機械設(shè)計課程設(shè)計.doc

《機械設(shè)計課程設(shè)計.doc》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《機械設(shè)計課程設(shè)計.doc（11頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、吉林大學(xué) 機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書 一、傳動方案擬定…………….……………………………….2 二、電動機的選擇……………………………………….…….2 三、計算總傳動比及分配各級的傳動比……………….…….4 四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算………………………….…….5 五、傳動零件的設(shè)計計算………………………………….….6 六、軸的設(shè)計計算………………………………………….....12 七、滾動軸承的選擇及校核計算………………………….…19 八、鍵聯(lián)接的選擇及計算………..……………………………22 設(shè)計題目：V帶——單級圓柱減速器 機電系機電工程班

2、 設(shè)計者： 學(xué) 號： 指導(dǎo)教師： 二○○八年8月22日 計算過程及計算說明 一、傳動方案擬定 第三組：設(shè)計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動 （1） 工作條件：使用年限8年，工作為二班工作制，載荷有中等沖擊，允許螺旋軸轉(zhuǎn)速偏差為5％，該機器由一般機械廠小批量生產(chǎn)。 （2） 原始數(shù)據(jù)：；螺旋軸轉(zhuǎn)速nw=135r/min,螺旋軸輸入轉(zhuǎn)矩T=300Nm。 二、電動機選擇 1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機 2、電動機功率選擇： （1）傳動裝置的總功率： η總=η帶η2軸承η齒輪η聯(lián)軸器 =0.960.9820.970.99 =0.89 (2)電機所

3、需的工作功率： P工作=Tnw/9550 =300135/9550 =4.24KW 3、確定電動機轉(zhuǎn)速： 電機所需功率 P≥P工作/η總=4.24/0.89=4.76KW 根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定電動機型號為Y132M2-6。 其主要性能：額定功率：5.5KW，滿載轉(zhuǎn)速960r/min，額定轉(zhuǎn)矩2.0。質(zhì)量63kg。 三、計算總傳動比及分配各級的偉動比 1、總傳動比：i總=n電動/n筒=960/135=7.1 2、分配各級偉動比 （1） 據(jù)指導(dǎo)書P7表1，取齒輪i齒輪=6（單級減速器i=3~6合理） （2） ∵i總=i齒輪I帶 ∴i帶

4、=i總/i齒輪=7.1/3.2=2.2 四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算 1、計算各軸轉(zhuǎn)速（r/min） nI=n電機=960r/min nII=nI/i帶=960/2.2=436.4(r/min) nIII=nII/i齒輪=436.4/3.2=136(r/min) 2、 計算各軸的功率（KW） PI=P電機 =5.5KW PII=PIη帶=5.50.95=5.225KW PIII=PIIη軸承η齒輪=5.2250.980.96 =4.9157KW 3、 計算各軸扭矩（Nmm） TI=9.55106PI/nI=9.551065.5/960 =54713.5Nmm TII=

5、9.55106PII/nII =9.551065.225/436.4 =114341.8Nmm TIII=9.55106PIII/nIII=9.551064.9157/136 =345183.3Nmm 五、傳動零件的設(shè)計計算 1、 皮帶輪傳動的設(shè)計計算 （1） 選擇普通V帶截型 由表5-6得：kA=1.4 PC=KAP=1.45.5=7.7KW 由圖5-7得：選用B型V帶 （2） 確定帶輪基準直徑，并驗算帶速 由課本圖5-7得，推薦的小帶輪基準直徑為 125~140mm 則取D1=127mm﹥Dmin=125mm 驗算帶速 ==6.38m/

6、s 在5~25m/s范圍內(nèi)，帶速合適。 D2=（n1/n2）D1=（960/436.4）127=279.4mm 由表5-8，取D2=280mm 實際從動輪轉(zhuǎn)速n2’=n1D1/ D2=960127/280 =435.4r/min 轉(zhuǎn)速誤差為：D1- D2/ D2=1.8％<5％ 所以合適 （3） 確定帶長和中心矩 根據(jù)課本P84式（5-14）得 0. 7(D1+ D2)≤a0≤2(D1+ D2) 0. 7(127+280)≤a0≤2(127+280) 所以有：284.9mm≤a0≤814mm 取a0=540mm 帶長： L0=2a0+1.57(D1+ D2)+(

