《机械设计课程设计》设计过程及计算说明A综述Word格式.docx
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表2.1传动比方案
传动比方案
电动机型号
额定功率(KW)
电动机转速(r/min)
传动装置的传动比
同步
转速
满载
总传
动比
V带
传动
减速器
1
Y160M1-8
4
750
720
9.42
2.36
2
Y132M1-6
1000
960
12.57
2.51
5
3
Y112M-4
1500
1440
18.85
3.77
4、查《指导书》P119,根据额定功率Pd及同步转速nd’的围确定电动机型号
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比,可知方案3比较合适(在满足传动比范围的条件下,有利于提高齿轮转速,便于箱体润滑设计)。
因此选定电动机型号为Y112M-4,额定功率为Ped=4KW,满载转速n电动=1440r/min。
n滚筒=76.39r/min
η总=0.850
Pd=3.53KW
Ped=4KW
n电动=1440r/min
三、计算总传动比并
分配
各级传动比
按《指导书》P11进行:
1、总传动比:
i总=n电动/n筒=1440/76.39=18.85
2、分配各级传动比
(1)
据指导书P6表2.2,取齿轮i齿轮=5(单级减速器i=3~6之间取3.15、3.55、4、4.5、5、5.6合理,为减少系统误差,取整数为宜)
(2)
∵i总=i齿轮×
i带
∴i带=i总/i齿轮=18.85/5=3.77
i总=18.85
i齿轮=5
i带=3.77
四、运动参数及动力参数
的计算
参见《指导书》P12例题2.2
1、计算各轴转速(r/min)
nI=n电动/i带=1440/3.77=381.96r/min
nII=nI/i齿轮=381.96/5=76.39r/min
nIII=nII=76.39r/min
2、
计算各轴的输入功率(KW)
PI=Pd×
η带=3.53×
0.96=3.39KW
PII=PI×
η齿轮轴承×
η齿轮=3.39×
0.99×
0.97=3.26KW
PIII=PII×
η联轴器=3.26×
0.99=3.19KW
3计算各轴输入扭矩(N·
mm)
Td=9550×
Pd/n电动=9550×
3.53/1440=23.41N·
mm
TI=9550×
PI/nI=9550×
3.39/381.96=84.76N·
mm
TII=9550×
PII/nII=9550×
3.26/76.39=407.55N·
TIII=9550×
PIII/nIII=9550×
3.19/76.39=398.80N·
nI=381.96r/min
nII=76.39r/min
nIII=76.39r/min
PI=3.39KW
PII=3.26KW
PIII=3.19KW
Td=23.41Nmm
TI=84.76N·
TII=407.55N·
TIII=398.80N·
五、传动零件的设计计算
1、带传动的设计计算(按教材P77§
5-5进行)
(1)选择普通V选带截型
由课本P104表8-4得:
kA=1.2
PC=KAP=1.2×
4=4.8KW
由课本P104图8-11得:
选用A型V带
(2)确定带轮基准直径,并验算带速
由课本P104表8-5和表8-6得,取dd1=125mm>
dmin=75
dd2=n1/n2·
dd1=1440/381.96×
125=471.25mm
由课本P104表8-6,取dd2=450mm
实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=1440×
125/450=400r/min
转速误差为:
n2-n2’/n2=381.96-400/381.96=-0.047<
-0.05(允许)
带速V:
V=πdd1n1/60×
1000=π×
125×
1440/60×
1000=9.42m/s。
在5~25m/s范围内,带速合适。
(3)确定带长和中心矩
根据课本P105式(8-12)得
0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
0.7(125+450)≤a0≤2(125+450)
所以有:
402.5mm≤a0≤1150mm,取a0=600mm
由课本P105式(8-13)得:
L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0
=2×
600+1.57(125+450)+(450-125)2/4×
600=2147mm
根据课本P100表8-2取Ld=2000mm
根据课本P105式(8-14)得:
a≈a0+Ld-L0/2=600+2000-2147/2=600-73.5=562mm
(4)验算小带轮包角
α1=1800-(dd2-dd1))/a×
57.30=1800-33.10=146.90>
