機械設計方案課程設計方案zijid

1、課程設計任務書設計題目帶式輸送機傳動裝置的設計學生姓名彭亞南:所在院系機械工程系專:及06汽車2）班設計要求：輸送機連續(xù)工作，單向運轉，載荷較平穩(wěn)，兩班制工作，使用期限10年，小批量生產(chǎn)。允許輸送帶速度誤差為5%。輸送帶拉力 F= 2.5kN ;輸送帶速度 V=1.7m/s ;滾筒直徑D=300mm。學生應完成的工作：1 編寫設計計算說明書一份。2.減速器部件裝配圖一張 （A0或A1;3.繪制軸和齒輪零件圖各一張。參考文獻閱讀：1機械設計課程設計指導書2機械設計圖冊3機械設計手冊4.機械設計工作計劃：1.設計準備工作2.總體設計及傳動件的設計計算3.裝配草圖及裝配圖的繪制4.零件圖的繪制5.編

2、寫設計說明書任務下達日期：2009年2月15日任務完成日期：2009年3月1日指導教師 簽名）：學生 簽名）：彭亞南目錄機械設計課程設計計算說明書1.一、課程設計任務書.1二、摘要和關鍵詞 . 22.一、傳動方案擬定 . 3各部件選擇、設計計算、校核二、電動機選擇 . 3三、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.6五、傳動零件的設計計算 . 7六、軸的設計計算. 10七、滾動軸承的選擇及校核計算. 12八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算. 13九、箱體設計 .14n 總=0.83P工作 =5.12KWn滾筒=108.2r/min計算過程及計算說明一、傳動方案擬定（1）工作條

3、件：使用年限10年，工作為二班工作制，單向運轉，小批 量生產(chǎn)，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。（2）原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=2.5kN;帶速V=1.7m/s ； 滾筒直徑D=300m。二、電動機選擇1、 電動機類型的選擇：丫系列三相異步電動機2、 電動機功率選擇：電機所需的工作功率：P工作 =FV/1000n 總）=2500 x 1.7/ 1000 x 0.8 3）=5.12KW3、確定電動機轉速：計算滾筒工作轉速:n 筒=60 x 1000V/ n D=60 x 1000 x 1.7/ n x 300=108.2r/mi n按手冊P7表1推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動 比范圍I a=

4、36。取 V帶傳動比I 1=24,則總傳動比理時范圍為T T電動機型號Y132M2-6i 總=8.87 據(jù)手冊得i齒輪 =3.86i 帶=2.3ni =960r/mi n nii =417.39r/mi nniii =108.13r/mi nP=4.92KWPi =4.67KWPii =4.48KWT=112.6N-m Ti =412.15N - mTii =395.67N-mI a=624。故電動機轉速的可選范圍為 n d=I aXn筒n 筒=624)X 108.2=649.42597.4r/mi n 符合這一范圍的同步轉速有 750、1000、和1500r/min。根據(jù)容量和轉速，由有關手

5、冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳支比方案：由 機械設計手冊查得。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第3方案比較適合，則選 n=1000r/min 。4、確定電動機型號 根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機 型號為Y13M2-6。其主要性能：額定功率：5.5KW滿載轉速960r/min，三、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、 總傳動比：i總=門電動/n筒=960/108.2=8.872、 分配各級偉動比(1) 據(jù)指導書P7表1,取齒輪i帶=2.3V帶傳動比I 1=24合理)(2)ti總=i齒輪X i帶-i 齒輪=i 總/i

6、帶=8.87/2.3=3.86四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算1、 計算各軸轉速nHI =nn /i 齒輪=417.39/3.86=108.13(r/min2、 計算各軸的功率vKV)P=P 工作 X n 帶=5.12 X 0.96=4.92KWPII =P X n 軸承 X n 齒輪=4.92 X 0.9 8 X 0.97=4.67KWPm =Pi X n 軸承 X n 聯(lián)軸器=4.67 X 0.9 7X 0.9 9=4.48KW3、 計算各軸扭矩N mrhT 工作=9550X 5.12/960=50.93T= T 工作 X n 帶 X i 帶=50.93 X 2.3 X 0.96=112.6 N

