機械設(shè)計基礎(chǔ)知識26

1、l2345678910111213蚌埠學(xué)院2012目 錄設(shè)計任務(wù)電動機的選擇計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算傳動零件的設(shè)計計算齒輪的設(shè)計計算軸的設(shè)計計算減速器高速軸的校核減速器高速軸滾動軸承的選擇及其壽命計算 高速鍵聯(lián)接的選擇和驗算聯(lián)軸器的選擇減速器箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計 潤滑與密封參考文獻14設(shè)計體會一設(shè)計任務(wù)1總體布置簡圖1電動機；2皮帶；3齒輪減速器；4一帶式運輸機；5鼓輪；6聯(lián)軸器2工作情況:載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)3原始數(shù)據(jù)鼓輪的扭矩T (N-nj):鼓輪的直徑 D ( mn : 420運輸帶速度V (m/s) : 1.7帶速允許偏差() :5使用年限(年)：8工作制度(班/日)：2每日工作小時數(shù)

2、 164設(shè)計內(nèi)容1. 電動機的選擇與運動參數(shù)計算；2. 斜齒輪傳動設(shè)計計算3. 軸的設(shè)計4. 滾動軸承的選擇5. 鍵和連軸器的選擇與校核；6. 裝配圖、零件圖的繪制7. 設(shè)計計算說明書的編寫5設(shè)計任務(wù)a) 減速器總裝配圖一張b) 齒輪、軸零件圖各一張c) 設(shè)計說明書一份6設(shè)計進度1、第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算2、第二階段：軸與軸系零件的設(shè)計3、第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制4、第四階段：裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫二、電動機的選擇計算如圖2-1所示的膠帶運輸帶的有效拉力F=5500N,工作速度v=1.7m/s,傳動滾動直徑 D=420mm載荷平穩(wěn)，電源為三相交

3、流，空載啟動，室內(nèi)工作有粉塵，使用期限8年。帶速允許誤差大于-5%且小于5%,試選擇電動機。圖2-11 .選擇電動機系列按工作要求及工作條件選用三相異步電動機，封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓為380V,Y系列FVPW =(5500X1.7)/1000=9.35kw2 .選擇電動機功率1000卷筒所需的有效功率：傳動裝置的總效率：V帶傳動的效率閉式齒輪的傳動效率T齒輪=0.97一對滾動軸承的效率”軸承=0.98聯(lián)軸器的效率T聯(lián)軸器=0.99傳動滾筒效率T滾筒=0.96傳動總效率Y =0.95 X 0.97 X 0.98 2X 0.99 X 0.96=0.83所需電動機功率Pr= Pw =9.35/0.8

4、3=11.26kw由表9-39 （指導(dǎo)書209頁）可選用 Y系列三相異步電動機Y180L-6型，額定功率 Po =15kw或選用Y系列三相異步電動機 Y160L-4型，額定功率 Po =15kw,均滿足P0 > Pr。3.選取電動機的轉(zhuǎn)速滾筒轉(zhuǎn)速nW = 5 =77.34r/minD根據(jù)滾筒所需的功率和轉(zhuǎn)速，可選擇功率為15KVV同步轉(zhuǎn)速分別為1500r/min和1000r/min兩種型號的電動機電動機數(shù)據(jù)及傳動比方案號電機型號額定功率/KW同步轉(zhuǎn)速/(r/min )滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)總傳動比1Y160L-4151500146020.372Y180L-615100097013.54

5、通過比較決定選擇第2種方案，電動機型號為丫180L-6,同步轉(zhuǎn)速為1000r/min ,所選電動機的數(shù)據(jù)和安裝尺寸如下表額定功率P0/kw15電動機外伸軸直徑 D/mm38滿載轉(zhuǎn)速n。(r/min )970電動機外伸軸長度日mm80額定扭矩1.8電動機中心高 H/mm132三、傳動裝置的運動及動力參數(shù)計算1、分配傳動比電動機的滿載轉(zhuǎn)數(shù)n0=970r/min總傳動比i 總=n 0/n w = 970/77.34=12.54取i帶=2.5則減速器的傳動比i齒輪=i總/i帶=12.54/2.5=5.0162、各軸功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩的計算0軸：即電機軸P0=Pr=11.26kwn0=970r/minT0