7、D2- D1)/4a0 =2540+1.57(125+2800)+(280-125)2/4540 =1782mm 取Ld=1800mm： 中心距a≈a0+Ld-L0/2=540+ =549mm (4)驗算小帶輪包角 α1=1800-57.30 =1800-57.30 =1640（適用） （5）確定帶的根數(shù) 根據(jù)表（5-5）P0=1.64KW 根據(jù)表（5-10）△P0=0.30KW 根據(jù)表（5-9）Kα=0.95 根據(jù)表（5-3）KL=1.01 由得 Z=PC/P’=PC/(P1+△P1)KαKL =7.7/(1.64+0.30) 0.951.01 =4.14

8、 取z=4,符合表5-7推薦槽數(shù)。 (6)計算軸上拉力 由表5-4查得q=0.17kg/m，由式（5-22）單根V帶的初拉力： F0=（500PC/z）（2.5/Kα-1）+q2 =（5007.7/46.38）(2.5/0.95-1)+0.176.382N =253N 則作用在軸承的壓力FQ FQ=2ZF0sinα1/2=24256.7sin =2004.3N 齒輪 2、齒輪傳動的設(shè)計計算 （1）選擇齒輪材料及精度等級 考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪采用軟齒面。根據(jù)表6-2，選小齒輪選用40Cr調(diào)質(zhì)，齒面硬度為230~240HBS。大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)，齒面硬度2

9、20HBS；選8級精度。齒面精糙度Ra≤1.6~3.2μm (2)按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 由d1≥ 確定有關(guān)參數(shù)如下：傳動比i齒=3.2 取小齒輪齒數(shù)Z1=27。則大齒輪齒數(shù)： Z2=iZ1=3.227=86.4 實際傳動比i0=87/27=3.22 傳動比誤差：i-i0/i=3.2-3.22/3.2=0.6%<2.5% 可用 齒數(shù)比：u=i0=3.22 由課表6-6取 =1.0 (3)轉(zhuǎn)矩T1 T1=9.55106P/n1=9.551065.225/436.4 =114341.8Nmm (4)初選載荷系數(shù)kt=1.5 由表得 =189.8， ZH=2.42

10、 Z==0.98, 由圖6-13得 Z=0.78 =1.67 =0.318z1tan=2.3 (5)許用接觸應(yīng)力[σH] [σH]= σHlimZNT/SH由圖6-16c查得： σHlimZ1=540Mpa σHlimZ2=390Mpa 由式6-12計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NL NL1=60n1rth=60436.41(163008) =1.0109 NL2=NL1/i0=1.0109/3.22=3.14108 查得接觸疲勞的壽命系數(shù)： ZNT1=1.00 ZNT2=1.05 通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數(shù)SH=1.0 [σH]1=σHli

11、m1ZNT1/SH=5400.98/1.0Mpa =529Mpa [σH]2=σHlim2ZNT2/SH=3901.05/1.0Mpa =413Mpa 所以取[σH]2=413Mpa設(shè)計齒輪參數(shù) 故得： d1t≥ = =72.08mm 修正d1t： =m/s<2.00m/s 所以選脂潤滑 查得KA=1.50， KV=1.07，K=1.12， K=1.20 K=KA KV KK=1.501.071.121.2=2.16 d1= d1mm m==mm 根據(jù)表6-1取標準模數(shù)：m=3mm 計算齒輪傳動的中心矩a a=m(Z1+Z2)/2cos= 3(27

12、+87)/2cos150=177mm =arccosarccos 分度圓直徑： d1= mZ1/ cos=3x27/ cos=83.84mm=84mm d2=m Z2/ cos=3x87/ cos=270.16mm=270mm 齒寬：b= d1=1.083.84mm=84mm 取B1=85mm, B2=80mm (6)校核齒根彎曲疲勞強度 σF=YFaYSa≤[σ]F 計算當(dāng)量齒輪斷面系數(shù) =0.67， 由圖6-28得=0.87 齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa 根據(jù)齒數(shù)Z1=27,Z2=87由表6-19,6-20相得 YFa1=2.53 YSa1=