7、-mTi = T i X i 齒輪 X n 軸承 X n 齒輪=112.6 X 3.86 X 0.98 X 0.97=412.45 N -mTii =Tii X n軸承X n聯(lián)軸器=412.45 X 0.97 X 0.99=395.67 N -五、傳動零件的設計計算1.確定計算功率PCV=5.24m/sdd2=340mm取標準值dd2=355mmLd=1600mm取 a0=500由課本表8-7得：kA=1.1PC=KP=1.1 X 5.5=6.05KW2.選擇V帶的帶型根據(jù)Pc、ni由課本圖8-10得：選用A型3.確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速V。1) 初選小帶輪的基準直徑 ddi由課本表8

8、-6和表8-8，取小帶輪的基 準直徑ddi=100mm2)驗算帶速v。按課本式8-13)驗算帶的速度v= n ddini/ 60 X 1000)=n X 100X 1000/60 X 1000) =5.24m/s在5-30m/s范圍內(nèi)，帶速合適。3) 計算大齒輪的基準直徑。根據(jù)課本式8-15a),計算大帶輪的基 準直徑dd2dd2=i 帶dd1=2.3 X 100=230mm由課本表8-8，圓整為dd2=250mm4.確定帶長和中心矩1)根據(jù)課本式8-20)，初定中心距ao=500mm2)由課本式/2+(d d2-dd1 /4a)2=2X 500+3.14 X 100+250 /2+250-1

9、00 ) /4 X 500) 1561mm 由課本表8-2選帶的基準長度Ld=1400mm按課本式8-23)實際中心距a。aac+Ld- Ldo) /2=500+1400-1561) /2=425mm5.驗算小帶輪上的包角a 1 a 1=18(f-dd2dd1)/a X 57.3 0=18d-900 適用6.確定帶的根數(shù)z1)計算單根V帶的額定功率Pr。由 dd1=100mn和 n1=1000r/min 根據(jù)課本表 8-4a 得P0=0.988KW根據(jù) m=960r/min , i 帶=3.4 和 A 型帶，查課本表 5-6 )得P0=0.118KW 根據(jù)課本表8-5得Ka=0.91根據(jù)課本表

10、8-2得KL=0.99由課本P83式5-12 )得R=R+AP0)XKaXKL=計算V帶的根數(shù)z。z=FC/Pr=6.05/0.996=6.07圓整為 7 根7.計算單根V帶的初壓力的最小值(Fmin由課本表8-3得A型帶的單位長度質量q=0.1kg/m，由式min =5002.5- K a) Pea /zvK a +qVZ=7Fo=147NFp) min =1968Ni 齒=3.86Z1=24乙=77T1=137041N - mma Hiimz1 =600Mpa a HlimZ2 =550Mpa2=9.874 X 1082=2.558 X 108KHN=0.96KHN2=0.98=500 X

11、 2.5-0.91 ）X 6.05/（Fmin。8.計算壓軸力FP壓軸力的最小值為Fp） min=2ZFo） min Si* a 1/2 ）=2X 7X 147X sinv 146 /2 ） =1968N2、齒輪傳動的設計計算1選定齒輪材料及精度等級及齒數(shù)1） 機器為一般工作機器，速度不高，故選用 7級精度GB 10095- 88）。2） 材料選擇。由表課本表10-1選擇小齒輪和大齒輪材料為 45鋼 調(diào) 質）硬度為280HBS3） 選小齒輪齒數(shù)z 1=24,大齒輪齒數(shù)Z2=24X 3.86=92.64，取93。2按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算公式2.32（K（U+1ZE7 du c H 21

12、/3（1確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)K=1.32）計算小齒輪傳遞的轉矩T1=9.55 X 106XP1/n 1=95.5 X 106X4.92/342.86=137041 N- mm3由課本表10-7選取齒款系數(shù) d=14由課本表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MP6/25由課本tu 10-21按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 c Hlim 1=600MPa打齒輪的接觸疲勞強度極限c Hlim 2 =550MP6）由課本式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)N.N_1=60njL h=60X 342.86 X 1 X（ 16X 300X 108=9.874 X 10N_2=

