机械课件机械设计毕业课程设计说明书.docx
《机械课件机械设计毕业课程设计说明书.docx》由会员分享,可在线阅读,更多相关《机械课件机械设计毕业课程设计说明书.docx(15页珍藏版)》请在冰点文库上搜索。
机械课件机械设计毕业课程设计说明书
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……………….…….4
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………………………………………….....12
七、滚动轴承的选择及校核计算………………………….…19
八、键联接的选择及计算………..……………………………22
设计题目:
V带——单级圆柱减速器
机电系01机电工程班
设计者:
魏焕辉
学号:
29号
指导教师:
夏耘
二○○三年六月十四日
计算过程及计算说明
一、传动方案拟定
第三组:
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8年,工作为二班工作制,载荷平稳,环境清洁。
(2)原始数据:
滚筒圆周力F=1000N;带速V=2.0ms;
滚筒直径D=500mm;滚筒长度L=500mm。
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=FV1000η总
=1000×21000×0.8412
=2.4KW
3、确定电动机转速:
计算滚筒工作转速:
n筒=60×1000VπD
=60×1000×2.0π×50
=76.43rmin
按手册P7表1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)×76.43=459~1834rmin
符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500rmin。
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:
因此有三种传支比方案:
如指导书P15页第一表。
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2方案比较适合,则选n=1000rmin 。
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Y132S-6。
其主要性能:
额定功率:
3KW,满载转速960rmin,额定转矩2.0。
质量63kg。
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=96076.4=12.57
2、分配各级伟动比
(1)据指导书P7表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=12.576=2.095
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速(rmin)
nI=n电机=960rmin
n
=nIi带=9602.095=458.2(rmin)
n
=n
i齿轮=458.26=76.4(rmin)
2、计算各轴的功率(KW)
P
=P工作=2.4KW
P
=P
×η带=2.4×0.96=2.304KW
P
=P
×η轴承×η齿轮=2.304×0.98×0.96
=2.168KW
3、计算各轴扭矩(N·mm)
T
=9.55×106P
n
=9.55×106×2.4960
=23875N·mm
T
=9.55×106P
n
=9.55×106×2.304458.2
=48020.9N·mm
T
=9.55×106P
n
=9.55×106×2.16876.4
=271000N·mm
五、传动零件的设计计算
1、皮带轮传动的设计计算
(1)选择普通V带截型
由课本P83表5-9得:
kA=1.2
PC=KAP=1.2×3=3.9KW
由课本P82图5-10得:
选用A型V带
(2)确定带轮基准直径,并验算带速
由课本图5-10得,推荐的小带轮基准直径为
75~100mm
则取dd1=100mm>dmin=75
dd2=n1n2·dd1=960458.2×100=209.5mm
由课本P74表5-4,取dd2=200mm
实际从动轮转速n2’=n1dd1dd2=960×100200
=480rmin
转速误差为:
n2-n2’n2=458..2
=-0.048<0.05(允许)
带速V:
V=πdd1n160×1000
=π×100×96060×1000
=5.03ms
在5~25ms范围内,带速合适。
(3)确定带长和中心矩
根据课本P84式(5-14)得
1.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
1.7(100+200)≤a0≤2×(100+200)
所以有:
210mm≤a0≤600mm
由课本P84式(5-15)得:
L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)4a0
=2×500+1.57(100+200)+()24×500
=1476mm
根据课本P71表(5-2)取Ld=1400mm
根据课本P84式(5-16)得:
a≈a0+Ld-L02=500+
=500-38
=462mm
(4)验算小带轮包角
α1=1800-dd2-dd1a×57.30
=462×57.30
=.40
=167.60>1200(适用)
(5)确定带的根数
根据课本P78表(5-5)P1=0.95KW
根据课本P79表(5-6)△P1=0.11KW
根据课本P81表(5-7)Kα=0.96
根据课本P81表(5-8)KL=0.96
由课本P83式(5-12)得
Z=PCP’=PC(P1+△P1)KαKL
=3.9(0.95+0.11)×0.96×0.96
=3.99
(6)计算轴上压力
