机械设计课程设计37234

错误 未找到目录项 错误 未找到目录项 第第 1 章章 电机的选取 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 2 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 3 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 4 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 T 4 2 649 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 第第 2 2 章章 普通 普通 V V 带的设计带的设计 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 5 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 V 1 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 s V1200 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 z Z 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 7 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 Fp Fp 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 第第 3 3 章章 斜齿圆柱齿轮传动设计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 8 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 d1t 2KHt u 1 ZH ZE Z Z 2 d u H 2 1 3 1 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 Z 1 arctan tan n cos arctan tan200 cos140 20 5620 at1 arccos z1cos z1 2h an cos arccos 24 cos 20 5620 24 2 1 cos140 29 9740 at2 arccos z2cos 1 z2 2h an cos arccos 96 cos 20 5620 96 2 1 cos140 23 4020 z1 tan at1 tan 1 z2 tan at2 tan 1 2 24 tan29 9740 tan20 5620 96 tan23 4020 tan20 5620 2 9 1 652 d z1 tan 1 24 tan 140 1 905 Z 0 667 3 1 4 652 1 905 1 905 1 1 3 652 1 4 由式 10 23 可得螺旋角系数 Z 0 985 cos 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 176442 109 N2 N1 u 1 1764224 109 96 24 2 94105 109 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 H 1 KHN1 Hlim1 s 0 96 600 1Mpa 576Mpa H 2 KHN2 Hlim2 1 08 550 1Mpa 594Mpa 取 H 1 和 H 2 中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应 力 即 H H 2 576Mpa 计算小齿轮传递的转矩 10 T1 9 55 106p n1 1 7091 105N m 2 计算小齿轮分度圆直径 d1t 3 1 2 1 2 H EHTHtZZZZ u u d K 32 576 985 0 667 0 8 189 431 2 24 96 1 24 96 1 10 10 10 10 10 7091 1 3 1 2 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 V V m s 0 716m s 1000 60 1 1ntd 60 1000 3 255 583 53 齿宽 b b d d1t 1 53 583mm 53 583mm 2 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 7091 105 53 583N 6 379 103N KAFt1 b 1 6 379 103 53 583N mm 119 04N mm 100N 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 11 KH KA KV KH KH 1 1 02 1 2 1 420 1 738 3 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 Ht H K K 3 1 738 1 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 3 11 1 cos cos 2 F FFtYsaY zdz YYTK 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 Y b arctan tan cos 1 arctan tan14 0cos20 5620 13 140 v cos2 b 1 562 cos13 140 1 742 Y 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 Y Y 1 1200 1 1 905 140 1200 0 778 计算 F FaYsaY 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 12 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 1 11 F FaYsaY 2 19 1 8 244 29 0 0161 2 22 F FaYsaY 因为大齿轮的大于小齿轮 所以取 F FaYsaY 0 0161 F FaYsaY 2 22 F FaYsaY 2 试算齿轮模数 mnt 3 11 1 cos cos 2 F FFtYsaY zdz YYTK 30161 0 24 24 1 14cos 14cos 778 0 681 0 10 10 10 10 10 7091 1 3 1 2 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 V d1 mnt z1 cos 1 837 24 cos140mm 45 438mm V d1n1 60 1000 45 438 960 60 1000 m s 0 61m s 齿宽 b b d d1 1 45 438mm 45 438mm 齿高 h 及齿高比 b h h 2h an c n mnt 2 1 0 25 1 837mm 4 133mm 13 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 7091 105 45 438 7 523 103 由 Ft1 b 1 7 523 103 45 438N mm 165 56N mm 100N 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 3 Ft F K K 3 3 1 669 1 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 14 150mm 2 按圆整后的中心距修正螺旋角 arccos arccos 13 270 a ZZmn 2 21 150 2 11729 2 3 计算大 小齿轮的分度圆直径 d1 29 2 cos13 270mm 59 59mm cos 1nmZ d2 117 2 cos13 270 240 42mm cos 2nmZ 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 1 709 105 59 59 N 5 736 103 KA Ft1 b 1 5 736 103 59 59 N mm 96 26N mm 100N 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 15 KH 1 421 KH 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 7091 105N mm d 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 1 2 1111 1 u u ddd TKH 2 45 189 8 0 627 0 987 4 14 59 59 59 59 59 59 1 10 10 10 10 10 7091 1 09 2 2 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 7091 105N 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 16 t arctan tanan arctan tan200 cos13 270 20 4910 t1 arccos Z1cos t Z1 2h an cos arccos 29cos20 4910 29 2 1 cos13 270 32 156 t2 arccos Z2cos t Z2 2h an cos arccos 117cos20 4910 117 2 1 cos13 270 23 2200 Z1 tan t1 tan t Z2 tan t2 tan t 2 29 tan32 1560 tan20 4910 117 tan23 2200 tan20 4910 2 1 962 d Z1 tan 1 22 tan11 780 1 46 b arctan tan ccos t arctan tan13 270 cos20 4910 12 460 v cos2 b 1 962 cos212 460 2 05 Y 0 25 0 75 v 0 25 0 75 2 05 0 624 Y 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 17 2 1 669 1 7091 105 2 55 1 63 0 624 0 79 cos213 270 8 29 29 153MPa F1 F2 2KF T1 YFa2 YSa2 Y Y cos2 d Mn3 Z12 2 1 669 1 7091 105 2 14 1 81 0 0 624 0 79 cos213 270 8 29 29 142 8 F2 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 18 第四章第四章 轴的计算轴的计算 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 tan n cos 2984N Fa 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 19 dmin A0 112 mm 43 5mm 3 3 3 n P 3 86 04 5 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d D T 55mm 120mm 31 5mm 故d d 55mm 20 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 2 3 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 b h 18 11mm 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 6 H7 n 21 16mm 10mm 70mm 半联轴器与轴的配合为 滚动轴承与轴的周 6 7 k H 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 mm38123 38123362604 362604 M2 370651N mm 22 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 W TTMM3 31 1 70 70 70 1 0 575000 6 0 575000 6 0364602 364602 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 ca S 1 5 故可知其安全