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1、精品文档,仅供学习与交流,如有侵权请联系网站删除仲恺农业工程学院课 程 设 计机械设计项目案例实训(题目)姓 名 许统琰院(系) 机电工程学院专业班级 机械144学 号 201410824429指导教师 马稚昱职 称 副研究员目 录一、 课程设计任务说明二、 选择电动机三、 传动比分配四、 计算各轴n ,p, t五、 齿轮传动设计六、 V带传动设计七、 验算系统误差八、 轴承,联轴器的选择和轴的设计九、 键的选择十、 箱体尺寸设计十一、 参考资料机械设计课程设计任务书一、课程设计的内容设计一带式运输机传动装置(见 图1)。设计内容应包括:传动装置的总体设计;传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计
2、算和选择;减速器装配图和零件工作图设计;设计计算说明书的编写。图2为参考传动方案。图1 带式运输机传动装置图2 参考传动方案二、课程设计的要求与数据已知条件: 1输送带有效拉力:F =1600 N.m; 2输送带工作速度:v = 1.80 m/s; 3卷筒直径: D = 300 mm; 4使用寿命: 10 年; 5工作情况:两班制,常温连续运转;空载起动,工作载荷平稳; 6制造条件及生产批量:一般机械厂制造,小批量。三、课程设计应完成的工作1减速器装配图1张; 2零件工作图 2张(输出轴、大齿轮);3设计说明书 1份。设计计算及说明结果、选择电动机电动机功率 Pw=FV/1000=2.88KW
3、电动机需要功率 Pd=Pw/总效率 =122345=0.96*0.992*0.97*0.99*0.96=0.8647Pd=3.32KW工作机转速nw=(V*60*1000)/ D=60*1.8*1000/300=114.59rpm电动机转速 nd=nwi总=(84)=(916.72.)选出同步转速和型号额定功率同步转速满载转速质量总传动比.电动机选用-,满额定转矩2.0。、传动比分配总i减=/nw=960/114.59=8.38取V带传动传动比i0=2.5 减速器的传动比i1=3.35 3、计算各轴n,p,t各轴转速n电动机轴:n0=nm=960rpm轴(高速轴):n1=n0/i01=1000
4、/2.5=400rpm轴(低速轴):n=n/i12=400/3.35=119.40rpm轴(滚筒轴):n=n/i23=119.40/1=119.40rpm各轴输入功率P电动机轴:P0=Pd=3.32KW轴:P=P001=3.320*0.96=3.19KW轴:P=P12=3.19*0.99*0.97=3.06KW轴:P=P23=3.06*0.98=3.00KW各轴扭矩T电动机轴:T0=9550*P0/n0=33.03Nm轴:T1=9550P/n=76.16Nm轴:T=9550P/n=244.75Nm轴:T=9550P/n=239.95Nm轴轴转速n/rmp轴输入功率P/KW轴扭矩T/NM传动比i
5、功率电动机轴9603.3233.032.50.964003.1976.163.350.96119.403.06244.7510.98119.403.00239.953、 齿轮传动设计小齿轮选用45钢(调质处理),齿面硬度217286HBW,取240HBW,Hlim1=589MPa, 大齿轮选用45钢(正火处理),齿面硬度162HBW,取200HBW,Hlim2=554MPa安全系数SH=1H1=589MPaH2=554MPa小齿轮转矩 T1=9.55*106*3.19/400Nmm=7.62*104Nmm齿宽系数 =1载荷系数 K=1.4节点区域系数 标准支持圆柱齿轮 ZH=2.5 弹性系数
6、由表查得ZE=189.8 MPa齿数比 u=i=3.35小轮直径 d1 =58.98mm齿数 取z1=24z2=80模数m=d1/z1=2.45mm 取m=2.5mm分度圆直径 d1=2.5*24=60mm d2=2.5*80=200mm中心距 a=0.5m(z1+z2)=130mm齿宽 b=d1=60mm取b2=60mm b1=b2+10=70mm齿顶圆直径 da1=m(z1+2)=65mm da2=205mm齿根圆直径 df1=m(z1-2.5)=53.75mm df2=193.75mm校核许用弯曲应力 极限应力 Flim1=443MPa Flim2=415MPa安全系数 取SF=1.4许
