機械設計課程設計說明書

1、機械設計基礎課程設計說明書設計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果第一章. 電動機的選擇一.類型選擇二.電動機功率的確定1.工作機所需功率2.電動機所需的輸出功率 三相異步電動機的結(jié)構(gòu)簡單、制造、使用和維護方便，運行可靠、重量較輕以及成本較低，對于連續(xù)工作的機器可采用一般用途的y系列三相鼠籠型異步電動機，封閉式，380v。由公式 kw及 kw 試中f工作機的阻力，nv工作機的線速度，m/s_工作機的效率，一般取0.940.96 查表2.2得：0.95 0.990.970.990.95=3.95kwpd=4.70kw設計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果3.確定電動機的功率4.確定電動機的轉(zhuǎn)速試中為機械傳動裝置的總效率（由電

2、動機至工作機）1、2、3、4、5分別為帶傳動、軸承（每對）、齒輪傳動、連軸器和卷筒的傳動效率。 對于長期連續(xù)運載、載荷平穩(wěn)，且在常溫下工作的電動機，只需使電動機的功率pm等于或略大于電動機所需的輸出功率p0通常取pm=（11.3）p0=1.14.7 kw卷筒軸的工作轉(zhuǎn)速通常三角帶傳動的傳動比合理范圍ib=24,單級圓柱齒輪傳動比ig=35，則總傳動比合理范圍為i=620故電動機轉(zhuǎn)速的可靠范圍為（620） 電動機同步轉(zhuǎn)速符合這一范圍的有750 r/min和1000 r/min兩種，為降低電動機的重量和價格，選取常用的1000 r/min的y系列電動機y132m2-6。型號功率kw電動機轉(zhuǎn)速同步轉(zhuǎn)

3、速滿載轉(zhuǎn)速y132m2-65.51000r/min960r/min電動機型號y132m2-6的 主要外形及安裝尺寸。pm=5.17 kw選取電動機的額定功率5.5kwn=63.69r/min=382.141273.8 r/min設計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果中心高h外型尺寸l（ac/2+ad）hd底角安裝尺寸ab地腳螺釘尺寸軸外延伸尺寸de132mm3880mm第二章. 傳動裝置的 總傳動比及其配1.傳動裝置的總傳動比2.分配各級傳動比3.計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)1） 各軸的轉(zhuǎn)速1軸2軸滾筒軸2)各軸的功率 1軸 2軸 3.滾筒軸3）各軸的轉(zhuǎn)矩 電動機軸（0）軸 1軸 2軸 滾筒軸i=nm/

4、n=960/63.69i=ibig為使三角帶傳動裝置的外廓尺寸不致過大 取傳動比ib=3則齒輪的傳動比ig=i/ib=15.07/3n1=nm/ib=960/3 r/minn2=n1/ig=320/5.02 r/minnw= n2p1=pm1=5.50.95 p2= p123=5.230.990.97 pw= p224=5.020.990.99t0=9550pm/nm=95505.5/960t1=9550p1/n1=95505.23/320t2=9550p2/n2=95505.02/63.75tw=9550pw/nw=95504.92/63.75將以上算得的運動參數(shù)和動力參數(shù)列表如下：i=15

5、.07ig=5.02n1=320 r/minn2=63.75 r/minnw=63.75 r/minp1=5.23kwp2=5.02 kwpw=4.92 kwt0=54.7n.mt1=156.1n.mt2=752n.mtw=737n.m參 數(shù) 軸 號電動機（0）軸1 軸2 軸滾 筒轉(zhuǎn)速n(r/min)96032063.7563.75功率p（kw）5.55.235.024.92轉(zhuǎn)矩t（n.m）54.7156.1752.0737傳動比i35.021效率0.950.970.99設計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果第三章. 傳動件的設計計算一.帶傳動1.選擇v帶型號2.確定帶輪的基準直徑dd3.計算v帶的速度v4

6、.確定中心距a05.確定帶長 查表7.7文獻1，得工作情況系數(shù)ka=1.1 所需傳遞的功率：pc=kapm=1.15.5 由pc和小帶輪轉(zhuǎn)速n0，由圖7.11初步選定帶的 型號。 查表7.5文獻1知小帶輪的最小直徑dmin 一般取dd1dmin，dd2=dd1ib 所以dd2=3 dd1，又因為dd1和dd2應符合 帶輪基準直徑系列（表7.81）。 所以選dd1=140 mm，dd2=425 mm 因為帶速度高，離心力增大，摩擦損失也增大，且應力循環(huán)次數(shù)增多，降低了帶傳動的工作能力，帶速過低，在傳遞相同功率時，需要的有效拉力增大，將增多帶的根數(shù)，故帶的速度一般限制在525m/s，若帶的速度超出

