机械设计课程设计[共26页]

错误！未找到目录项。第1章 $：电机的选取1 数据及示意图输送带拉力F 2700N输送带速度V 1.5m/s滚筒直径D 450mm每日工作时数 24h传动工作年限 10年 二：选择电动机系列按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y系列。三：选取电动机功率卷筒所需功率 Pw=FV/1000=2700*1.5/1000KW=4.05KW。按表2.2取v带效率1=0.96，轴承效率2=0.98，斜齿轮啮合效率3=0.98，卷筒效率4=0.96，V带效率5=0.97。.传动装置的总效率a为 a=1*22*3*4*5=0.96*0.982*0.97*0.99*0.96=0.85。所以电动机所需功率为Pd=Pw/a=4.05/0.85KW=4.76KW。四：确定电动机的转速、卷筒轴转速nw=60V/D=60*1.5/(*0.4)r/min=63.8r/min。现以同步转速为1000r/min及1500r/min两种方案进行比较，由表16-1查得电动机数据，计算出总传动比如下所示：i1=nm1/nw=960/63.8=15.05。同理i2=22.6。电动机轴转矩Td1=9550*Pd/nm1=9550*4.76/960=47.35N.m。同理Td2=31.57N.m。五：各轴输入功率轴：P=Pd*1=4.76KW。轴：P=P*1=4.76*0.96KW=4.57KW。轴：P=P*2*3=4.57*0.98*0.97=4.34KW。卷筒轴：P=P*2*4=4.34*0.98*0.99=4.21KW。六：选择方案以同步转速为1000r/min电机进行计算，初选皮带传动的传动比i=3.76，齿轮传动比i齿=i1/i=4，卷筒传动比为1。七：各轴的转速 轴：n=nm/i0=960/1 r/min=960r/min。 轴：n=n/i=960/3.76r/min=255.3r/min。 轴：n=n/i齿=255.3/4 r/min=63.8r/min。 卷筒轴：n=nw=63.8r/min。八：各轴输入转矩电动机轴Td=9550*Pd/nm=9550*4.76/960 N.m=47.35N.m。轴：T=Td=47.3N.m。轴：T=T*i*1=47.35*3.76*0.96N.m=170.91N.m。轴：T=T*i齿*2*3=170.91*4*0.98*0.97N.m=649.7N.m。卷筒轴：T=i筒*T42=649.7*0.99*0.98=630.3N.m。轴号轴轴轴卷筒轴转速（r/min)960255.363.863.8功率(kw)4.764.574.344.21转矩(N.m)47.35170.91649.7630.3传动比3.7641第2章 ：普通V带的设计一：确定计算功率Pca由表8-8查得工作情况系数KA=1.6，故Pca=KA*P=1.6*5.5kw=8.8kw。二：选择V带的带型根据Pca、n由图8-11选用B型三：确定带轮的基准直径dd并验算带速V1)初选小带轮的基准直径dd。由表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径dd1=140mm。2)验算带速V。按式（8-13）验算带的速度V=dd1*n1/(60*1000)=*140*960/(60*1000)m/s=7.04m/s因为5m/sV1200六：计算带的根数1)计算单根V带的额定功率P 由dd1=140mm和n1=960r/min查表8-4得P0=2.906kw。根据n1=960r/min，i=3.76和B型带。查表8-5得P0=0.30kw。查表8-6得K=0.93，表8-2得KL=1.05kw于是Pr=(P0+P0)*K*KL=(2.026+0.30)*0.93*1.05kw=2.34kw。2) 计算V带的根数zZ=Pca/Pr=8.84/2.34=3.78。取z=4七：计算单根V带的初拉力F0 由表8-3得A带的单位长度质量q=0.170kg/m 所以F0=500*(2.5-K)*Pca/(K*z*v)+qv2=500*(2.5-0.93)*8.8/(0.93*4*7.04)+0.170*7.042N=272.2N八：计算压轴力FpFp=2zF0*sin(1/2)=2*4*272.2*sin(1520/2)N=2112.9N九：主要设计结论选用B型普通带4根，带基准长度2870mm。带轮基准直径dd1=140mm，dd2=560mm，中心距控制在a=817-946mm，单根带初拉力F0=272.2N。第3章 ：斜齿圆柱齿轮传动设计一：选精度等级、材料及齿数1) 由表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质）齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。2) 带式输送机为一般工作机器，参考表10-6，选用7级精度。3) 选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=96。4) 初选螺旋角=140。5) 压力角=200，齿数比u=z2/z1=4，d=1。二：按齿面接触疲劳强度设计1) 由式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即d1t2KHt*(u+1)*（ZH*ZE*Z*Z）2/d*u*（H）21/3试选载荷系数KHt=1.3由图（10-20）查取区域系数ZH=2.433由式（10-21）计算接触疲劳强度用重合系数Z1=arctan(tann/cos)=arctan(tan200/cos140)=20.5620at1=arccosz1cos/(z1+2h*an*cos) = arccos 24* cos 20.5620/(24+2*1*cos140) =29.9740at2=arccosz2cos1/(z2+2h*an*cos) =arccos96*cos 20.5620/(96+2*1*cos140) =23.4020=z1(tanat1-tan1)+z2(tanat2-tan1)/2 =24*(tan29.9740-tan20.5620)+96*(tan23.4020-tan20.5620/2=1.652=d*z1*tan/=1*24*tan(140)/=1.905Z=0.667由式（10-23)可得螺旋角系数 