機械設(shè)計課程設(shè)計Word版

整理為word格式整理為word格式整理為word格式吉林大學機械設(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××機電工程班設(shè)計者：學號：指導(dǎo)教師：二○○八年8月22日整理為word格式整理為word格式整理為word格式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)。原始數(shù)據(jù)：；螺旋軸轉(zhuǎn)速nw=135r/min,螺旋軸輸入轉(zhuǎn)矩T=300N·m。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=0.96×0.982×0.97×0.99=0.89(2)電機所需的工作功率：P工作=T·nw/9550=300×135/9550=4.24KW3、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=7.12、分配各級偉動比據(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）∵i總=i齒輪×I帶∴i帶=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/minn=2\*ROMANII=nI/i帶=960/2.2=436.4(r/min)n=3\*ROMANIII=n=2\*ROMANII/i齒輪=436.4/3.2=136(r/min)計算各軸的功率（KW）P=1\*ROMANI=P電機=5.5KWP=2\*ROMANII=P=1\*ROMANI×η帶=5.5×0.95=5.225KWP=3\*ROMANIII=P=2\*ROMANII×η軸承×η齒輪=5.225×0.98×0.96=4.9157KW計算各軸扭矩（N·mm）T=1\*ROMANI=9.55×106P=1\*ROMANI/n=1\*ROMANI=9.55×106×5.5/960=54713.5N·mmT=2\*ROMANII=9.55×106P=2\*ROMANII/n=2\*ROMANIIn滾筒=135r/minη總=0.892P工作=4.24KW電動機型號Y132M2-6i總=7.1據(jù)手冊得i齒輪=3.2i帶=2.2nI=960r/minn=2\*ROMANII=435.4r/minn=3\*ROMANIII=136r/min∏P=1\*ROMANI=5.5KWP=2\*ROMANII=5.225KWP=3\*ROMANIII=4.9157KWT=1\*ROMANI=54713.5N·mmT=2\*ROMANII=114341.8N·mm整理為word格式整理為word格式整理為word格式=9.55×106×5.225/436.4=114341.8N·mmT=3\*ROMANIII=9.55×106P=3\*ROMANIII/n=3\*ROMANIII=9.55×106×4.9157/136=345183.3N·mm五、傳動零件的設(shè)計計算皮帶輪傳動的設(shè)計計算選擇普通V帶截型由表5-6得：kA=1.4PC=KAP=1.4×5.5=7.7KW由圖5-7得：選用B型V帶確定帶輪基準直徑，并驗算帶速由課本圖5-7得，推薦的小帶輪基準直徑為125~1則取D1=127mm驗算帶速==6.38m/s在5~25m/s范圍內(nèi)，帶速合適。D2=（n1/n2）·D1=（960/436.4）×127=2由表5-8，取D2=280實際從動輪轉(zhuǎn)速n2’=n1·D1/D2=960×127/=435.4r/min轉(zhuǎn)速誤差為：D1-D2/D2=1.8％<5％所以合適確定帶長和中心矩根據(jù)課本P84式（5-14）得7(D1+D2)≤a0≤2(D1+D2)7(127+280)≤a0≤2×(127+280)所以有：284.9mm≤a0≤取a0=540mm帶長：L0=2a0+1.57(D1+D2)+(D2-D1)/4a0=2×540+1.57(125+2800)+(280-125)2/4×540=1782取Ld=18中心距a≈a0+Ld-L0/2=540+=549(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)T=3\*ROMANIII=345183.3N·mmdd2=27取標準值dd2=280n2’=435.4V=6.3284.9mm≤a0取a0=540Ld=1a0=549整理為word格式整理為word格式整理為word格式根據(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)×0.95×1.01=4.14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-F0=（500PC/z）（2.5/Kα-1）+q2=（500×7.7/4×6.38）×(2.5/0.95-1)+0.17×6.382N=253N則作用在軸承的壓力FQFQ=2ZF0sinα1/2=2×4×256.7sin=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220HBS；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=3.2×27=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T1T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×5.225/436.4=114341.8N·mm(4)初選載荷系數(shù)kt=1.5由表得=189.8，ZH=2.42Z=4根F0=253NFQ=2004.3Ni齒=3.2Z1=27Z2=87u=3.22T1=114341.8N·mm整理為word格式整理為word格式整理為word格式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6-16cσHlimZ1=540MpaσHlimZ2=390Mpa由式6-12計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NLNL1=60n1rth=60×436.4×1×(16×300×8)=1.0×109NL2=NL1/i0=1.0×109/3.22=3.14×108查得接觸疲勞的壽命系數(shù)：ZNT1=1.00ZNT2=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=σHlim1ZNT1/SH=540×0.98/1.0Mpa=529Mpa[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=390×1.05/1.0Mpa=413Mpa所以取[σH]2=413Mpa設(shè)計齒輪參數(shù)故得：d1t≥==72.08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=1.20K=KAKVKK=1.50×1.07×1.12×1.2=2.16d1=d1mmαHlimZ1=540MpaαHlimZ2=390MpaNL1=1.00×109NL2=3.14×108ZNT1=1.00ZNT2=1.05[σH]1=529Mpa[σH]2=413Mpad1t=72.08m=3v=1.65m/s用脂潤滑整理為word格式整理為word格式整理為word格式m==mm根據(jù)表6-1