6、=9550 X P°/n 0=9550X11.26/970=110.86N mI軸：即減速器高速軸采用帶聯(lián)接傳動比i帶=2.5,帶傳動效率 ”帶=0.96 ,P 1= P0 - 0 01= P0. T帶=11.26 X 0.96=10.81kwni= n 0/i 01 =970/2.5=388r/minT1 =9550 X R/n 1=9550 X 11.26/388=275.67N mn軸：即減速器的低速軸，一對滾動軸承的傳動比效率為T軸承=0.98閉式齒輪傳動的效率為X齒輪=0.97則X 12=0.97=0.980.97=0.95P2=P1 - T 12=10.81 X 0.95

7、=10.27kwn2=n1/i 12=388/5.016=77.35r/minT2=9550 XP2/n 2 =9550X 10.27/77.35=1267.98 N m田軸：即傳動滾筒軸 T軸承=0.98 T聯(lián)軸器=0.99 T齒輪=0.97T 23=0.980.990.97=0.94P3=P2 * T 23=10.27 X 0.94=9.65kwn 3= n 2 /i 23 =77.35/1=77.35r/minT3=9550X P3/n 3 =9550X 9.65/77.35=1191.44 N m各軸運動及動力參數(shù)軸序號功率P/kw轉(zhuǎn)速 n/(r/min)轉(zhuǎn)矩T/Nm傳動型式傳動比效率

8、Y011.26970110.86V帶傳動2.50.96110.81388275.67閉式齒輪傳動5.0160.97210.2777.351267.98彈性聯(lián)軸器1.00.9939.6577.351191.44四、傳動零件的設(shè)計計算1、V帶傳動的設(shè)計算（1）確定設(shè)計功率 Pc,載荷有輕度沖擊，2班制， Ka=1.2PC=Ka X P=18kw（2）選取V帶的型號 根據(jù)PC和3，因工作點處于 B型區(qū)，故選B型帶。（課本圖13-15）（3）確定帶輪基準直徑 dd1、dd2選擇小帶輪直徑 dd1由表 10-4 （書 P214 頁）確定 dd1 = 140mm驗算帶速 V （書P211）V=dd1n0

9、=7.1m/s60 1000在5m/s 25m/s之間，故合乎要求。（書P220）確定從動輪基準直徑dd2 （書P211）dd2 =dd1 （1-尸2.5 X 140 （1-0.02）=343mmn2按表10-5 （書215頁）取從動輪基準直徑為dd2=355mm 確定中心距a和帶的基準長度 Ld初定中心 a0 （書P220） 取初定中心距 0.7(d d1+dd2) < 30<2(d d+dd2)a 0=1.8( dd1 +dd2)=1.8(140+355)=891mmL d0=2a0 + ( dd1 +dd2)+22(dd, dd ) 乙1 =24a0確定帶的計算基準長度Ld按

10、式355 140 2891 (140 355) =2572.1224 891由表10-2 （書213頁）取標準 Ld =2500 mm確定實際中心距a = ao + LdLd02=891+ 2500 2572.12 =855 郵(5)驗算包角 11 弋 180°(dd_dd1)- X 57.3 ° =180°355 140_。0X 57.3=165 >120855符合要求(6)確定帶根數(shù)根據(jù)電機的轉(zhuǎn)速n=970和小帶輪直徑 140mm10-7(書P214 頁)查得P 0=2.2kw ,再由表 13-5216 頁)得 P0=0.3 (i=2.5)由表13-7(

11、書P217 頁)查得K a =0.96由表13-2(書P212 頁)查得Kl =1.03Z= (PoPC5.5=2.20 根P0) Ka Kl (220.3) 0.97 1.03取Z=3根(7)、計算作用于軸上的載荷Fr單木V帶的初拉力:Fo=500 Pc (z2.5Ka-1)+q2 =50018(7.1 32.50.961)20.17 7.1 =686.38N式中q由表10-1 (指導(dǎo)書140 頁)查得 q=0.17Kg/m。1. 165FR=2F0Zsin 1=2 686.383sin=4082.25N22(8)帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計帶速 V 30m/s 材料用灰鑄鐵用HT150或HT200dd1&

12、lt;300mm用腹板式dd2 >300mm用輪輻式(9)帶輪輪槽尺寸由表 4-2 (指導(dǎo)書 224 頁)得 h c=15mm,ha min =3.5mm,e=19mm,f min =11.5mmBd=14mm, min =7.5mmB=(z -1)e+2f=(3-1)19+2 11.5=61mm圖4-1小帶輪結(jié)構(gòu)圖圖4-2大帶輪結(jié)構(gòu)圖五、齒輪的設(shè)計計算:1 .選擇齒輪材料精度等級齒輪減速器為一般機械，小齒輪材料選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理,小齒輪 45 調(diào)質(zhì)，B =650MPa, S =360Mpa,硬度 217 255HB;大齒輪45正火， b =580MPa,齒輪精度等級為 8級.計算循環(huán)