7、用弯曲应力 F1=316MPa F2=296MPa验算齿根应力YFS1=4.24 YFS2=3.98齿根弯曲应力 F1=2KT1YFS1/bd1m=904646.4/9000=100.52MPaF2=F1YFS2/YFS1=94.36MPaF1F1,F2F2,故弯曲强度足够。参数符号小齿轮大齿轮模数m2.5压力角20齿数z2480分度圆直径d60200齿顶圆直径da65205齿根圆直径df53.75193.75齿宽b7060中心距a130 5、V带传动设计查表取KA=1.2设计功率 Pd=KAP=1.2*2.88=3.46KW,选择A型普通V带据图推荐,小带轮基准直径选用dd1=100mm验算
8、带速 v=dd1n1/60*1000=5.024m/s大带轮基准直径 dd2=dd1n1/n2=804.02mm 由表取dd2=800mm传动比 i=dd2/dd1=8初定中心距a0=(0.72)(dd1+dd2)= 6301800mm初取中心距a0=1200mm确定V带基准长度Ld0=2a0+(dd1+dd2)/2+1(dd1-dd2)2/4a0=3893mm 取Ld=4000mm中心距 a=a0+(Ld-Ld0)/2=1253.5mm小带轮包角 1=180-53.7*(dd2-dd1)/a =148.55120,包角合适。V带根数基本额定功率 查表得P1=0.95KW额定功率增量 查表得P
9、1=0.12KW包角修正系数 查表得K=0.91带长修正系数 查表得KL=1.19V带根数 z=Pd/(P1+P1)KKL=2.9取z=3初拉力 查得q=0.1kg/m F0=500Pd(2.5/K-1)/zv+qv=202.84N作用在轴上的载荷FQ=2F0zsin1/2=1171N5、 轴的设计材料和热处理选择 查表可知选用45钢,调质处理,硬度217 255HBW,抗拉强度b=640MPa,屈服强度s=355MPa,弯曲疲劳极限-1=275MPa,扭转疲劳极限-1=155MPa,脉动循环应力OW=100,对称循环应力-1W=60。轴的最小直径 主动轴 d1=C 3p/n=22.0mm 从
10、动轴 d2=C 3p/n=32.4mm考虑键槽 d1=22.0*1.07=23.5mm 取d1=25mm d2=32.4*1.07=34.67mm 取d1=35mm轴的结构设计 同时考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式,按比例绘制轴承结构草图. 确定轴上零件的位置及固定方式,单级齿轮减速器,将齿轮布置在箱体内壁的中央,轴承对称布置在齿轮两边。 联轴器选择查表可得载荷系数K=1.9计算从动轴转矩T=9550P/n= 244.75NmTC=KT=465Nm查表选取型号为LX2的弹性柱销联轴器,额定转矩Tn=560Nm,轴孔直径在2035之间,许用转速n=6300rpm,主动段选择Y型轴孔
11、,轴孔直径为35mm,长度为82mm,从动段选择J型轴孔,轴孔直径为30,长度为60.联轴器型号标记为LX2联轴器YA35*82/JB30*60 GB/T5014-2003轴承的选择因为载荷只有为径向载荷,所以选用价格较为低廉的深沟球轴承60000型(GB/T 276-2013)。主动轴承选择6207 内径 d=35 外径 D=72 轴承 宽度B=17 从动轴承选择6209内径d=45外径 D=85 宽度B=19寿命计算:主动轴轴承寿命:深沟球轴承6207P=Fr=1008N C=Cr=25.5kN ft=0.6 fp=1.2 =3=84321h预期寿命为:10年,两班制L=1030016=4
12、8000Lh轴承寿命合格从动轴轴承寿命:深沟球轴承6209P=Fr=963N C=Cr=31.5kN ft=0.6 fp=1.2 =3=282484h预期寿命为:10年,两班制L=1030016=48000Lh轴承寿命合格轴的直径 长度设计先确定主动轴各段直径 设定主动轴为齿轮轴第一段为最小直径轴 d1=25mm L1=60mm第二段直径 定轴肩高度h1=(0.070.1)*24=1.682.4mm取h1=2mm 所以第二段直径为d2=24+4=28mm L2=70mm第三段直径 d3=34mm L3=17+13=30mm第四段直径 取d4=38mm L4=60mm第五段直径 取d5=42mm
13、 L5=10mm第六段直径 取d6=34mm L6=17mm轴强度校核T=76.16Nm切向力 Ft=2T1/d1=276160/60=2540N径向力 Fr=Fttan=922N轴向力 Fx=0 L=100mm求支反力FAX=FBY=Fr/2=461NFAZ=FBZ=Ft/2=1270NMC1=FAXL/2=23NmMC2= FAZL/2=63.5NmMC=M2C1+M2C2=67Nm应力折合系数=-1W/0W=60/100=0.6最大当量弯矩M=Mc2+(T)2=81Nm =23.81mm 考虑到有一个键槽,轴径加大4%,取得25mm因为轴上的直径都大于等于25,所以强度足够。确定从动轴各
