机械设计-课程设计 zijid

PAGE\*MERGEFORMAT7课程设计任务 书 关于书的成语关于读书的排比句社区图书漂流公约怎么写关于读书的小报汉书pdf 设计题目带式输送机传动装置的设计学生姓名彭亚南所在院系机械 工程 路基工程安全技术交底工程项目施工成本控制工程量增项单年度零星工程技术标正投影法基本原理 系专业、年级、班06汽车（2）班设计要求：输送机连续工作，单向运转，载荷较平稳，两班制工作，使用期限10年，小批量生产。允许输送带速度误差为±５％。输送带拉力F=2.5kN；输送带速度V=1.7m/s；滚筒直径D=300mm。学生应完成的工作：1．编写设计计算说明书一份。2．减速器部件装配图一张(A0或A1)；3．绘制轴和齿轮零件图各一张。参考文献阅读：1.《机械设计》课程设计指导书2.《机械设计》图册3.《机械设计手册》4.《机械设计》 工作计划 幼儿园家访工作计划关于小学学校工作计划班级工作计划中职财务部门工作计划下载关于学校后勤工作计划 ：设计准备工作总体设计及传动件的设计计算装配草图及装配图的绘制零件图的绘制编写设计说明书任务下达日期：2009年2月15日任务完成日期：2009年3月1日指导教师（签名）：学生（签名）：彭亚南目录机械设计课程设计计算说明书1.一、课程设计任务书…………………………………1二、摘要和关键词……………………………………………22.一、传动 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 拟定………………………………………………3各部件选择、设计计算、校核二、电动机选择…………………………………………………3三、计算总传动比及分配各级的传动比………………………4四、运动参数及动力参数计算…………………………………6五、传动零件的设计计算………………………………………7六、轴的设计计算………………………………………………10七、滚动轴承的选择及校核计算………………………………12八、键联接的选择及校核计算…………………………………13九、箱体设计……………………………………………………14计算过程及计算说明传动方案拟定工作条件：使用年限10年，工作为二班工作制，单向运转，小批量生产，载荷平稳，环境清洁。原始数据：滚筒圆周力F=2.5kN；带速V=1.7m/s；滚筒直径D=300mm。二、电动机选择1、电动机类型的选择：Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：η总=η带×η3轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=0.96×0.983×0.97×0.99×0.96=0.83(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/（1000η总）=2500×1.7/（1000×0.83）=5.12KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/πD=60×1000×1.7/π×300=108.2r/min按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~6。取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~24。故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×n筒n筒=（6~24）×108.2=649.4~2597.4r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：由《机械设计手册》查得。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第3方案比较适合，则选n=1000r/min 。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y13M2-6。其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速960r/min，三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/108.2=8.872、分配各级伟动比据指导书P7表1，取齿轮i带=2.3（V带传动比I’1=2~4合理）∵i总=i齿轮×i带∴i齿轮=i总/i带=8.87/2.3=3.86四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=n电机=960r/minn=2\*ROMANII=nI/i带=960/2.3=417.39(r/min)n=3\*ROMANIII=n=2\*ROMANII/i齿轮=417.39/3.86=108.13(r/min)计算各轴的功率（KW）P=1\*ROMANI=P工作×η带=5.12×0.96=4.92KWP=2\*ROMANII=P=1\*ROMANI×η轴承×η齿轮=4.92×0.98×0.97=4.67KWP=3\*ROMANIII=P=2\*ROMANII×η轴承×η联轴器=4.67×0.97×0.99=4.48KW计算各轴扭矩（N·mm）T工作=9550×5.12/960=50.93T=1\*ROMANI=T工作×η带×i带=50.93×2.3×0.96=112.6N·mT=2\*ROMANII=T=1\*ROMANI×i齿轮×η轴承×η齿轮=112.6×3.86×0.98×0.97=412.45N·mT=3\*ROMANIII=T=2\*ROMANII×η轴承×η联轴器=412.45×0.97×0.99=395.67N·五、传动零件的设计计算1.确定计算功率PC由课本表8-7得：kA=1.1PC=KAP=1.1×5.5=6.05KW2.选择V带的带型根据PC、n1由课本图8-10得：选用A型3.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dd1由课本表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1=100mm。2）验算带速v。按课本式（8-13）验算带的速度v=πdd1n1/（60×1000）=π×100×1000/（60×1000）=5.24m/s在5-30m/s范围内，带速合适。3）计算大齿轮的基准直径。根据课本式（8-15a），计算大带轮的基准直径dd2dd2=i带·dd1=2.3×100=230mm由课本表8-8，圆整为dd2=250mm4.确定带长和中心矩1）根据课本式（8-20），初定中心距a0=500mm2）由课本式（8-22）计算带所需的基准长度Ld0≈2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/（4a0）=2×500+3.14×（100+250）/2+（250-100）2/（4×500）≈1561mm由课本表8-2选带的基准长度Ld=1400mm按课本式（8-23）实际中心距a。a≈a0+（Ld-Ld0）/2=500+（1400-1561）/2=425mm5.