13、N_1/i=9.874 X 108/3.86=2.558 X 1087 ）由圖課本10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) 心=0.96 K HN=0.988）計算解除疲勞許用應力。取失效概率為1%安全系數(shù)S=1.0c H 1= KHN1 c Hiim1/S=0.96 X 600/1.0Mpa=576Mpac H 2= KHN2C Hlim2/S = 0.98 X 550/1.0Mpa=539Mpa（2計算1）試算小齒輪分度圓直徑dd1，代入c H較小的值dd1 2.32（KT1（U+1ZE7 dU c H 21/3CQQA /o=2.32 X 1.3 X 1.37 X 10 X =71.266mm2計算

14、圓周速度v。v=n ddini/60 X 1000） =3.14 X 71.266 X 342.86/按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由課本式 1/3 =71.266 X （1.408/1.3 1/3 =73.187mm7計算模數(shù) m m=d1/z仁73.187/24=3.05mm3.按齒根彎曲強度設計由課本式 2KT1YFaYSa/（ dZ1 c F（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1） 由課本圖10-20查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限c FE1=500MPa大齒輪的彎曲疲勞強度極限c FE2=380MPa2） 由課本圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85 K FN=0.883計算

15、彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由課本式計算載荷系數(shù)KK=K AX KVX KFaX &B=1X 1.07 X 1 X 1.28=1.375取齒形系數(shù)。由課本表 10-5 查得 YFa1=2.65 Y Fa2=2.2266）查取應力校正系數(shù)由課本表 10-5 查得 Y sa1=1.58 Ysa2=1.7647）計算大、小齒輪的YFa Ysa/ c FYFa1 Ysa1/ c F 1=2.65 X 1.58/303.57=0.01379YFa2 Ysa2/ c F 2=2.226 X 1.764/238.86=0.01644大齒輪的數(shù)值大。8設計計算cQ d yom 2 X 1.

16、37 X 1.37 X 10 X 0.01644 /（1 X 24 =2.2mmc H 1=576Mpac H 2=539Mpa d1=71.266mmm=2.5mmWa1=2.65*1=1.58Y：a2=2.226Ysa2=1.764m 2.22mmd1=75mm d2=290mm a=183mmB2=75mmB=80mmFt2=2018NFr2=826NFt1 =2401NFr1 =729Ndmin2=39.04mmdmin1=25.32mm對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)m的大小重腰取決于彎曲強度的承載能力，而齒面接 觸疲勞強度所決定的承載能力，

17、僅與齒輪直徑即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)2.2并就近圓整為標準值m=2.5mm按接觸強度的的分度圓直徑 di=73.187 ,算出小齒輪的齒數(shù) Zi=di/m=73.187/2.5=30大齒輪的齒數(shù)Z2=3.86 X 30=116這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，并做到結構緊 湊，避免浪費。4.幾何尺寸計算1)計算分度圓直徑 d 1= zim=3X 2.5=75mmd2= zim=116X 2.5=290mm2)計算中心距 a=d 計 d2)/2=75+290) /2=183mm3)計算齒輪寬度 b= d d i=1 X 75=75mr取 B=75mm, B

18、i=80mm六、軸的設計計算 輸出軸的設計計算1、兩軸輸出軸上的功率P、轉數(shù)n和轉矩TRi 輸=4.67 X 0.98=4.58kwn2=n i=417.39/3.86=108.13r/mi nT2=397656N mmP 輸=4.92 X 0.98=4.82 kwn 1=417.39 r/min=100871 N - mm2、求作用在齒輪上的力因已知低速大齒輪的分度圓直徑為 d2=355mmFt2=2T/d 2=2X 397656/355=2018NFr2= Ft2tan20 =2018X 0.3642=825N因已知低速大齒輪的分度圓直徑為 d1=84mmFt1 =2T1/d 1=2X 1