7、規(guī)定范圍，則應重選小帶輪的基準直徑。 一般推薦按下式初步確定中心距a00.7（+）2（+） 395.51130 初步確定帶的基準長度，pc=6.07kw選擇為a帶dmin=75mm取a0=800 mm設計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果 6.修正中心距7.校核v帶小帶輪包角8.確定v帶的根數(shù) 查表7.3文獻1選取接近的標準帶長其實際中心距=小帶輪包角過小，會降低帶傳動的有效力，容易產(chǎn)生打滑。一般要求1200。包角的大小由下式計算v帶的根數(shù)可由下式計算：式中 單跟普通v帶的基本額定功率， 查表7.6（a）文獻1 考慮i1時傳遞功率的增量， 查表7.6（b）文獻1 包角修正系數(shù)，查表7.9文獻1 帶長修正系數(shù)

8、，查表7.3文獻12512.4mm=2500 mmmm1200所以符合要求z=3.3取z=4=1.66=0.11=0.95=1.09設計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果 9.計算v帶初拉力10.確定帶對軸的壓力fq11.確定帶輪的結(jié)構(gòu)1） 小帶輪的孔徑2）帶輪的尺寸計算 帶輪寬度 帶輪外徑3）帶輪的類型4）小帶輪的設計圖 保持適當?shù)某趵κ菐鲃诱５那疤幔趵^小，帶與帶輪間的摩擦力小，容易打滑，初拉力過大，將增大和軸承的壓力，并降低帶的壽命。 初拉力k-1）+qv2 =5006.05(2.5/0.95-1)/47.03+0.17.032 式中qv帶每米長質(zhì)量（kg/m） 查表7.4文獻1 vv帶的速

9、度（m/s） 在設計v帶輪軸及軸承時，需先確定帶傳動作用在軸上的載荷fq，若不考慮帶兩邊的拉力差，fq 可由下式近似計算：fq=2zf0sina1/2 =24180.46sina79.730 因為小帶輪的孔徑與電動機的軸徑相同。 具公式：b=（z-1）e+2f =(4-1)15+210式中z為輪槽數(shù) f為第一槽對稱端面至端面的距離=140+23.5 =425+23.5根據(jù)已知條件，小帶輪選實心輪，大帶輪選橢圓輻輪式。簡圖如下圖所示：q=0.1 kg/mfq=1420.5nd=38mm, 極限偏差-0.002-0.028b=65mm=147 mm=432 mm設計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果5）大帶輪的

10、設計圖 簡圖如下圖所示：設計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果 二.齒傳動1.設計原則1） 載荷因數(shù)k2）小齒輪轉(zhuǎn)矩t13）接觸疲勞許用應力 4）計算小齒輪分度圓直徑 因為hbs1和hbs2都小于350hbs，所以按齒面接觸疲勞強度設計，本傳動為閉式傳動，軟齒面，主要失效形式為疲勞點蝕。 圓周速度不大，精度不高，齒輪關于軸承對稱布置，查表8.8文獻1查k值由圖8.29文獻1查得580 470接觸疲勞壽命按一年300天，每天兩班制16個小時計算由公式： 得查圖8.30文獻1中得曲線1得 ；按一般可靠性要求取1由表8.10文獻1取k=1.2t1=156082.81n.mm設計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果 5）計算圓周速

11、度 2.確定主要參數(shù)1） 齒數(shù)2） 模數(shù)3） 分度圓直徑4） 中心距5） 齒寬 3.校核彎曲疲勞強度1） 復合齒形因數(shù)2）彎曲疲勞許用應力 =因6 m/s，故取8級精度合適。取z1=20，則z1u =205.02正好是標準模數(shù)第二系列上的數(shù)值，可取。由圖8.32文獻1得：由圖8.33（課本）查得彎曲疲勞極限應力由圖8.34（課本）查得彎曲疲勞壽命系數(shù)=69.64mm取=70mm1.17m/s100.4取100=3.5mm=70mm=350mm210mm77mm82mm4.353.984604001; (n1n0)1; (n2n0)設計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果 3）校核計算4.標準圓柱齒輪的幾何尺寸

12、計算 彎曲疲勞的最小安全系數(shù)：按一般可靠性取計算得彎曲疲勞許用應力為： 故彎曲強度足夠。 在國標已規(guī)定了標準值，正常齒制： ； 模數(shù)m 齒距p： p=m=3.143.5 齒厚s： s=m/2=3.143.5/2 齒間寬e：e=m/2=3.143.5/2 頂隙c： c= m=0.253.5 分度圓直徑d: 齒頂高ha: ha=m=13.5 齒根高hf: hf=(+) m=1.253.5 齒全高h: h= ha+ hf=3.5+4.375 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑 =146081.11 ，合格73.28 ，合格m=3.5mmp=10.99mms=5.495mme=5.495mmc=0.875mmd