1200(适用)
(5)确定带的根数
根据课本P1=1.91KW
△P1=0.17KW
Kα=0.91
KL=1.03得
Z=PC/(P1+△P1)KαKL=4.8/(1.91+0.17)×
0.91×
1.03=2.46取Z=3
(6)计算轴上压力
由课本表8-1
查得q=0.1kg/m,单根V带的初拉力:
F0=500PC/ZV(2.5/Kα-1)+qV2=[500×
4.8/3×
9.42×
(2.5/0.91-1)+0.1×
9.422]N
=157.24N
则作用在轴承的压力FQ,
FQ=2ZF0sinα1/2=2×
3×
157.24sin146.9/2
=904.35N
dd1=125mm
dd2=450mm
实=450/125=3.6
V=9.42m/s
需反复调整dd1值使系统误差小于±
5%,另外如果齿轮传动比不是整数,系统误差校验需在调整齿轮误差后进行。
Ld=2000mm
a≈562mm
α1=146.90
查表须用插值法
Z=3
F0=157.24N
FQ=904.35N
V带和V带轮的标记分别为:
2、齿轮传动的设计计算(按教材P127§
6-9进行)
(1)选择齿轮材料及精度等级和齿数
考虑减速器传递功率不大,按课本P142表10-8及10-9选,以齿轮采用软齿面。
小齿轮选用40Cr调质,齿面硬度为250HBS。
大齿轮选用45钢,正火,齿面硬度225HBS;
根据表选7级精度。
齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm。
取小齿轮齿数Z1=29。
则大齿轮齿数:
Z2=i齿Z1=5×
29=145
(2)按齿面接触疲劳强度设计
由课本P147式(10-24)d1≥766ξE【kT1(u+1)/φdu[σHP]2】1/3
确定有关参数如下:
传动比i齿=u=5
由表10-12
取φd=0.9
转矩T1
T1=9550×
P1/n1=9550×
3.39/400=80.94N·
m
载荷系数k由课本P144
取k=1.4
齿轮副材料对传动尺寸的影响系数ξE
查表10-11取ξE=1
许用接触应力σHP,由课本P150图10-33查得:
σHlim1=690Mpa
σHlim2=580Mpa
[σHP1]=0.9σHlim1=621Mpa
[σHP2]=0.9σHlim2=522Mpa
取[σHP]=522Mpa
故得:
d1≥766ξE【kT1(u+1)/φdu[σHP]2】1/3=766×
1×
[1.4×
80.94×
(5+1)/0.9×
5×
5222]1/3mm
=62.93mm
(3)确定齿轮传动主要参数及几何尺寸
模数:
m=d1/Z1=63.78/29=2.17mm
根据课本P130表10-2取标准模数:
m=2.5mm
分度圆直径d1=mZ1=2.5×
29=72.5mm
d2=mZ2=2.5×
145=362.5mm
传动中心距
a=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(29+145)=217.5mm
齿宽
b2=b=φd×
d1=0.9×
72.5=65mm
b1=b2+(5~10)mm=70mm
验算齿轮圆周速度
V齿=πd1n1/60×
1000=3.14×
72.5×
400/60×
1000=1.52m/s
由表10-7选齿轮传动精度等级7级合宜
(4)校核齿根弯曲疲劳强度
由课本P148式(10-26)得
σF=(2000kT1/bm2Z1)YFS≤[σFP]
确定有关参数和系数
许用弯曲应力[σFP]
由课本P150图10-34查得:
σFlim1=290Mpa
σFlim2=230Mpa
[σFP1]=1.4σFlim1=406Mpa
[σFP2]=1.4σFlim2=322Mpa
复合齿形系数YFS
由P149图10-32查得
YFS1=4.06
YFS2=3.95
计算两轮的许用弯曲应力
σF1=(2000kT1/bm2Z1)YFS1=(2000×
1.4×
84.28/70×
2.52×
29)×
4.06Mpa=75.51Mpa
σF2=σF1YFS2/YFS1=75.51×
3.95/4.06Mpa=73.47Mpa
i齿=5
Z1=29
Z2=145
u=5
φd=0.9
n1=1440/i带实=400r/min
T1=80.94N·
k=1.4
ξE=1
[σHP]=522Mpa
d1≥62.93mm
d1=72.5mm
d2=362.5mm
da1=
da2=
a=217.5mm
b2=65mm
b1=70mm
V齿=1.52m/s
[σFP1]=406Mpa
[σFP2]=322Mpa
σF1=75.51Mpa<[σFP1]
σF1=73.47Mpa<[σFP2]
弯曲应力校验符合要求
六、轴的设计计算
按教材P237例题10-1进行:
(一)输入轴的设计计算
1、选择轴的材料,确定许用应力
由于设计的是单级减速器的输入轴,属于一般轴的设计问题,选用45#正火钢,硬度17