机械设计基础课程设计(详细计算带图纸)资料Word文档格式.doc
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pw=f·
v/1000`nw=4.79kw
由任务书中的运动简图分析可知:
24
——V带传动效率=0.96
——齿轮传动的轴承效率=0.97
——齿轮传动的效率=0.95
——联轴器的效率=0.98
n=0.96×
0.97×
0.9952×
0.98=0.90
工作机所需电动机输出功率:
=5.32kw(为传动总机械效率)
3.电动机的选择
p≥pw/n=4.97/0.9=5.32kw
因载荷平稳,电动机额定功率只需略大于5.35kw即可,所以选Y型电动机,额定功率5.5kw。
4.确定电动机转速
滚筒转速为:
nw=60×
1000·
v/∏D=71.65r/min
取V带传动的传动比范围为:
取单级齿轮传动的传动比范围为:
则可得合理总传动比的范围为:
故电动机转速可选的范围为:
n’·
mw
n’=i×
nw=4.7.9kw~1433kw
满足要求的可选用电动机转速为:
750r/min、1000r/min。
为了使得电动机与传动装置的性能均要求不是过高,故择中选用1000r/min的转速。
:
综上,可选定电动机型号为:
Y型。
其相应参数列于表1:
表1.所选用电动机的相关参数。
电动机型号
额定功率
满载转速
Y型
5.5KW
960r/min
(二)计算传动比和分配传动比
1.总传动比:
i=nm/n=13.39
2.分配传动比:
取i带为3
i齿=i/i带=4.46
(三)运动与动力参数的计算
1.各轴转速:
Ⅰ轴:
n1=nm/n带=320r/min
Ⅱ轴:
n2=n1/i齿=71.75r/min
滚筒轴:
nw=n2=71.75r/min
2.各轴功率:
p1=p0×
n带=5.11kw
p2=p1×
n滚×
n齿=4.93kw
pw=p0×
n联=4.81kw
3.各轴转矩:
t1=9550×
p1/n1=152.5N/m
t2=9550×
p2/n2=656N/m
tw=9550×
pw/nw=642.93
表2.初步计算传动参数
功率(kW)
初算转速(r/min)
初算转矩(N*m)
Ⅰ轴
5.11
320
152.5
II轴
4.93
133.7
656
滚筒轴
4.81
71.75
6422.93
(四)三角带传动的设计
a.带型号、长度、根数;
b.中心距、带轮直径、宽度;
c.安装初拉力、对轴作用力。
1.求计算功率
带轮(小)输入功率:
,根据任务书所述要求及所选电动机(三相一步电动机,工作于16小时内(两班制),载荷变动小(带式输送机))空载启动,使用期限10年,输送带速度应许误差5%。
查表13-8,得工况系数:
。
故有。
2.选V带型号:
由于此处传动功率适中,考虑到成本,故选用普通V带。
根据、查【1】图13-15,可得该交点位于A、B型交界处,且稍偏向B型,故选用B型V带。
3.挑小径(求大小带轮基准直径):
查【1】表13-9可知(带轮直径不可过小,否则会使带的弯曲应力过大,降低其寿命)。
查【2】表12-4得(小轮下端不可超过电动机底座,否则于地面相干涉,设计不合理)。
查【1】表13-9下方推荐值,稍比其最小值大即可,故取。
由【1】式13-9得,其中为滑动率(见【1】的211页,此取0.02)。
查【1】表13-9下方带轮直径推荐值,寻其最近值得。
虽实际取之交原定只小,但实际传动比,其误差,故满足误差范围。
4.验算带速:
,在内,适合。
(功率恒定时,速度越大则受力越小;
但根据公式知,速度越大会使带的安装初拉力及其对轴压力增大,故应适中;
根据工程实践,得此范围5到25间)
5.估中定周长及反求实中(求V带基长与中心距a):
初步估算中心距:
,为圆整计算,取(满足,工程经验)。
由【1】式13-2得带长:
,查【1】表13-2,对于B型带选用带长。
再由【1】式13-16反求实际中心距:
6.验算小轮包角:
由【1】式13-1得:
,合适。
7.求V带根数z:
由【1】式13-15得:
此处查【1】表13-3得;
根据,查【1】表13-5得;
由查【1】表13-7得,查【1】表13-2得。
故,取整根。
8.求作用在带轮轴上的压力:
查【1】表13-1得。
由【1】式13-17得为其安装初拉力。
作用在轴上的压力为:
9.V带轮宽度的确定:
查【1】表13-10得B型带轮,故有带轮宽度,故取。
表3.所设计带传动中基本参数
带型号
长度
根数
B型
2500mm
3根
中心距
带轮直径