14、段直径第一段为最小直径轴 da=35mm La=80mm第二段直径 定轴肩高度h2=(0.070.1)*35=2.453.5mm取h2=2.5mm 所以第二段直径为db=40mm Lb=90mm第三段直径 dc= 44mm Lc=19+21+10=50mm第四段直径 因为第四段与齿轮啮合,取dd=48mmLd=55mm第五段直径 取de=54mm Le=15mm第六段直径 取df=dc=44mm L6=19mm轴强度校核T=245Nm切向力 Ft=2T2/d2=2245000/200=2450N径向力 Fr=Fttan=892N轴向力 Fx=0 L=120mm求支反力FAX=FBY=Fr/2=
15、446NFAZ=FBZ=Ft/2=1250NMC1=FAXL/2=26.76NmMC2= FAZL/2=75NmMC=M2C1+M2C2=79.6Nm应力折合系数=-1W/0W=60/100=0.6最大当量弯矩M=Mc2+(T)2=167.17Nm =30mm 考虑到有两个键槽,轴径加大7%,取得32m因为轴上的直径都大于32,所以强度足够。键的选择1、 主动轴与带轮连接,外伸端选用A型平键联接d1=25mm L1=60mm,选用键8*50 GB/T 1096-2003挤压强度校核l=L-b=50-8=42mm T=76.16Nmp=125150p=4T/dhl=41MPap所选键联接满足强度
16、条件2、 从动轴伸出端 d=35mm L=80mm ,选用A型平键联接,键10*70 GB/T 1096-2003挤压强度校核l=L-b=70-10=60mm T=245Nmp=125150p=4T/dhl=58.3MPap所选键联接满足强度条件与齿轮联接处d=48mm L=55mm,选用键14*45 GB/T 1096-2003挤压强度校核l=L-b=45-14=31mm T=245Nmp=125150p=4T/dhl=73.18MPap所选键联接满足强度条件箱体结构尺寸计算根据表3-1名称符号尺寸/mm箱座壁厚 8机盖壁厚18箱座凸缘厚度b12箱盖凸缘厚度b112箱座底凸缘厚度b220地脚
17、螺栓直径df20地脚螺栓数目n4轴承旁联接螺栓直径d116箱盖与箱座联接螺栓直径d212联接螺栓d2的间距l150轴承端盖螺钉直径d310窥视孔盖螺钉直径d48定位销直径d9螺纹扳手与凸缘宽度安装螺栓直径dX12、16、20至外箱壁距离c1min18、22、26至凸缘边距离c2min16、20、24沉头座直径Dcmin26、32、40轴承旁凸台半径R116、20、24凸台高度h根据d1位置及轴承座外径确定外箱壁至轴承底端面距离l1c1+c2+8大齿轮顶圆与内壁距离110齿轮端面与内壁距离210箱盖、箱座肋厚m1、m7、7轴承端盖外径D2D+5d3轴承端盖凸缘厚度t10轴承旁联接螺栓距离SS=D
18、2参考资料1、王大康机械设计综合课程设计第2版机械工业出版社2、李建功机械设计基础机械工业出版社Pw=2.88KWPd=3.32KW电动机选用Y132M1-6i0=2.5i1=3.35n0=960rpmn=400rpmn=119.40rpmn=119.40rpmP0=3.32KWP=3.19KWP=3.06KWP=3.00KWT0=33.03NmT1=76.16NmT=244.75NmT=239.95Nm45钢(调质处理)45钢(正火处理)H1=589MPaH2=554MPaT1=7.62*104Nmmd158.98mmz1=24z2=80m=2.5mmd1=60mmd2=200mma=104
19、mmb=60mmb2=60mmb1=70mmda1=65mmda2=205mmdf1=53.75mmdf2=193.75mmFlim1=443MPaFlim2=415MPaF1=316MPaf2=296MPaF1=100.52MPaF2=94.36MPaPd=3.46KW选择A型普通V带 v=5.024m/sdd2=804.02mmi=8a0=1200mmLd0=3893mm Ld=4000mm a=1253.5mm1=148.55z=3F0=202.84NFQ=1171Nd1=25mmd1=35mmLX2联轴器YA35*82/JB30*60 GB/T5014-2003d1=25mm L1=60mmd2=28mmL2=70mmd3=34mmL3=30mmd4=38mmL4=60mmd5=42mm L5=10mmd6=34mm L6=17mm =23.81mm da=35mm La=80mmdb=40mm Lb=90mmdc= 44mmLc=50mmdd=48mmLd=55mmde=54mm Le=15mmdf=44mmL6=19mm=30mm 【精品文档】第 21 页
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