13、1=70mmd2=350mmha=3.5mmhf=4.375mmh=7.875mm77mm357mm設計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果 5.確定齒輪的結(jié)構(gòu)1） 齒輪的類型2） 小齒輪的設計圖3）大齒輪的設計圖 基圓直徑：=cosa=70cos200=cosa=350cos200 中心距a 200 mm；小齒輪用實體式結(jié)構(gòu)； 500 mm；大齒輪用腹板式結(jié)構(gòu)； 簡圖如下圖所示： 簡圖如下圖所示：61.25mm341.25mm=65.78 mm=328.89 mma=210 mm設計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果設計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果第四章.軸的設計一.1軸的設計 1.選擇軸的材料 2.按扭矩初步估算軸的直徑3.軸

14、各階段的直徑 該軸系中無特殊要求，傳遞功率不大，從動軸的轉(zhuǎn)速也不高，所以選用45號鋼（調(diào)質(zhì)處理）hbs=217255，b=650mpa。 查表11.2文獻1系數(shù)c得 由于軸面有單個鍵槽，對稱的強度有消弱，故將直徑增大5 圓整后，查帶輪標準孔徑，最終取值c=11829.95mm取3238mm 名 稱軸徑(mm) 設 計 說 明38按扭矩估算得43=+2a，a為軸肩高度用與定位和固定，a（0.070.1）45=+15，至的變化僅為裝配方便及區(qū)分加工表面。48=+15=45+356=+2h，臺階高度h（23）c=2245因為軸在齒輪的兩端對稱，所以=。 4.軸的結(jié)構(gòu)設計 簡圖如下圖所示： 設計內(nèi)容計

15、算及說明結(jié) 果5.初選軸承類型和型號 6.確定軸各階段的長度因為此軸承承受軸向力不大，所以采用6209軸承。 結(jié)構(gòu)和參數(shù)如下：名 稱長度（mm） 設 計 說 明l1 63l1=b帶-2=65-2l233 l2=s+7+1015=12+7+14l345 l3=19+12+2+2+8+2l480 l4=b1-2=82-2l58l5=(-)(11.5)=81l635 l6=19+12+2+2 7.軸上零件的周向固定8.確定軸上其他尺寸9.確定外載荷和之反力的作用位置10.按彎曲合成強度進行軸的強度校核1）計算軸上作用力 齒輪和帶輪處均采用平鍵聯(lián)接，按直徑查閱手冊取得相應的平鍵尺寸為149及108，長

16、度為50，軸承的周向固定采用過盈配合來保證，取h7/k6。查表5-15文獻3知各軸段之間的過度圓角半徑全部取1 mm，軸端倒角為c2。簡之梁的支撐跨距l(xiāng)=76.5+76.5帶輪到軸承的距離l/軸上傳遞的扭矩：l=153 mml/=82 mm設計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果 2)軸上支反力3） 繪出軸的空間受力圖(圖a) 4）計算軸上水平面的彎曲并繪出軸的水平面的彎曲圖（圖b） 齒輪上的圓周力：齒輪上的徑向力： =tana=4460tan200水平面內(nèi)的支反力:為： 垂直面內(nèi)的支反力為： +=+ 158.5-82-235=0 考慮軸的最不利的情況，截面c-c為受載最大的危險截面，所以計算截面c-c上的當

17、量彎矩并按彎矩合成強度進行軸的強度校核。 截面c-c上的水平面彎矩=1623.3設計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果 5）計算軸上垂直面的彎矩并繪出軸的垂直面的彎矩圖（圖c）6）計算軸的合成彎矩 7）校核截面 截面c-c上的總彎矩 a.截面c-c上的合成彎矩 上式中根據(jù)表11.3文獻1當扭矩不明確時，可按脈動循環(huán)取值，取=0.6b.校核危險截面c-c的軸徑由式11.5文獻1式中由表11.4文獻1中，用插值法取得，則：=170.6n=116.48-120.33=206.57=170.64=208.77194.65設計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果二.2軸的設計 1.選擇軸的材料 2.按扭矩初步估算軸的直徑 3軸的結(jié)構(gòu)