Z=0.985由表10-5查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8 Mpa1/2计算接触疲劳许用应力H由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600Mpa、Hlim2=550Mpa由式（10-15）计算应力循环系数N1=60*n1j*Lh=60*255.3*1*(3*8*320*10) =1.176442109N2=N1/u=1.1764224109/(96/24)=2.94105109由图10-23查取接触疲劳寿命系数 KHN1=0.96、KHN2=1.08取失效概率为1、安全系数s=1，由式(10-14)得 H1=KHN1*Hlim1/s=0.96*600/1Mpa=576MpaH2=KHN2*Hlim2=1.08*550/1Mpa=594Mpa取H1和H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=H2=576Mpa。计算小齿轮传递的转矩T1=9.55106p/n1=1.7091105N.m2) 计算小齿轮分度圆直径d1t = =53.583mm(2) 调整小齿轮分度圆直径1) 计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度VV=m/s=0.716m/s齿宽b b=d*d1t=1*53.583mm=53.583mm2)计算实际载荷系数KH由表10-2查得使用系数KA=1根据V=2.62m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.02齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1t=2*1.7091105/53.583N=6.379103N KAFt1/b=1*6.379103/53.583N/mm=119.04N/mm100N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.2由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.419，则载荷系数为KH=KA*KV*KH*KH=1*1.02*1.2*1.420=1.7383) 由式（10-12）可得按实际载荷系数算得的分度圆直径 d1=d1t=53.583* mm=59.028mm及相应的齿轮模数 mn=d1cos/z1=59.028*cos140/24mm=2.386mm。三：按齿根弯曲疲劳强度设计（1） 由式（10-20）试算齿轮模数，即 mnt 1)确定公式中各参数值 试选载荷系数KFt=1.3 由式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yb=arctan(tancos1)=arctan(tan140cos20.5620)=13.140v=/cos2b=1.562/cos13.140=1.742Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.742=0.681由式（10-19),可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YY=1-*/1200=1-1.905*140/1200=0.778计算由当量齿数Zv1=z1/cos3=24/cos3140=26.27 Zv2=z2/cos3=96/cos3140=105.09查图10-17，得齿形系数YFa1=2.61，YFa2=2.19查图10-18，得应力修正系数Ysa1=1.6,Ysa2=1.8=2.61*1.6/314.28=0.0133=2.19*1.8/244.29=0.0161因为大齿轮的大于小齿轮，所以取=0.01612) 试算齿轮模数mnt=1.837mm(2) 调整齿轮模数1) 计算实际载荷系数前的数据准备 圆周速度Vd1=mnt*z1/cos=1.837*24/cos140mm=45.438mmV=d1n1/60*1000=*45.438*960/60*1000 m/s=0.61m/s齿宽bb=d*d1=1*45.438mm=45.438mm。齿高h及齿高比b/hh=(2h*an+c*n)*mnt=(2*1+0.25)*1.837mm=4.133mm。b/h=45.438/4.133=10.99。2)计算实际载荷系数KF根据V=0.610m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.03。 由Ft1=2T1/d1=2*1.7091105/45.438=7.523103 由Ft1/b=1*7.523103/45.438N/mm=165.56N/mm100N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.2由表10-4用插值法查得KH=1.418,结合b/h=11.00，查图10-13，得KF=1.35,则载荷系数为 KF=KA*KV*KF*KF=1*1.03*1.2*1.35=1.669。3) 由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数mn=mnt*=1.837*mm=1.997 mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取mn=2mm；为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=59.028mm，来计算小齿轮的齿数，即z1=d1cos/mn=59.028*cos140/2=28.637取z1=29，则z2=u*z1=4*29=116取z2=117，z1与z2互为质数四：几何尺寸计算（1） 计算中心距 a=mn(z1+z2)/2cos=2(29+117)/2cos140 mm=150.47mm考虑模数从1.997mm增大圆整至2mm，为此将中心距减小圆整为150mm（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos=arccos=13.270 (3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 d1=29*2/cos13.270mm=59.59mm d2=117*2/cos13.270=240.42mm(4) 计算齿轮宽度 b=d*d1=1*59.59mm=59.59mm 取b2=60mm，b1=65mm五：圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，KH、Z、和KF、Y、Y等均产生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。