得动载系数KV1=1.12
直齿轮,KHa=KFa=1
由表查得使用系数KA=1
由表11-3查得KHβ=1.423
由b/h=
KHβ=1.423,查土得KFβ=1.35
故载荷系数K=KA·kv·KHa·KHβ
6))按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由式
得d1=d1t
7))计算模数m
m=d1/Z1=
(3)按齿根弯曲强度设计
弯曲强度设计公式为
m≥
1>确定公式内的各计算数值
1))查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE2=380MPa
2))取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85,KFN2=0.88
3))计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式11-6得
[σF]1=KFN1·σFE1/S=0.85·500=303.57MPa
[σF]2=KFN2·σFE2/S=0.88·380=238.86MPa
4))计算载荷系数
K=KAKVKFaKFβ=1·1.12·1·1.35=1.512
5))査取齿形系数
YFa1=2.65,YFa2=2.226
6))査取应力校正系数
YSa1=1.58,YSa2=1.764
7))计算大小齿轮的YFa·YSa/[σF]并加以比较
YFa1·YSa1/[σF]1=2.65·1.58/303.57=0.01379
YFa2·YSa2/[σF]2=2.226·1.764/238.86=0.01644
大齿轮的数值较大
2>设计计算
m≥
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关,可取由弯曲强度算得的模数2.05并就近圆整为标准值m=2.5,按接触强度算得的分度圆直径d1=69.995mm,算出
小齿轮齿数Z1=d1/m=69.995/2.5≈28
大齿轮齿数Z2=3.2·28=89.6,取Z2=90
这样设计出的齿轮传动,既满足了齿面接触疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费。
8)几何尺寸计算
1>计算分度圆直径
d1=Z1·m=28·2.5=70
d2=Z2·m=90·2.5=225
2>计算中心距
a=(d1+d2)/2=(70+225)/2=147.5
3>计算齿轮宽度
b=d1·=1·70mm=70mm
取B2=70mm,B1=75mm
(5)结构设计及齿轮零件图(如图)
一级减速器装配图
(三)减速器的设计
3.1电动机的选择
1.电动机类型和结构的选择。
因为本传动的工作状况是:
载荷平稳、单向旋转。
因此选用常见的封闭式Y(IP44)系列的电动机。
2.电动机容量的选择。
工作机所需功率、电动机的输出功率、电动机转速选择初选为同步转速为1000r/min的电动机。
3.电动机型号的确定
3.2传动系统的参数设计
原始数据:
运输带的工作拉力F=0.2KN;带速V=2.0m/s;滚筒直径D=400mm(滚筒效率为0.96)。
工作条件:
预定使用寿命8年,工作为二班工作制,载荷轻。
工作环境:
室内灰尘较小,环境最高温度35°。
动力来源:
电力,三相交流380/220伏。
关于电动机的选择标准:
电动机类型的选择、电动机功率选择、确定电动机型号。
3.3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=1420/121.5=11.68。
2.分配各级传动比取i带=3
∵i总=i齿×i带
∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89。
3.4运动参数及动力参数计算
1.计算各轴转速(r/min)。
nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min),nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)。
2.计算各轴的功率(KW)。
PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KWPII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW。
3.计算各轴转矩。
Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N•m,TI=9.55p2入/n1=9550x2.64/473.33=53.26N•m。
4轴的设计
4.1轴的设计步骤
设计轴的一般步骤为:
选择轴的材料、初步确定轴的直径、轴的结构设计。
主要的原则是:
轴的结构越简单越合理,装配越简单越合理。
4.2轴的结构设计
如图所示为一级齿轮减速器中的的高速轴。
轴上与轴承配合的部份称为轴颈,与传动零件配合的部份称为轴头,连接轴颈与轴头的非配合部份称为轴身,起定位作用的阶梯轴上截面变化的部分称为轴肩。
4.3按扭转强、合成强度及刚度的计算
这种方法是只按轴所受的扭矩来计算轴的强度。
如果还受不大的弯矩时,则采用降低许用扭转切应力的办法予以考虑。
而且应根据轴的具体受载及应力情况,采取相应的计算方法,并恰当地选取其许用应力。
在进行轴的结构设计时,一般见这种方法初步估算轴径。
对于不大重要的轴,也可作为最后计算结果。
经过轴的结构设计,轴的主要结构尺寸、轴上零件的位置以及外载荷和支反力的作用位置均已确定,对于钢制的轴,按第三强度理论,强度条件为:
设计公式:
(mm)
轴在载荷作用下,将产生弯曲或扭转变形。
若变形量超过允许的限度,就会影响轴上零件的正常工作,甚至会丧失机器应有的工作性能。