19、00871/84=2401NFr1 =R tan20 =2401X 0.3642=729N4、初步確定軸的最小直徑先按課本式15-2 )初步估算軸的最小直徑。選取的材料為45鋼，調(diào)制處理。根據(jù)課本表15-3，取A=112,于是得dmin2= AOPI 輸/ 門2)1/3=112X 4.58/108.13 ) 1/3=39.04mm dmin1= A0VP1 輸/ n 1) 1/3=112X 4.82/417.39 ) 1/3=25.32mm5、聯(lián)軸器的選擇為了使所選輸出軸的最小直徑與聯(lián)軸器的孔相適應，故選聯(lián)軸器的型 號。聯(lián)軸器的計算轉矩 Tca=KT2,查課本表14-1，考慮到轉矩變化很小，故

20、取 K=1.3，貝 UTca= KAT2=1.3 X 397656=516952.8 N mm按照計算轉矩Tca應小于聯(lián)軸器工程轉矩條件，查機械設計手冊，選 用HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為630000 Nmm聯(lián)軸器的孔徑深溝球軸承213，其尺寸dx DX T=65mmx 120mrX 23mm:7I；廠u u /n n x xFt：FEy(b)d)di=38mm半聯(lián)軸器長度L=82mm半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度Li=58mm6、軸承的選擇初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參 照工作要求，由軸承產(chǎn)品目錄中初步取0基本軸隙組、標準京都記得深溝球軸承 213,其尺寸

21、 dx DXT=65mrH 120mrtK23mm7、軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。由課本表6-1查得平鍵截面bx h=20mX 12mm鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為 63mm同時為了 保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪轂與軸配合為H7/n6;同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為 12mnX8mnX50mm半聯(lián)軸器 與軸的配合為H7/k6.&確定軸上圓角尺寸參考課本表15-2，取軸端倒角為2X45。9、求軸上的載荷1軸FNHI=1039N FNH3=1Q39NFMVI NFt時尸？ 7呂 N*MH=27783 W * nun M”二76366* 5 N *M

22、ML呱二(277832+76366. 5Z)出二81263. 38血仏 T二72736 N *(e)(e)T1YT ca1=0.27MPa T ca2=5.96MPa軸承預計壽命576000hf P=1.5P=1558.5NPI =1466.25 N按 彎矩合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù) 課本式15-5)及上圖的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭矩切應力為脈動循環(huán) 變應力，取a =0.6，軸的計算應力(T cai=Mi2+Va Ti) 1/2/W=81263.382+0.6 X 100871) 22/1 X 843) =0.29MPa(T ca2=M1

23、 +a T2) /W=76462.38 +0.6 X 397656) /33656.9=6.28 MPa 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由課本表15-1查 得 (T -1=60MPa 因此(T ca1 (T ca2 (T -1，故安全。七、滾動軸承的選擇及校核計算 根據(jù)根據(jù)條件，軸承預計壽命16X 360 X 10=576000小時 1、計算輸入軸承yCAFrH!=977.5NFiwi二亞餉(b)T=308S91 M 血2AKA AA.AA AJAILX XT=977.5FNV尸3兄NdN * no Mv=26 1 66 N * mnvM-M-AAAA A AM MAAAAA AA AM

24、AMAT TMH=7134d.2 5M產(chǎn) 7184& 25?+261663) 1/?=76452.計算當量載荷R、P2根據(jù)課本P263表11-9 )取f P=1.5根據(jù)課本P262=1558.5NP =fpxF2=1.5 X(X 977.5=1466.25 N(3軸承壽命計算深溝球軸承& =3 Lh=106C/(60nP 3Lhi=105C3/(60 nP i3=106X 44.8 X 106 3/60 X 320 X (1.5 X 1558.5314=3.67 X 10 h57600hLh2=1CfC3/(60nPj=106X 44.8 X 106 3/60 X 70.8 X (1.5 X 1466.25 3 =1.99 X 1015h57600h預期壽命足夠八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算由課本式6-1 )