13、次數(shù)Ns=290MPa,硬度 162 217H1帥=60門" Lh =60 388 1 (8365 16）=1088000000 （工作八年，兩班制）N2 = N1 =1088000000/5.016=2.17108i由表11-5 (P171頁)取載荷系數(shù) SHmin =1.0由圖 11-1 (書 166 頁)查得 HLim1=600Mpa , HLim2=380MPa計算許用接觸應(yīng)力H lim 1600 一H 1 = =600MpaSH min1.0h 2 = _HJim = 28°=380MpaSHmin1.0因 H 1< H 2 計算中取H 1= H 2=380

14、MPa2 .按齒面接觸強度確定中心距小輪輪距T 1T1 =9.5510 6 2=9.55106 (10.81/388)=270000N mNi由表 11-3 (P169)取得 K=1.8,由表 11-6 (P175)取得 a =0.8 ,由表 11-4 (P171)取得 ZE =188.9ZhZe 23 2KTi (1) (u 1)at3L-HJ =130.25mmtaU取中心距a=130.25mm取小輪齒數(shù)Z1 =21則大齒輪數(shù)Z2=110所以 i 實=114/21=5.23計算得到 i= (5.23-5.016 ) /5.416=0.04i在正負5%之間，故合理。模數(shù) m=d1/ Z1 =

15、6.5mm齒寬 b= a d1 =104.2查表 4-1 (P57),取 m=6.5mmd1 =m Z1 =136.5mmd2 =m Z2 =715mm圓周速度 v=3.14136.5388/601000=2.77m/s對照表11-2 (P168)可知，選用8級精度是合適的3驗算齒面接觸疲勞強度按電機驅(qū)動載荷輕度沖擊由表11-3得kA=1.25由圖 11-2 (b)(指導(dǎo)書 177 頁)按 8 級精度和 vZ1/100=1.02425/100=0.256m/s 得 kv=1.02齒寬 b a a 0.35 155 54.25mm由圖11 3(a)(指導(dǎo)書 177頁)按 b/d1 54.25/5

16、0.987 1.064考慮到軸的剛度較大和 齒輪相對軸承為非對稱 布置，得k 1.18由表11 4（指導(dǎo)書178頁）得k 1.2載荷系數(shù) K KaKvK K 1.25 1.02 1.18 1.2 1.80533由表 11 4（指導(dǎo)書 178頁）Zv1 Z/cos25/Cos 11.2926.5133ZV2 Z2/COS 127/cOS"29134.7得 10.796,2 0.822120.796 0.822 1.618b sin 54.25 sin11.29, 51.69mn3.14 2由圖11 6（指導(dǎo)書180頁）得Z 0.7542KTi（u 1）HZhZeZZ ,二'22

17、.45 188.9:bd1 u611MPa h 632.8MPa0.754 0.981.805 108183 （5.08 1）254.25 50.9875.083校核齒根彎曲疲勞強度按Zv126.51,Zv2 134.7由圖11 8（書 173頁）查得 Yf 2.9,YFa2 2.23由圖11 11（指導(dǎo)書184頁）查得 工a11.58,Ysa2 1.82由表 11 1（書 166頁）查的 Yfe1 450MPa, Yfe2 300MPa, Sf 1.25由圖11 16（b）（指導(dǎo)書 187頁）查得 Flim1 290MPa, Flim2 220MPa由圖 11 18指導(dǎo)書 188頁）查得 Y

18、x1 YX2 1.0，取丫st 2.0,SFmin 1.4由圖11 17（指導(dǎo)書188頁）查得YN1 YN2 1.0F1450=360MPa1.25F2 =陋=240MPa1.252KT1F1 bm mZ1丫 丫 2 1.8 270000Fa1 sa1 -104 6.5 6.5 212.9 1.58=48.27MPa< F1 =360 Mpa,安全YFa 2 Ysa2F1 = 48.27YFa1Ysa12.23 1.82=42.76MPa2.9 1.58F2 =240Mpa,安全5.齒輪主要參數(shù)及幾何尺寸計算i=136.5mm d 2=741mmZ1 =21z2=114 m n =6.5