轴的弯曲刚度是以挠度y或偏转角θ以及扭转角ф来度量,其校核公式为:
y≤[y];θ≤[θ];ф≤[ф]。
式中:
[y]、[θ]、[ф]分别为轴的许用挠度、许用转角和许用扭转角。
4.4各轴的计算
4.4.1高速轴计算
1.查得C=118(低速轴弯矩较大),由公式
取高速轴的直径d=45mm。
2.求作用在齿轮上的力
齿轮分度圆直径为
齿轮所受的转矩为
齿轮作用力圆周力
径向力
轴向力
水平支反力
垂直支反力
3画弯矩图
a水平面内弯矩图M(b图)
截面c
b垂直面内弯矩图MC(c图)
截面c
C合成弯矩
(d图)
d画扭矩图(e图)
又根据
查得
则
e绘当量弯矩图(f图)
4.4.2中间轴设计
1.查得C=118(低速轴弯矩较大),由公式
取高速轴的直径d=60mm。
2.求作用在齿轮上的力
齿轮分度圆直径为
齿轮所受的转矩为
齿轮作用力圆周力
径向力
轴向力
3.画轴的计算简图并计算支反力(图a)
水平支反力
垂直支反力
4.4.3低速轴设计
1.查得C=118,由公式
取高速轴的直径d=75mm。
2.求作用在齿轮上的力
齿轮分度圆直径为
齿轮所受的转矩为
齿轮作用力圆周力
径向力
轴向力
4.5轴的设计与校核
4.5.1高速轴设计
初定最小直径,选用材料45δ钢,调质处理。
取A0=112(不同)
则Rmin=A0=16.56mm。
最小轴径处有键槽,Rmin’=1.07dmin=17.72mm。
最小直径为安装联轴器外半径,取KA=1.7,同上所述已选用TL4弹性套柱联轴器,轴孔半径R=20mm。
取高速轴的最小轴径为R=20mm。
由于轴承同时受径向和轴向载荷,故选用6300滚子轴承按国标T297-94D*d*T=17.25。
轴承处轴径d=36mm,
取L1=38+46=84mm,取挡圈直径D=43mm,取d2=d4=54mm,d3=67mm,d1=d5=67mm。
联轴器用键:
圆头普通平键。
B*h=6*6,长L=91mm
齿轮用键:
同上。
B*h=6*6,长L=10mm,倒角为2*45度
4.5.2中间轴设计
中间轴简图如下:
初定最小直径dmin=20mm,
选用6303轴承,
d*D*T=25*62*18.25,d1=d6=25mm,取L1==26mm,L2=19,L4=120mm,d2=d4=35mm,L3=12mm
D3=50mm,d5=30mm,L5=1.2*d5=69mm,L6=55mm
齿轮用键:
圆头普通键:
b*h=12*8,长L=61mm
4.5.3低速轴设计
设计原理是选取初定最小直径和小轴径处有键槽,时选取圆头普通键。
4.5.4高速轴的校核
由于减速器中,最容易出现损坏的轴为高速轴,故在进行轴的校验的时候,只需对高速轴进行校验。
5联轴器的选择
5.1联轴器的功用
联轴器是将两轴轴向联接起来并传递扭矩及运动的部件并具有一定的补偿两轴偏移的能力,为了减少机械传动系统的振动、降低冲击尖峰载荷,联轴器还应具有一定的缓冲减震性能。
联轴器有时也兼有过载安全保护作用。
5.2联轴器的类型特点
刚性联轴器:
刚性联轴器不具有补偿被联两轴轴线相对偏移的能力,也不具有缓冲减震性能;但结构简单,价格便宜。
只有在载荷平稳,转速稳定,能保证被联两轴轴线相对偏移极小的情况下,才可选用刚性联轴器。
挠性联轴器:
具有一定的补偿被联两轴轴线相对偏移的能力,最大量随型号不同而异。
无弹性元件的挠性联轴器:
承载能力大,但也不具有缓冲减震性能,在高速或转速不稳定或经常正、反转时,有冲击噪声。
适用于低速、重载、转速平稳的场合。
安全联轴器:
在结构上的特点是,存在一个保险环节(如销钉可动联接等),其只能承受限定载荷。
当实际载荷超过事前限定的载荷时,保险环节就发生变化,截断运动和动力的传递,从而保护机器的其余部分不致损坏,即起安全保护作用。
起动安全联轴器:
除了具有过载保护作用外,还有将机器电动机的带载起动转变为近似空载起动的作用。
5.3联轴器的选用
联轴器选择原则:
转矩T:
对中性:
对中性好选刚性联轴器,需补偿时选挠性联轴器;
装拆:
考虑装拆方便,选可直接径向移动的联轴器;
环境:
若在高温下工作,不可选有非金属元件的联轴器;
成本:
同等条件下,尽量选择价格低,维护简单的联轴器;
5.4联轴器材料
半联轴器的材料常见45、20Cr钢,也可用ZG270—500铸钢。
链齿硬度最好为40HRC一45HRC。
联轴器应有罩壳,用铝合金铸成。
用单排链时,滚子和套筒受力,销轴只起联接作用,结构可靠性好;用双排链时,销轴受剪力,承受冲击能力较差,销轴与外链板之间的过盈配合容易松动。
在高速轻载场合,宜选用较小链节距的链条,重量轻,离心力小;在低速重载场合,宜选用较大链节距的链条,以便加大承载面积。
链轮齿数一般为12~22。
为避免过渡链节,宜取偶数;
参考文献
[1]邱宣怀.机械设计.第4版.高等教育出版社,1997
[2]陈秀宁,施高义.机械设计课程设计.第2版.浙江大学出版社,
[3]谢进,万朝燕,杜立杰.机械原理.高等教育出版社,
[4]高玉芳,朱凤艳,机械制图(机械专业第三版),大连理工大学出版社,
[5]杨可桢,程光蕴,李仲生,机械设计基础(第五版)高等教育出版社,
[6].刘凤.机械制图[M].北京:
机械工业业出版社。
[7].周军.刘晓飞<<机械设计基础课程>>..第34期.P29
[8].李娜.《机械设计基础》..第36期.P38
[9].郭慧慧.《机械设计课程图册》..第26期.P48
[10].周迅.《圆柱齿轮设计手册》..第24期.P15
[11]朱周.水利机械基础[M].杭州:
大连理工出版社,1996.
[12]张全杰.机械制图集[M].广州:
浙江大学出版社,1993.
[13]刘小飞,吴天河.齿轮设计与维护[M].大连:
大连理工出版社,1995.
- 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