验算小带轮上的包角α1α1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30=1800-（250-100）/427×57.30=1520>900（适用）确定带的根数z1）计算单根V带的额定功率pr。由dd1=100mm和n1=1000r/min根据课本表8-4a得P0=0.988KW根据n1=960r/min，i带=3.4和A型带，查课本表（5-6）得△P0=0.118KW根据课本表8-5得Ka=0.91根据课本表8-2得KL=0.99由课本P83式（5-12）得Pr=（P0+△P0）×Ka×KL=（0.988+0.118）×0.91×0.99=0.996kw2)计算V带的根数z。z=PCa/Pr=6.05/0.996=6.07圆整为7根7.计算单根V带的初压力的最小值(F0)min由课本表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力：(F0)min=500（2.5-Ka）PCa/zvKa+qV2=[500×（2.5-0.91）×6.05/（0.91×7×5.24）+0.1×5.242]N=147N应使带的实际初拉力F0>(F0)min。8.计算压轴力Fp压轴力的最小值为（Fp）min=2z（F0）minsin（α1/2）=2×7×147×sin（146°/2）=1968N2、齿轮传动的设计计算1选定齿轮材料及精度等级及齿数1）机器为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88）。2）材料选择。由表课本表10-1选择小齿轮和大齿轮材料为45钢（调质）硬度为280HBS。3）选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=24×3.86=92.64，取93。2按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式（10-9a）d1≥2.32(KT1(u+1)ZE2/φdu[σH]2)1/3(1)确定公式内的各计算数值试选载荷系数Kt=1.3计算小齿轮传递的转矩T1=9.55×106×P1/n1=95.5×106×4.92/342.86=137041N·mm3)由课本表10-7选取齿款系数φd=14)由课本表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/25)由课本tu10-21按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa；打齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=550MPa；6）由课本式10-13计算应力循环次数NLNL1=60n1jLh=60×342.86×1×(16×300×10)=9.874×108NL2=NL1/i=9.874×108/3.86=2.558×1087）由图课本10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.96KHN2=0.988）计算解除疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1.0[σH]1=KHN1σHlim1/S=0.96×600/1.0Mpa=576Mpa[σH]2=KHN2σHlim2/S=0.98×550/1.0Mpa=539Mpa(2)计算1）试算小齿轮分度圆直径dd1，代入[σH]较小的值dd1≥2.32(KT1(u+1)ZE2/φdu[σH]2)1/3=2.32×[1.3×1.37×105×（3+1）×189.82/(3.86×5392)]1/3=71.266mm2)计算圆周速度v。v=πdd1n1/（60×1000）=3.14×71.266×342.86/（60×1000）=1.28m/s3）计算齿宽b。b=φdd1=1×71.266mm=71.266mm计算齿宽与齿高之比b/h。模数：m=d1/Z1=71.266/24=2.969mm齿高：h=2.25m=2.25×2.969=6.68mmb/h=10.67计算载荷系数。根据v=1.28m/s，7级精度，由课本图10-8查得动载荷系数Kv=1.07；直齿轮，KHa=KFa=1：由课本表10-2查得KA=1由课本表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KHβ=1.316由b/h=10.67，KHβ=1.316查课本表10-13得KFβ=1.28：故载荷系数K=KA×KV×KHa×KFβ=1×1.07×1×1.316=1.4086)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由课本式（10-10a）d1=d1t(K/Kt)1/3=71.266×(1.408/1.3)1/3=73.187mm7)计算模数m：m=dd1/z1=73.187/24=3.05mm3.按齿根弯曲强度设计由课本式（10-5）得弯曲强度的设计公式m≥[2KT1YFaYSa/(φdz12σF)]1/3确定公式内的各计算数值1）由课本图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE2=380MPa2）由课本图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85KFN2=0.883)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由课本式（10-12）得[σF]1=KFN1σFE1/S=0.85×500/1.4=303.57MPa[σF]2=KFN2σFE2/S=0.88×380/1.4=238.86MPa4)计算载荷系数KK=KA×KV×KFa×KFβ=1×1.07×1×1.28=1.375)取齿形系数。由课本表10-5查得YFa1=2.65YFa2=2.226查取应力校正系数由课本表10-5查得YSa1=1.58YSa2=1.764计算大、小齿轮的YFaYSa/[σF]YFa1YSa1/[σF]1=2.65×1.58/303.57=0.01379YFa2YSa2/[σF]2=2.226×1.764/238.86=0.01644大齿轮的数值大。