18、設計 1）軸各階段直徑 考慮軸面有單個鍵槽，將直徑增大5，則1.05=35.7 mm，圓整并根據(jù)結(jié)構(gòu)需要實際軸的直徑，應該考慮軸外伸端的載荷不定，取略大的值，所以最后確定軸的直徑為48 mm對軸的強度更為安全。 該軸系中無特殊要求，傳遞功率不大，從動輪的轉(zhuǎn)度也不高，所以選用45號鋼（調(diào)質(zhì)處理） hbs=217255，b=650mpa。 查表11.2文獻1得c值 由于軸面有單個鍵槽，對軸的強度有削弱，故將直徑增大5。 圓整后取值為mm48 mmc=11047.1mm mm=50 mm 名 稱軸徑(mm) 設 計 說 明50按扭矩估算得54=+2a，a為軸肩高度用與定位和固定，a（0.070.1）

19、55=+15，至的變化僅為裝配方便及區(qū)分加工表面。60=+15=55+5設計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果68=+2h，臺階高度h（23）c=2255因為軸在齒輪的兩端對稱，所以=。2）軸的結(jié)構(gòu)和裝配方案 簡圖如下圖所示：設計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果 3）初選軸承類型的型號4）確定軸各階段的長度 因為此軸承承受的軸向力不大，所以選用6211軸承。 結(jié)構(gòu)和參數(shù)如下： 名 稱長度（mm） 設 計 說 明l1 110l1=l聯(lián)-2=112-2l231 l2=17+（1015）=17+14l349.5 l3=21+12+14.5+2l475 l4=b2-2=77-2l510l5=(-)(11.5)=81.25l63

20、7.5 l6=21+12+2+2.55）軸上零件的周向固定6）確定軸上其他尺寸 7）確定外載荷和支反力的作用位置 齒輪的連軸器出均采用平鍵聯(lián)接，按直徑查閱手冊取得相應的平鍵尺寸為1811及149，長度分別為63 mm和80mm，軸承的周向固定采用過盈配合來保證，取h7/k6； 查表5-15文獻3知各軸段之間的圓角半徑全部取2mm，軸端倒角為c3。簡支梁的支撐跨距：l=75.5+75.5l=151 mm設計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果4.按彎矩合成強度進行軸的強度校核1）計算軸上作用力2）計算軸上支反力3）繪出軸的空間受力圖（圖a）軸上傳遞的扭矩：齒輪上的圓周力：齒輪上的徑向力： =tana=4297t

21、an200水平面內(nèi)的支反力為： 垂直面內(nèi)的支反力為： 如下圖所示：設計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果4）計算軸上水平面的彎矩并繪出軸的水平面彎矩圖（圖b） 5)計算軸上垂直面的彎矩并繪出軸的垂直面的彎矩圖（圖c）6）計算軸的合成合成彎矩（按最不利的情況考慮） 7）校核截面 考慮軸的最不利的情況，截面c-c為受載最大的危險截面，所以計算截面c-c上的當量彎矩并按彎矩合成強度進行軸的強度校核。截面c-c上的水平面彎矩截面c-c上垂直面內(nèi)的彎矩截面c-c上的總彎矩： a.截面c-c上的合成彎矩 上式中根據(jù)表11.3文獻1當扭矩不明確時，可按脈動循環(huán)取值，取=0.6b.校核危險截面c-c的軸徑由式11.5文獻1

22、式中由表11.4文獻1中，用插值法取得，則：=162.2n=59=172.6=172.6設計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果三.平鍵的強度校核 1.1軸上鍵的校核 帶輪處 考慮軸面有單個鍵槽，將直徑增大5，則1.05=45.4 mm，圓整后并根據(jù)結(jié)構(gòu)需要實際軸的直徑為50或60 mm，應該考慮軸外伸端的載荷不定，取略大的值，所以最后確定軸的直徑為60 mm，對軸的強度更為安全可靠。 靜聯(lián)接的普通平鍵主要失效形式是工作面的壓潰，因此，通常只按工作面的最大擠壓應力進行條件性強度計算，圖為平件聯(lián)接受力圖： 由鍵的受力圖分析可知： 查表6.10文獻1知 1軸上的帶輪處鍵尺寸bh=108,l=50mm,齒輪處鍵bh

23、=149,l=50mm 工作長度=l-b=50-10mm60 mm=100120mpa=36mm設計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果 齒輪處 2.2軸上鍵的校核 齒輪處 連軸器處四.軸承的校核 軸承預期使用壽命 計算當量動負荷 計算使用壽命 工作長度=l-b=50-14 1軸上兩鍵選用合格。 2軸上齒輪處鍵的尺寸為bh=1811,l=63mm,連軸器處鍵的尺寸為bh=149,l=80mm, 工作長度=l-b=63-18工作長度=l-b=80-14 2軸上兩鍵選用合格。 對各種條件的分析選軸承如下： 1軸選6209軸承； 2軸選6211軸承。 每5年換一次，每天工作16小時l=360165查表12.7文獻1