19、mm u=5.428 da =438.75mm h a ha* hf c* ha ha* m 1 65. 6.5mm hf (ha* c*)m 1.25 6.5 8.125mm da1 d1 2ha 149.5mm da2 d2 2ha 754mm df1 d1 2hf 120.25mm df2 d2 2hf 724.75mm 齒寬 b2 b 54.25," b2 (5 10) 59.24 64.24mm,取60mm六軸的設(shè)計計算1.減速器高速軸的設(shè)計計算(1)選擇軸的材料軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理(2)按扭矩初步估算軸端直徑按公式d1 自31且,n1其中 A0 =110 160,

20、取 A0=110R11.01d1A)3 1=110 3110 0.3 33mm, n11 388考慮軸端有一個鍵槽d1=35mm該段軸長ll=70mm(3)初選滾動軸承該軸設(shè)計為直齒齒輪軸，考慮到強度要求，選用深溝球軸承。根據(jù)軸端尺寸，帶輪的定位方式和軸承的大概安裝位置，初選單列圓錐滾子軸承6210.(4)設(shè)計軸的結(jié)構(gòu)圖6-1a.軸的徑向（軸徑）尺寸的確定根據(jù)定位方式和軸承的大概安裝位置等初選d1=35mm,d2=42mm,d3=d4=50mm齒輪軸的分度圓直徑d=137mm。b.軸的軸向尺寸的確定各軸段如圖6-1所示，根據(jù)各軸段上安裝的零件寬度等結(jié)構(gòu)確定各段長分別為：di 段 70mm,d2

21、段 65mm,d3> d4 段均 50mm釉環(huán)均 8mmc .確定軸承的潤滑方式與密封方式 齒輪軸的最大圓周速度：2.782m/sV 短13.14 137 38860 100060 1000由于V>2m/s所以滾動軸承采用油潤滑高速軸密封處的圓周速度V0.844m/sV dn 3.14 42 38860 100060 1000由于V<2m/s,所以采用氈圈密封。低速軸密封處的圓周速度V0.244m/sV dn 3.14 65 71.6460 100060 1000由于V<2m/s所以也可以采用氈圈密封。七減速器高速軸的校核1 .對軸進行分析，作當量彎矩圖(1) .計算作

22、用于齒輪軸上的作用力轉(zhuǎn)矩 T 9.55 106 -PL 270994 N mm ni一 2T 2 270994圓周力 Ft=2T 2709943596Nd 137徑向力 Fr = Ft 3596N軸向力Fa = Ft tan3596 tan0 0 .(2).求支座反力.a.鉛直面內(nèi)的支座反力RaY(L1L2)FtL20據(jù) MB 0,得FLL1L23596 65 1731N70 65據(jù) y 0,得FtRay3596 1731 1865Nb.水平面內(nèi)的支座反力Raz(LiL2)FaFL 0FLRaz'-Fa2L21373596 65 0 2- 1731N70 65Z 0,得 RbzFr R

23、az 3596-1731=1865Na.鉛直面內(nèi)彎矩MY圖在 C點 McyRayL 1731 70 121170N mmb.水平面內(nèi)彎矩 MZ圖在 C點左邊 Mcz RAZL11773 70 121170N mmCZ AZ 1在 C點右邊 MczRbzL2 1865 65 121225N mmCZBZ 2c.作合成彎矩圖在C點左邊McymCymCzv"(12117()2(12117()2171334N mm在c點右邊McvMCyMcZ式121170)2(121225)2172061N mm(4) .作轉(zhuǎn)矩圖T=270994N mm(5) .作當量彎矩圖該軸單向工作轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)考慮取

24、 =0.6當量彎矩Mv= M 2 ( T)2在C點左邊Mvca;m1( T)2,(171334)2(0.6 270994)2231537N mm在 C點右邊Mvc Mc2 ( T)2(172061)2 (0.6 0)2172061N mm在D點Mvd T 0.6 270994 162596N mm(6) .按當量彎矩計算軸的直徑由Mv圖看出C點的當量彎矩 Mv最大。D點軸的斷面尺寸較小。所以該軸的危險斷面是C點和D點。由45鋼(調(diào)制處理)查表 13-1 (指導(dǎo)書218頁)得 b=650MPa在查表13-2 查表得 b =60MPa b 1按式（13-4）計算C點軸的直徑dC3/ MVC 33.