13、1.62 YFa2=2.16 YSa2=1.78 由圖6-21，查得YN1=0.90, YN2=0.92 [σF]= σFlim YSTYN/SF 由課本圖6-35C查得： σFlim1=340Mpa σFlim2 =310Mpa 按一般可靠度選取安全系數(shù)SF=1.25 計算兩輪的許用彎曲應(yīng)力 [σF]1=σFlim1 YN1/SF=3400.90/1.25Mpa =244Mpa [σF]2=σFlim2 YN2/SF =3100.92/1.25Mpa =228Mpa 將求得的各參數(shù)代入式（6-49） σF1=YFa1YSa1 =2x2.16x11434

14、1.8x0.67x0.87x2.53x1.62/(85x84x3.0)Mpa =55.1Mpa< [σF]1 σF2=σF1 YFa2 YSa2/YFa1YSa1 =55.1x2.16x1.78/2.53x1.62Mpa =51.7Mpa< [σF]2 故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠 軸 六、軸的設(shè)計計算 輸入軸的設(shè)計計算 1、按扭矩初算軸徑 選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217~255HBS 取c=110 d≥c 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則 d=25.2(1+7%)mm=26.97mm=27mm ∴選d=32mm 2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）軸上零件的定位，固定和裝配

15、單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定 （2）確定軸各段直徑工段：d1=32mm 初選用7208AC型角接觸球軸承，其內(nèi)徑為40mm, 寬度為18mm. (3)按彎矩復(fù)合強度計算 ①求分度圓直徑：已知d1=84mm ②求轉(zhuǎn)矩：已知T2=50021.8Nmm ③求圓周力： Ft=2T2/d2=2x114341.8/84=2868N ④求徑向力Fr Fr=Fttanα/cos=2868tan200/cos150=1080.7N Fa= Ft

16、tan=2868xtan150=768.48N ⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=72mm=L (1)繪制軸受力簡圖（如圖a） （3） 繪制垂直面彎矩圖（如圖b） 軸承支反力： FY=FAY=FBY=Fr/2=1434N FZ=FAZ=FBZ=Ft/2=540N F支= 由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。 MC= F支L=1532x72=110304Nmm (5)繪制扭矩圖（如圖e） 轉(zhuǎn)矩：T=114341.8Nmm (6)繪制當(dāng)量彎矩圖（如圖f） 轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭剪按脈動循環(huán)變化，取α=0.6，截面C處的當(dāng)量彎矩： Mec=[

17、MC2+(αT)2]1/2 =[1103042+(0.6114341.8)2]1/2=131877.4Nmm (7)校核危險截面C的強度 由式（6-3） σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1413 =40.246MPa< [σ-1]b=60MPa ∴該軸強度足夠。 輸出軸的設(shè)計計算 1、按扭矩初算軸徑 選用45#調(diào)質(zhì)鋼，硬度（217~255HBS） 取c=110 d≥c=c (P3/n3)1/3=110(4.9/136)1/3=36.3mm d=36.3(1+7%)mm= 38.8mm 取d=42mm 2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）軸的零件定位，固定和裝配

18、 單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。 （2）確定軸的各段直徑和長度 初選7211AC型角接球軸承，其內(nèi)徑為55mm，寬度為21mm。 (3)按彎扭復(fù)合強度計算 ①求分度圓直徑：已知d2=270mm ②求轉(zhuǎn)矩：已知T3=345183.3Nmm 根據(jù)作用力與反作用力得 圓周力： Ft==2868N 求徑向力 Fr =1080.7N 軸向力 Fa=768.

19、48N ③∵兩軸承對稱 ∴LA=LB=72mm (1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ FY=FAY=FBY=Fr/2=1434N FZ=FAZ=FBZ=Ft/2=540N F支= (2)由兩邊對稱，書籍截C的彎矩也對稱 MC= F支L=1532x72=110304Nmm (5)α=0.6 Mec=[MC2+(αT)2]1/2 =[1103042+(0.6345183.3)2]1/2=234598.9Nmm (6)校核危險截面C的強度 由式（10-3） σe=Mec/（0.1d3）=234598.9/(0.1423) =31.7Mpa<[σ-1]b=