（1）齿面接触疲劳强度校核按前述类似方法，先计算式（10-22）中各参数1）计算校核参数KH由表10-2查得使用系数KA=1，根据V=0.82m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.05齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1t=2*1.709105/59.59 N=5.736103KA*Ft1/b=1*5.736103/59.59 N/mm=96.26N/mm100N/mm查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.4由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， KH=1.421KH=KA*KV*KH*KH=1*1.05*1.4*1.421=2.09同理，其它各参数d1=59.59mm，T1=1.7091105N.mmd=1，u=4，ZH=2.45，ZE=189.8 Mpa1/2，Z=0.627，Z=0.987。将它们代入式（10-22）得 H=*ZH*ZE*Z*Z =*2.45*189.8*0.627*0.987 Mpa=538.55 Mpa H满足齿面接触疲劳强度条件。（1） 齿根弯曲疲劳强度校核查表10-2得KA=1， 查图10-8得KV=1.05.查表10-3得KF=1.4，由表10-4，图10-13得KF=1.38，因此 KF=KA*KV*KF*KF=1*1.05*1.4*1.38=2.03。T=Td1=1.7091105N.m。因为Zv1=Z1/cos3=29/cos313.270=31.45.Zv2=Z2/cos3=117/cos313.270=126.90.由图10-17知YFa1=1.63,YFa2=2.14.由图10-18知Ysa1=1.63,Ysa2=1.81.t=arctan(tanan/)=arctan(tan200/cos13.270)=20.4910t1=arccosZ1cost/(Z1+2h*an*cos) =arccos29cos20.4910/(29+2*1*cos13.270) =32.156t2=arccosZ2cost/(Z2+2h*an*cos) =arccos117cos20.4910/(117+2*1*cos13.270) =23.2200 = Z1(tant1-tant)+Z2(tant2-tant)/2 =29(tan32.1560-tan20.4910)+117(tan23.2200-tan20.4910)/2 =1.962 = d*Z1*tan/=1*22*tan11.780/= 1.46b=arctan(tan*ccost)=arctan(tan13.270*cos20.4910) = 12.460v=/cos2b=1.962/cos212.460=2.05Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/2.05=0.624Y=1-*/1200=1-1.46*12.460/1200=0.79=13.270,d=1,mn=2mm,Z1=29将它们代入式（10-17），得到F1=2KF*T1*YFa1*YSa1*Y*Y*cos2/d/Mn3/Z12=2*1.669*1.7091*105*2.55*1.63*0.624*0.79*cos213.270/8/29/29=153MPaF1F2=2KF*T1*YFa2*YSa2*Y*Y*cos2/d/Mn3/Z12 =2*1.669*1.7091105*2.14*1.81*0.0.624*0.79*cos213.270/8/29/29 =142.8F2齿根弯曲疲劳强度满足要求,并且小齿轮抵抗弯曲疲劳强度破坏的能力大于大齿轮六:主要设计结论齿数Z1=29,Z2=117,模数m=2,压力角=200,螺旋角=13.270,变位系数x1=x2=0,中心距a=150mm,齿宽b1=60mm,b2=65mm.小齿轮选用40Cr(调质),大齿轮选用45钢(调质).齿轮按7级精度设计.第四章:轴的计算一:求输出轴上的功率P3,转速n3和转矩T3 P3=P*=5.04Kw, n3=86r/min, T3=575N.m二:求作用在齿轮上的力d2=mt*Z2=2*71mm=142mm, Fr=Ft*tann/cos=2984NFa=Ft*tan=1138N圆周力Ft,径向力Fr,轴向力Fa的方向如下图所示:三:初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径.选取轴的材料为45钢,调质处理.根据表15-3,取A0=112,于是得dmin=A0*=112*mm=43.5mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d-,为了使所选轴直径d-与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号.联轴器的计算转矩Tca=Ka*T3,查表14-1考虑转矩变化较小,取Ka=1.3,则Tca=1.3*575N.m=747.5N.m,按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件,查手册,选用LX3型弹性柱销联轴器,其公称转矩为1250N.m.半联轴器的孔径为d=45mm,故取d-=45mm,半联轴器长度L=112mm,半联轴器与轴配合的觳孔长度L1=84mm.四:轴的结构设计 (1)拟定轴上零件装配方案选用图15-22a所示的装配方案 (2)根据轴上定位的要求确定轴的各段直径和长度1) 为了满足半联轴器的轴上定位要求,-轴段右端需制出一轴肩,故取-段的直径d-=52mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D=55mm.