宽度
828mm
d1=132,d2=355
61mm
安装初拉力
对轴压力
实际传动比
270.86N
1610.45N
2.744
一.齿轮传动的设计计算
1.选择材料及确定许用应力:
小齿轮:
初选45钢,调制处理。
查【1】表11-1得知其力学性能如下:
硬度,接触疲劳极限(取585计算,试其为线性变化取均值),弯曲疲劳极限(取445计算)。
大齿轮:
初选45钢,正火处理(当大小齿轮都为软齿面时,考虑到校齿轮齿根较薄,弯曲强度较低,且受载次数较多,故在选择材料和热处理时,一般使小齿轮齿面硬度比大齿轮高20-50HBS)。
硬度,接触疲劳极限(取375计算),弯曲疲劳极限(取310计算)。
由表【1】11-5得:
(一般可靠度,取值稍偏高用于安全计算)。
由此得:
,;
,。
2.按齿面接触强度设计:
根据前计算可得齿轮传动所需传动比为,Ⅰ轴实际转速为。
设齿轮按8级精度制造,查【1】表11-3得(电动机,中等冲击),此取1.3计算。
查【1】表11-6得齿宽系数为(软齿面,对称分布),此取1计算。
则小齿轮上转矩为:
查【1】表11-4取(锻钢),令取,故有:
上公式中所代是为了安全计算,使得两齿轮均适用。
齿数取(软齿面,硬齿面),则有,取整得(满足传动比的前提下,尽可能使两齿数互质)。
故实际传动比;
其误差为;
故满足误差范围。
初估模数为,查【1】表4-1得标准模数为,故实际分度圆直径为:
中心距为:
初估齿宽为:
,圆整取(保证啮合,故取小齿轮比大齿轮宽5到10毫米)。
3.验算齿轮弯曲强度:
查【1】图11-8,可得齿形系数;
齿根修正系数。
由【1】式1-5知:
安全。
4.齿轮的圆周速度:
,对照【1】表11-2知即可,故选取8级便可达到要求。
表4.齿轮传动设计的基本参数
材料
热处理
齿数
分度圆直径
齿宽
小齿轮
45钢
调制
31
93
105
大齿轮
正火
123
369
100
模数
3
3.97
231
二.减速器箱体基本尺寸设计
根据【2】表中11-1中的箱体基本尺寸经验公式可算出如下数据:
1.箱体壁厚:
箱座:
(取8mm);
箱盖:
(取8mm)。
2.凸缘:
箱盖凸缘厚度,箱座凸缘厚度,箱座底凸缘厚度。
3.螺钉及螺栓:
地脚螺钉直径;
地脚螺钉数目:
;
轴承旁连接螺栓直径;
盖与座连接螺栓直径;
连接螺栓的间距;
轴承端盖螺钉直径;
视孔盖螺钉直径;
定位销直径(取整得)。
4.螺钉螺栓到箱体外避距离:
查【2】表11-2得:
至箱体外壁距离为:
到凸缘边缘距离:
轴承旁凸台半径:
箱体外壁至轴承端面距离:
5.箱体内部尺寸:
大齿轮齿顶圆与箱体内壁距离;
齿轮端面到箱体内壁的距离(增加散热);
箱盖、箱座肋厚。
6.视孔盖
由于单级减速器中心距为231mm,故查【2】表11-2得:
视孔盖长,横向螺栓分布距离,视孔盖宽,纵向螺栓分布距离,螺栓孔直径,孔数4个。
7.其中吊耳和吊钩
吊耳环的结构设计:
根据【2】表11-3中的推荐设计公式知:
吊耳肋厚度为,吊耳环孔径为,倒角为,吊耳环空心到箱体外壁距离为。
吊钩的结构设计:
吊钩长,吊钩高,吊钩内深,吊钩内圆半径,吊钩厚度。
三.轴的设计
A.高速轴:
1.选择轴的材料、热处理方式:
由于无特殊要求,选择最常用材料45钢,调制处理。
查【1】表14-1得知:
硬度:
强度极限:
屈服极限:
弯曲疲劳极限:
查【1】表14-3得:
弯曲需用应力(静)。
2.初步估算轴最小直径:
由【1】式14-2得:
,查【1】表14-2得(取118计算)。
故,由于开了一个键槽,故(圆整)。
3.轴的结构设计:
根据高速轴上所需安装的零件,可将其分为7段,以表示各段的直径,以表示各段的长度。
(处安装大带轮,处安装轴承端盖,处安装一号轴承与套筒,处安装小齿轮,处安装二号轴承)
1)径向尺寸:
根据常用结构,取;
查【2】1-27知倒角倒圆推荐值为:
,故孔(大带轮)倒角推荐值为1mm,故取,由于查【2】表7-12得知毡圈系列中要求的轴径均为0、5圆整数,故此修正为;
此先选轴承为6208型号轴承(无轴向力,故选深沟球轴承,直径系列选2号轻系列;
为便于安装及轴上尺寸基准,选08号内径),查【3】表16-1知所选轴承内径为40mm,且轴承宽度,故取;
为方便加工测量,取(此也为小齿轮内孔直径);
[查【3】表16-1得安装直径,故查【4】表11-3选取“”,故];
对齿轮内孔倒角1.6mm,故取(取52mm);
由于对称分布故,。
2)轴向尺寸:
由【1】图13-17得:
根据大带轮的内孔宽(取1.5计算),为防止由于加工误差造成的带轮晃动,取;