25、78mm 0.1 b 1考慮鍵槽影響，有一個鍵槽，軸徑加大 5%de 33.78 (1 0.05) 35.47mm該值小于原設(shè)計該點處軸的直徑，安全。D點軸的直徑dD 3：MVD30.04mm,0.1 b 1考慮鍵槽影響，有一個鍵槽，軸徑加大 5%dD 30.04 (1 0.05) 31.54mm該值小于原設(shè)計該點處軸的直徑，安全。八減速器高速軸滾動軸承的選擇及其壽命計算已知：6210軸承(50 X9QX 20)?；绢~定動載荷 C=27KN,基本額定靜載荷 G=19.8KN,e=0.21，丫=2.3.由前面計算得知：該對軸承的水平支反力分別為：Raz 1731, Rbz 1865垂直支反力分

26、別為：Ray 1731N, RBY1865N合成支反力：Ra=R；y R；Z. 17132 17132 2422NRb = v'r2y RBz J18652 18652 2637NSaRa2Y24222 2.3527NSbRb2Y26372 2.3573NSbFa 573 0 573N Sa 527NAa 573N, Ab 527NAarA57324220.24 e 0.21所以取 XA =0.9,YA=0.9軸承承受輕度載荷沖擊，支反力A處有彎矩。所以取 fd =1.2,f m =1.5PA = fd fm( XARA YAAA)=1.2 1.5 (0.9 2422 0.9 527)

27、4777.3NAb 527 八A曳0.20Rb 2637e 0.21所以取X b=1,Y b=0PB = fd fm Rb1.21.5 2637 4746.6N106/1 27000、百()360 388 4777.3158930h106 ftcPA>PB計算軸承a的壽命PA=60n P預(yù)期壽命滿足要求九.高速軸鍵聯(lián)接的選擇和驗算大帶輪裝在高速軸軸端，需用鍵進行周向定位和傳遞轉(zhuǎn)矩。由前面設(shè)計計算得知：V帶帶輪材料為鋼 ，軸的材料為45鋼，V帶與軸的配合直彳空為 35mm V帶輪轂長為 70mm 傳遞轉(zhuǎn)矩 T=114.11Nm1 .選擇鍵的材料、類型和尺寸。a.鍵的材料選用45鋼，b.選擇

28、最常用的 A型普通平鍵，因為它具有結(jié)構(gòu)簡單，對中性好，裝拆方便等優(yōu)點。c.鍵的截面尺寸由鍵所在軸段的直徑d=35mm由標準中選定，鍵的長度由輪轂長確定，查表得bXh=8*7,L=65mm.2 .鍵聯(lián)接的強度計算普通平鍵的主要失效形式是鍵，軸和輪轂三個零件中較弱零件的壓潰。由于帶輪材料是鋼，許用擠壓應(yīng)力由表9-7 （指導(dǎo)書135頁）查得 p =l00MPa鍵的計算長度l=L-b=65-8=57mm4Tp = dhl4 114.11 10335 7 5732.68MPa p=100Mpa 安全十聯(lián)軸器的選擇在減速器低速軸與工作機之間需采用聯(lián)軸器聯(lián)接。由于工作機和減速器之間可能產(chǎn)生一定的徑向位移和角

29、位移。故選用彈性柱銷聯(lián)軸器。由式Tc= KAT=1.5 X 1310.71=1966.07 Nl - m n= 71.64r/min A由表2-14-1（課設(shè)指導(dǎo)書 114頁）LH4 聯(lián)軸器40X 84 GB/T50142003其公稱轉(zhuǎn)矩 Tn=1250 N- m <1966.07 N m ,許用轉(zhuǎn)矩n =2800r/min>71.64r/min減速器箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計參照參考文獻機械設(shè)計課程設(shè)計（修訂版）鄂中凱，王金等主編東北工學(xué)院出版社1992 年第19頁表1.5-1可計算得，箱體的2構(gòu)尺寸如表8.1 :表8.1箱體的結(jié)構(gòu)尺寸減速器箱體采用 HT200鑄造，必須進行去應(yīng)力處理設(shè)計內(nèi)

30、容計 算 公 式計算結(jié)果箱座壁厚度5(0.25 160a 1 8= (56) mm取 S =8mm箱蓋壁厚度5 11(0.8 0.85)8= (6.4608)取 S 1=8mm機座凸緣厚度bb=1.5 S =1.5 X 8=12mmb=12mm機蓋凸緣厚度b1b1=1.5 S 1=1.5 X 8=12mmb1=12mm箱底座凸緣厚度PP=2.5 S =2.5 X 8=20mmP=20mm地腳螺釘直徑和數(shù)目Df=16mmn=4Df=16mm n=4通氣孔直徑Df' =20mmDf' =20mm地腳沉頭座直徑 D0D0=45mmD0=45mm底座凸緣尺寸C1min=25mmC1min=25mmC2min