由课本P70表5-1查得q=0.1kgm,由式(5-18)单根V带的初拉力:
F0=500PCZV(2.5Kα-1)+qV2
=[500×3.94×5.03×(2.50.96-1)+0.1×5.032]N
=158.01N
则作用在轴承的压力FQ,由课本P87式(5-19)
FQ=2ZF0sinα12=2×4×158.01sin167.62
=1256.7N
2、齿轮传动的设计计算
(1)选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传递功率不在,所以齿轮采用软齿面。
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;根据课本P139表6-12选7级精度。
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)13
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=1202=60
传动比误差:
i-i0I=6-66=0%<2.5%可用
齿数比:
u=i0=6
由课本P138表6-10取φd=0.9
(3)转矩T1
T1=9.55×106×Pn1=9.55×106×2.4458.2
=50021.8N·mm
(4)载荷系数k
由课本P128表6-7取k=1
(5)许用接触应力[σH]
[σH]=σHlimZNTSH由课本P134图6-33查得:
σHlimZ1=570MpaσHlimZ2=350Mpa
由课本P133式6-52计算应力循环次数NL
NL1=60n1rth=60×458.2×1×(16×365×8)
=1.28×109
NL2=NL1i=1.28×1096=2.14×108
由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数:
ZNT1=0.92ZNT2=0.98
通用齿轮和一般工业齿轮,按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0
[σH]1=σHlim1ZNT1SH=570×0.921.0Mpa
=524.4Mpa
[σH]2=σHlim2ZNT2SH=350×0.981.0Mpa
=343Mpa
故得:
d1≥76.43(kT1(u+1)φdu[σH]2)13
=76.43[1×50021.8×(6+1)0.9×6×3432]13mm
=48.97mm
模数:
m=d1Z1=48.9720=2.45mm
根据课本P107表6-1取标准模数:
m=2.5mm
(6)校核齿根弯曲疲劳强度
根据课本P132(6-48)式
σF=(2kT1bm2Z1)YFaYSa≤[σH]
确定有关参数和系数
分度圆直径:
d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×120mm=300mm
齿宽:
b=φdd1=0.9×50mm=45mm
取b=45mmb1=50mm
(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa
根据齿数Z1=20,Z2=120由表6-9相得
YFa1=2.80YSa1=1.55
YFa2=2.14YSa2=1.83
(8)许用弯曲应力[σF]
根据课本P136(6-53)式:
[σF]=σFlimYSTYNTSF
由课本图6-35C查得:
σFlim1=290MpaσFlim2=210Mpa
由图6-36查得:
YNT1=0.88YNT2=0.9
试验齿轮的应力修正系数YST=2
按一般可靠度选取安全系数SF=1.25
计算两轮的许用弯曲应力
[σF]1=σFlim1YSTYNT1SF=290×2×0.881.25Mpa
=408.32Mpa
[σF]2=σFlim2YSTYNT2SF=210×2×0.91.25Mpa
=302.4Mpa
将求得的各参数代入式(6-49)
σF1=(2kT1bm2Z1)YFa1YSa1
=(2×1×50021.845×2.52×20)×2.80×1.55Mpa
=77.2Mpa<[σF]1
σF2=(2kT1bm2Z2)YFa1YSa1
=(2×1×50021.845×2.52×120)×2.14×1.83Mpa
=11.6Mpa<[σF]2
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
(9)计算齿轮传动的中心矩a
a=m2(Z1+Z2)=2.52(20+120)=175mm
(10)计算齿轮的圆周速度V
V=πd1n160×1000=3.14×50×458.260×1000
=1.2ms
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P235(10-2)式,并查表10-2,取c=115
d≥115(2.304458.2)13mm=19.7mm
考虑有键槽,将直径增大5%,则
d=19.7×(1+5%)mm=20.69
∴选d=22mm
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)确定轴各段直径和长度
工段:
d1=22mm长度取L1=50mm
∵Ⅱ=458.2rmin
两轴承径向反力:
FR1=FR2=500.2N
初先两轴承为角接触球轴承7206AC型
根据课本P265(11-12)得轴承内部轴向力
FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N
(2)∵FS1+Fa=FS2Fa=0
故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端
FA1=FS1=315.1NFA2=FS2=315.1N
(3)求系数x、y
FA1FR1=315.1N500.2N=0.63
FA2FR2=315.1N500.2N=0.63
根据课本P263表(11-8)得e=0.68