20、60Mpa ∴此軸強度足夠 軸承 七、滾動軸承的選擇及校核計算 根據(jù)根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命 163008=38400小時 1、計算輸入軸承 （1）已知nⅡ=436.4r/min 兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1532N 初先兩軸承為角接觸球軸承7208AC型 得軸承內(nèi)部軸向力 FS=0.68FR 則FS1=FS2=0.68FR1=1042N (2) Fa=768N 故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端 FA1=FS1+ Fa =1810N FA2=FS2=1042N (3)求系數(shù)x、y FA1/FR1=1810N/1532N=1.18 FA2/FR2

21、=1042N/1532N=0.68 根據(jù)課本P263表（11-8）得e=0.68 FA1/FR1P2 (5)軸承壽命計算 故取P=3304N ∵角接觸球軸承ε=3 根據(jù)手冊得7208AC型的Cr=35200N LH= ∴預(yù)期壽命足夠 2、 計算輸

22、出軸承 因為Cr輸入3/n入=35.23/436.4=100

23、選A型平鍵 bxhxl=14x9x70 l=L3-b=70-14=56mm h=9mm σp=4T/dhl=4114341.8/45956 =20.17Mpa<[σp](110Mpa) 3、輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接 軸徑d2=62mm L2=63mm T=345183.3Nmm 選用A型平鍵 鍵bxhxL2=18x11x63 l=L2-b=63-18=45mm h=11mm σp=4T/dhl=4345183.3/621145=44.99Mpa<[σp] 4、輸出軸與聯(lián)軸器聯(lián)接用平鍵聯(lián)接 軸徑d2=42mm L2=70mm T=3451

24、83.3Nmm 選用C型平鍵 鍵bxhxL2=12x8x70 l=L2-b=70-12=58mm h=8mm σp=4T/dhl=4345183.3/42858=70.85Mpa<[σp] n滾筒=135r/min η總=0.892 P工作=4.24KW 電動機型號 Y132M2-6 i總=7.1 據(jù)手冊得 i齒輪=3.2 i帶=2.2 nI =960r/min nII=435.4r/min nIII=136r/min ∏ PI=5.5KW PII=5.225

25、KW PIII=4.9157KW TI=54713.5Nmm TII=114341.8Nmm TIII=345183.3Nmm dd2=279.4mm 取標準值 dd2=280mm n2’=435.4r/min V=6.38m/s 284.9mm≤a0≤814mm 取a0=540 Ld=1800mm a0=549mm Z=4根 F0=253N FQ =2004.3N

26、 i齒=3.2 Z1=27 Z2=87 u=3.22 T1=114341.8Nmm αHlimZ1=540Mpa αHlimZ2=390Mpa NL1=1.00109 NL2=3.14108 ZNT1=1.00 ZNT2=1.05 [σH]1=529Mpa [σH]2=413Mpa d1t=72.08mm m=3mm v=1.65m/s 用脂潤滑

27、 a=177mm d1=84mm d2=270mm B1=85mm B2=80mm YFa1=2.53 YSa1=1.62 YFa2=2.16 YSa2=1.78 YNT1=0.90 YNT2=0.92 σFlim1=340Mpa σFlim2 =310Mpa SF=1.25 σF1=244Mpa σF2=228Mpa σF1=55.1 Mpa σF2=51.7Mpa d=32mm

28、 Ft =2868N Fr=1080.7N Fa=768N LA=72mm LB=72mm FAY =1434N FBY =1434N F支=1532 MC=11030Nmm T=114341.8Nmm Mec =131877.4Nmm σe =40.246MPa <[σ-1]b d=42mm Ft =2868N

29、 FAX=FBY =1434N FAZ=FBZ =540N F支=1532N MC =110304Nmm Mec =234598.Nm σe =31.7Mpa <[σ-1]b 軸承預(yù)計壽命38400h FS1=FS2=1532N x1=0.41 y1=0.87 x2=1 y2=0 P1=3304N P1>P2 LH=h ∴預(yù)期壽命足夠 A型平鍵10x8x50 σp=22.33Mpa A型平鍵 14x9x70 σp=20.17Mpa A型平鍵 18x11x63 σp =44.99Mpa C型平鍵 12x8x70 σp=70.85Mpa 11