24、可知式中為額定載荷（n）；為當量載荷（n）；軸承的轉(zhuǎn)速（m/s）。 通過校核，兩軸上的軸承選用合格。=36mm=45mm=64mm=1.1134557.98h1930641.02h設計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果第五章.減速器的結(jié)構(gòu)設計及其他一.箱體的結(jié)構(gòu)型式 二.箱體的結(jié)構(gòu)要求三.箱體的結(jié)構(gòu)尺寸 箱體一般用鑄鐵（ht200或ht250）制造，對于重型減速器，也有用球墨鑄鐵（qt400-17或qt420-10）或鑄鋼（zg150或zg250制造）。在單件生產(chǎn)中，也可用鋼板（q235）焊接而成。焊接箱體比鑄造箱體輕2550，生產(chǎn)周期短，但要求較高的焊接技術。 箱體是用來支撐和固定軸系零件，并保證減速器傳

25、動嚙合正確，運行平穩(wěn)、潤滑良好，密封可靠。設計時應綜合考慮剛度、密封性、制造和裝配工藝性等多方面要求。為保證箱體具有足夠的剛度，箱壁應有一定的厚度，特別是在軸承處加厚，并在軸承座附近加支撐肋，機體的支撐肋有外肋和內(nèi)肋良種結(jié)構(gòu)形式，內(nèi)肋剛度大，缺點是影響箱體潤滑油的流動，工藝也比較復雜，但目前采用內(nèi)肋的結(jié)構(gòu)逐漸增多。 軸承兩側(cè)的連接螺栓應緊靠座孔，但不得與端蓋螺釘及箱內(nèi)導油溝發(fā)生干涉，為此應在軸承座兩側(cè)設置凸臺，途臺的高度要保證有足夠的螺母扳手空間。為保密封性，箱座與箱蓋應緊密粘合，因此連接凸緣應具有足夠的寬度，剖分面應經(jīng)過精刨或研刮，連接螺栓間距不得過大，有時在剖分面上制出回油溝，使?jié)B出的油可

26、沿斜槽流回箱內(nèi)。鑄造箱體的壁厚不的太薄，以免澆注時鐵水流動困難，為便于造型時取模，鑄件表面沿拔模方向應具有斜度，為避免鑄件內(nèi)部產(chǎn)生內(nèi)應力、裂紋、縮孔等缺陷，應該使壁厚均勻且過渡平緩而無尖角。 軸承座孔最好的通孔，且同一軸線上的座孔直徑最好一致，以便一刀鏜出，減少刀具調(diào)整次數(shù)和易于保證鏜孔精度。各軸承座同一側(cè)的外端面最好布置在同一平面上，兩側(cè)外表端面最好對稱于箱體中心線，以便于加工和檢驗。為區(qū)分加工面與非加工面和減少加工面積，箱體與軸承端蓋、觀察孔蓋、通氣器、吊環(huán)螺釘、油標、地基等接合處應做出凸臺（凸起310mm）。螺栓頭和螺母的支撐面可做出小凸臺，也可不做小凸臺，而在加工時顯出淺型魚眼坑或把粗

27、糙面刮平。 見下表所示：名 稱符號尺 寸 關 系結(jié)果（mm）機座壁厚 0.025a+18 8機蓋壁厚1 0.02a+188機座凸緣厚度b 1.512機蓋凸緣厚度b1 1.5112機座底凸緣厚度b2 2.520地腳螺釘直徑df 0.036a+1220地腳螺釘數(shù)目n 因為a=2102504軸承旁連接螺栓直徑d1 0.75f16機蓋與機座連接螺栓直徑d2 (0.50.6) df12窺座孔蓋螺釘直徑d4 (0.30.4) df6定位銷直徑d (0.70.8) d28軸承旁凸臺半徑r1 c220凸臺高度h根據(jù)低速級軸承外經(jīng)確定，以便于扳手操作空間大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離111.2 10齒輪端面與內(nèi)機壁距離2 210機蓋、機座肋厚m1,m m10.851 ,m0.85都等于7軸承端蓋外經(jīng)d2 因為用的是嵌入式軸承端蓋，所以 d2=1.25d+10116和135設計內(nèi)容計算及說明結(jié) 果四.減速器附件的結(jié)構(gòu)設計 1.窺視空板蓋 2.通氣器窺視孔板蓋應具有較好的密封性?？咨w的底部墊有紙質(zhì)