FA1FR1y1=0y2=0
(4)计算当量载荷P1、P2
根据课本P263表(11-9)取fP=1.5
根据课本P262(11-6)式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N
P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N
(5)轴承寿命计算
∵P1=P2故取P=750.3N
∵角接触球轴承ε=3
根据手册得7206AC型的Cr=23000N
由课本P264(11-10c)式得
LH=16670n(ftCrP)ε
=.2×(1×.3)3
=h>48720h
∴预期寿命足够
2、计算输出轴承
(1)已知nⅢ=76.4rmin
Fa=0FR=FAZ=903.35N
试选7207AC型角接触球轴承
根据课本P265表(11-12)得FS=0.063FR,则
FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N
(2)计算轴向载荷FA1、FA2
∵FS1+Fa=FS2Fa=0
∴任意用一端为压紧端,1为压紧端,2为放松端
两轴承轴向载荷:
FA1=FA2=FS1=569.1N
(3)求系数x、y
FA1FR1=569.1903.35=0.63
FA2FR2=569.1930.35=0.63
根据课本P263表(11-8)得:
e=0.68
∵FA1FR1y1=0
∵FA2FR2y2=0
(4)计算当量动载荷P1、P2
根据表(11-9)取fP=1.5
根据式(11-6)得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×903.35)=1355N
P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×903.35)=1355N
(5)计算轴承寿命LH
∵P1=P2故P=1355ε=3
根据手册P717207AC型轴承Cr=30500N
根据课本P264表(11-10)得:
ft=1
根据课本P264(11-10c)式得
Lh=16670n(ftCrP)ε
=.4×(1×)3
=.6h>48720h
∴此轴承合格
八、键联接的选择及校核计算
轴径d1=22mm,L1=50mm
查手册得,选用C型平键,得:
键A8×7GBl=L1-b=50-8=42mm
T2=48N·m
根据课本P243(10-5)式得
σp=4T2dhl=4××7×42
=29.68Mpa<[σR](110Mpa)
2、输入轴与齿轮联接采用平键联接
轴径d3=35mmL3=48mmT=271N·m
查手册P51选A型平键
键10×8GB
l=L3-b=48-10=38mm
σp=4Tdhl=4××8×38
=101.87Mpa<[σp](110Mpa)
3、输出轴与齿轮2联接用平键联接
轴径d2=51mmL2=50mmT=61.5Nm
查手册P51选用A型平键
键16×10GB
l=L2-b=50-16=34mm
据课本P243式(10-5)得
σp=4Tdhl=4×610051×10×34=60.3Mpa<[σp]
F=1000N
V=2.0ms
D=500mm
L=500mm
n滚筒=76.4rmin
η总=0.8412
P工作=2.4KW
电动机型号
Y132S-6
i总=12.57
据手册得
i齿轮=6
i带=2.095
nI=960rmin
n
=458.2rmin
n
=76.4rmin
P
=2.4KW
P
=2.304KW
P
=2.168KW
T
=23875N·mm
T
=48020N·mm
T
=271000N·mm
dd2=209.5mm
取标准值
dd2=200mm
n2’=480rmin
V=5.03ms
210mm≤a0≤600mm
取a0=500
Ld=1400mm
a0=462mm
Z=4根
F0=158.01N
FQ=1256.7N
i齿=6
Z1=20
Z2=120
u=6
T1=50021.8N·mm
αHlimZ1=570Mpa
αHlimZ2=350Mpa
NL1=1.28×109
NL2=2.14×108
ZNT1=0.92
ZNT2=0.98
[σH]1=524.4Mpa
[σH]2=343Mpa
d1=48.97mm
m=2.5mm
d1=50mm
d2=300mm
b=45mm
b1=50mm
YFa1=2.80
YSa1=1.55
YFa2=2.14
YSa2=1.83
σFlim1=290Mpa
σFlim2=210Mpa
YNT1=0.88
YNT2=0.9
YST=2
SF=1.25
σF1=77.2Mpa
σF2=11.6Mpa
a=175mm
V=1.2ms
d=22mm
d1=22mm
L1=50mm
d2=28mm
L2=93mm
d3=35mm
L3=48mm
d4=41mm
L4=20mm
d5=30mm
L=100mm
Ft=1000.436N
Fr=364.1N
FAY=182.05N
FBY=182.05N
FAZ=500.2N
MC1=9.1N·m
MC2=25N·m
MC=26.6N·m
T=48N·m
Mec=99.6N·m
σe=14.5MPa
<[σ-1]b
d=35mm
Ft=1806.7N
FAX=FBY=328.6N
FAZ=FBZ=903.35N
MC1=16.1N·m
MC2=44.26N·m
MC=47.1N·m
Mec=275.06N·m
σe=1.36Mpa
<[σ-1]b
轴承预计寿命48720h
FS1=FS2=315.1N
x1=1
y1=0
x2=1
y2=0
P1=750.3N
P2=750.3N
LH=h
∴预期寿命足够
FR=903.35N
FS1=569.1N
x1=1
y1=0
x2=1
y2=0
P1=1355N
P2=1355N
Lh=.6h
故轴承合格
A型平键8×7
σp=29.68Mpa
A型平键
10×8
σp=101.87Mpa
A型平键
16×10
σp=60.3Mpa