半联轴器与轴配合的觳孔长度L1=84mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故-段长度应比L1略短一些,现取L-=82mm,2) )初步选择滚动轴承.因轴承同时承受径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承.参照工作要求并根据d-=52mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组,标准精度级的单列圆锥滚子轴承30311,其尺寸为dDT=55mm120mm31.5mm.故d-=d-=55mm;而L-=31.5mm,右端滚动轴承采用轴肩进行轴肩定位,由手册查得30311型轴承的定位轴肩高度h=6mm,因此,取d-=67mm.3) 取安装齿轮处的轴段-的直径d-=60mm,齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位,已知齿轮轮觳的宽度为80mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮觳宽度,故取L-=76mm,齿轮右端采用轴肩定位,轴肩高度h=(23)R,由轴径d=60mm,轴环宽度b=1.4h,取L-=10mm.4) 轴承端盖的总宽度为20mm,(由减速器及轴承端盖的结构设计而定),根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加韵滑脂的要求，取端盖的外端面与联轴器右端面的距离L=30mm，故取L-=50mm.5) 取齿轮距箱体内壁之距离=16mm，锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离C=20mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴车位置时，应距箱体内壁一段距离S，取S=8mm，已知滚动轴承宽度T=31.5，大锥齿轮轮觳长L=50mm，则 L-=T+S+(80-76)mm=59.5mm L-=L+C+S-L-mm=84mm(3) 轴向零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d-由表6-1查得平键截面bh=1811mm,键槽用键槽冼刀加工，长为63mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮觳与轴的配合为，同样，半联轴器与轴的连接选用平键16mm10mm70mm，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合保证的，此处的直径尺寸公差为m6(4) 确定轴向圆角和倒角尺寸 参考表15-2，取轴端倒角为C2,各轴肩初的圆角半径如下图所示：略五：求轴上的载荷首先根据轴的结构图（图2），做出轴的计算简图（图1）。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值，对于30311型圆锥滚子轴承由手册查得=29mm，因此作为简支梁的轴的支承跨距L2+L3=67+135mm=202mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面，现将计算出的截面出的及的值列于下表载荷 水平面H垂直面V支反力F FNH1=5412N, FNH2=2686NFNV1=569N,FNV2=569N弯矩M MH=362604N.mmMV1=38123N.mm,MV2=76815N.mm总弯矩 M1=364602N.mm M2=370651N.mm扭矩T T3=575N.m六：按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据式（15-5）及上表中的数据以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力ca=Mpa=14.6Mpa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得-1=60Mpa，因此caS=1.5 故可知其安全(3) 截面的右侧抗弯截面系数W按表15-4中的公式计算W=0.1*d3=0.1*603=21600mm3抗扭截面系数 W=0.2*d3=0.2*603=43200mm3弯矩M及弯曲应力为 M=370651*N.mm=171495N.mmb=Mpa=7.94 Mpa扭矩及扭转切应力为:T3=575000N.mmT=T3/W=Mpa=13.3Mpa过盈配合处的，由附表3-8用插值法求出，并取 =0.8，于是得 =3.16 ， =0.8*3.16=2.53轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为：=0.92，故得综合系数为：K=+-1=3.16+-1=3.25 K=+-1=2.53+-1=2.62.所以轴在截面右侧的安全系数为：S=-1/(K*a+*m)=275/(3.25*3.89+0.1*0)=21.75S=-1/(K*a+*m)=155/(2.62*7+0.05*7)=8.29Sca=S*S/ =21.75*8.29/ =7.75S=1.5故该轴在截面右侧的强度也是足够的。八：绘制轴的工作图，如图3所示： 第五章:滚动轴承的计算一:求解轴承径向载荷Fr轴向载荷Fa由前面条件知T=5760N.m,d=400mm,故轴承圆周力Ft=2T/d=1440N.Fa=Ft/tan=1440/tan200=3956N.Fr=Ft*tann/cos=1440*0.364/0.9397=557N.二:选择轴承型号1. 求比值 Fa/Fr=3956/557=7.09根据表13-5,角接触球轴承7000B最大e值为1.14,此时Fa/Fre2. 计算当量动载荷p根据式(13-8a) p=fd(XFr+YFa)按照表(13-6), fd=12,取fd=1.2 P=1.2*(0.35*557+0.57*3956)N=2940NLh,=365*10*24h=87600h3. 根据式(13-6),求球轴承应有的基本额定动载荷值C=P*=2940*N=185772N4. 验算7000B轴承的寿命,根据式(13-5)Lh=()=()3=876100Lh,第 27 页