取標準模數(shù)：m=3計算齒輪傳動的中心矩aa=m(Z1+Z2)/2cos=3×(27+87)/2cos150=177mm=arccosarccos分度圓直徑：d1=mZ1/cos=3x27/cos=83.84mm=84mmd2=mZ2/cos=3x87/cos=270.16mm=270mm齒寬：b=d1=1.0×83.84mm=84取B1=85mm,B2=80mm(6)校核齒根彎曲疲勞強度σF=YFaYSa≤[σ]F計算當量齒輪斷面系數(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=2.53YSa1=1.62YFa2=2.16YSa2=1.78由圖6-21，查得YN1=0.90,YN2=0.92[σF]=σFlimYSTYN/SF由課本圖6-35C查得：σFlim1=340MpaσFlim2=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=σFlim1YN1/SF=340×0.90/1.25Mpa=244Mpa[σF]2=σFlim2YN2/SF=310×0.92/1.25Mpa=228Mpa將求得的各參數(shù)代入式（6-49）a=177mmd1=84d2=270B1=85B2=80YFa1=2.53YSa1=1.62YFa2=2.16YSa2=1.78YNT1=0.90YNT2=0.92σFlim1=340MpaσFlim2=310MpaSF=1.25σF1=244MpaσF2=228MpaσF1=55.1Mpa整理為word格式整理為word格式整理為word格式σF1=YFa1YSa1=2x2.16x114341.8x0.67x0.87x2.53x1.62/(85x84x3.0)Mpa=55.1Mpa<[σF]1σF2=σF1YFa2YSa2/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=110d≥c考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=25.2×(1+7%)mm=26.97mm=∴選d=322、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）軸上零件的定位，固定和裝配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=84②求轉(zhuǎn)矩：已知T2=50021.8N·mm③求圓周力：Ft=2T2/d2=2x114341.8/84=2868N④求徑向力FrFr=Ft·tanα/cos=2868×tan200/cos150=1080.7NFa=Ft·tan=2868xtan150=768.48N⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=72mm(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）σF2=51.7Mpad=32Ft=2868NFr=1080.7NFa=768NLA=72LB=72整理為word格式整理為word格式整理為word格式繪制垂直面彎矩圖（如圖b）軸承支反力：FY=FAY=FBY=Fr/2=1434NFZ=FAZ=FBZ=Ft/2=540NF支=由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。MC=F支L=1532x72=110304N·mm(5)繪制扭矩圖（如圖e）轉(zhuǎn)矩：T=114341.8N·mm(6)繪制當量彎矩圖（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處的當量彎矩：Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[1103042+(0.6×114341.8)2]1/2=131877.4N·mm(7)校核危險截面C的強度由式（6-3）σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413=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=110d≥c=c(P3/n3)1/3=110(4.9/136)1/3=36.3d=36.3×(1+7%)mm=3取d=42mm2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）軸的零件定位，固定和裝配單級減速器中，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FAY=1434NFBY=1434NF支=1532MC=11030N·mmT=114341.8N·mmMec=131877.4N·mmσe=40.246MPa<[σ-1]bd=42整理為word格式整理為word格式整理為word格式(3)按彎扭復(fù)合強度計算①求分度圓直徑：已知d2=270②求轉(zhuǎn)矩：已知T3=345183.3N·mm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=768.48N③∵兩軸承對稱∴LA=LB=72(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFY=FAY=FBY=Fr/2=1434NFZ=FAZ=FBZ=Ft/2=540NF支=(2)由兩邊對稱，書籍截C的彎矩也對稱MC=F支L=1532x72=110304N·mm(5)α=0.6Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[1103042+(0.6×345183.3)2]1/2=234598.9N·mm(6)校核危險截面C的強度由式（10-3）σe=Mec/（0.1d3）=234598.9/(0.1×423)=31.7Mpa<[σ-1]b=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16×300×8=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7208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=1810NFA2=FS2=1042N(3)求系數(shù)x、yFA1/FR1=1810N/1532N=1.18FA2/FR2=1042N/1532N=0.68Ft=2868NFAX=FBY=1434NFAZ=FBZ=540NF支=1532NMC=110304N·mmMec=234598.N·mσe=31.7Mpa<[σ-1]b軸承預(yù)計壽命38400hFS1=FS2=1532Nx1=0.41整理為word格式整理為word格式整理為word格式根據(jù)課本P263表（11-8）得e=0.68FA1/FR1<ex1=0.41FA2/FR2<ex2=1y1=0.87y2=0(4)計算當量載荷P1、P2fP=1.5根據(jù)課本P262（11-6）式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(0.41×1532+0.87x1810)=3304N不難看出P1>P2(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=LH=∴預(yù)期壽命足夠計算輸出軸承因為Cr輸入3/n入=35.23/436.4=100<Cr輸出3/n出