8)设计计算m≥[2×1.37×1.37×105×0.01644/(1×242)]1/3=2.2mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数m的大小重腰取决于弯曲强度的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.2并就近圆整为 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 值m=2.5mm，按接触强度的的分度圆直径d1=73.187，算出小齿轮的齿数z1=d1/m=73.187/2.5=30大齿轮的齿数z2=3.86×30=116这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径d1=z1m=30×2.5=75mmd2=z1m=116×2.5=290mm（2）计算中心距a=（d1+d2）/2=（75+290）/2=183mm（3）计算齿轮宽度b=φdd1=1×75=75mm取B2=75mm，B1=80mm六、轴的设计计算输出轴的设计计算1、两轴输出轴上的功率P、转数n和转矩TP=2\*ROMANII输=4.67×0.98=4.58kwn2=n1/i=417.39/3.86=108.13r/minT2=397656N·mmP=2\*ROMANI输=4.92×0.98=4.82kwn1=417.39r/minT1=100871N·mm2、求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径为d2=355mmFt2=2T2/d2=2×397656/355=2011NFr2=Ft2tan20°=2011×0.3642=825N因已知低速大齿轮的分度圆直径为d1=84mmFt1=2T1/d1=2×100871/84=2401NFr1=Ft1tan20°=2401×0.3642=729N4、初步确定轴的最小直径先按课本式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取的材料为45钢，调制处理。根据课本表15-3，取A0=112，于是得dmin2=A0（P=2\*ROMANII输/n2）1/3=112×（4.58/108.13）1/3=39.04mmdmin1=A0（P1输/n1）1/3=112×（4.82/417.39）1/3=25.32mm5、联轴器的选择为了使所选输出轴的最小直径与联轴器的孔相适应，故选联轴器的型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT2,查课本表14-1，考虑到转矩变化很小，故取KA=1.3，则Tca=KAT2=1.3×397656=516952.8N·mm按照计算转矩Tca应小于联轴器工程转矩条件，查《机械设计手册》，选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630000N·mm。联轴器的孔径d1=38mm，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=58mm。6、轴承的选择初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求，由轴承产品目录中初步取0基本轴隙组、标准京都记得深沟球轴承213，其尺寸d×D×T=65mm×120mm×23mm。7、轴上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。由课本表6-1查得平键截面b×h=20mm×12mm，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮毂与轴配合为H7/n6；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为12mm×8mm×50mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6.8、确定轴上圆角尺寸参考课本表15-2，取轴端倒角为2×45°。9、求轴上的载荷1轴2轴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。根据课本式（15-5）及上图的数据，以及轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力σca1=[M12+（αT1）2]1/2/W=[81263.382+（0.6×100871）2]1/2/（1×843）=0.29MPaσca2=[M12+（αT2）2]1/2/W=[76462.382+（0.6×397656）2]1/2/33656.9=6.28MPa前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由课本表15-1查得[σ-1]=60MPa。因此σca1＜σca2＜[σ-1]，故安全。七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命16×360×10=576000小时1、计算输入轴承（1）已知nI=417.39r/minn=2\*ROMANII=108.13r/min(2)计算当量载荷P1、P2根据课本P263表（11-9）取fP=1.5根据课本P262（11-6）式得PI=fPxFr1=1.5×(1×1039)=1558.5NP=2\*ROMANII=fPxFr2=1.5×(1×977.5)=1466.25N(3)轴承寿命计算∵深沟球轴承ε=3Lh=106C3/(60nP3)Lh1=106C3/(60nP13)=106×[44.8×106]3/[60×320×(1.5×1558.5)3]=3.67×1014h>57600hLh2=106C3/(60nP23)=106×[44.8×106]3/[60×70.8×(1.5×1466.25)3]=1.99×1015h>57600h∴预期寿命足够八、键联接的选择及校核计算由课本式（6-1）σp=2T×103/（kld）确定上式中各系数T=1\*ROMANI=100.871N·mT=2\*ROMANII=397.656N·mk1=0.5h1=0.5×12mm=6mmk2=0.5h2=0.5×8mm=4mml1=L1-b1=63mm-12mm=51mml2=L2-b2=50mm-12mm=38mmd1=70mmd2=38mmσp1=2T=1\*ROMANI×103/（k1l1d1）=2×74.22×103/（6×51×70）=6.93MPaσp2=2T=2\*ROMANII×103/（k2l2d2）=2×315.51×103/（4×38×38）=109.24MPa由课本表6-2[σp]=100-120所以σp1≤[σp]σp2≤[σp]满足要求九、箱体设计名称符号尺寸（mm）机座壁厚δ9机盖壁厚δ19机座凸缘厚度b13机盖凸缘厚度b113机座底凸缘厚度b222地脚螺钉直径df22地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d116机盖与机座联接螺栓直径d212联轴器螺栓d2的间距l150轴承端盖螺钉直径d38窥视孔盖螺钉直径d46定位销直径d8df，d1,d2至外机壁距离C126,22,16df，d2至凸缘边缘距离C225,15轴承旁凸台半径R124凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面距离l160大齿轮顶圆与内机壁距离△110齿轮端面与内机壁距离△210机盖、机座肋厚m1,m7，7轴承端盖外径D2160，160轴承端盖凸缘厚度t8轴承旁联接螺栓距离s尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D2η总=0.83P工作=5.12KWn滚筒=108.2r/min电动机型号Y132M2-6i总=8.87据手册得i齿轮=3.86i带=2.3nI=960r/minn=2\*ROMANII=417.39r/minn=3\*ROMANIII=108.13r/minP=1\*ROMANI=4.92KWP=2\*ROMANII=4.67KWP=3\*ROMANIII=4.48KWT=1\*ROMANI=112.6N·mT=2\*ROMANII=412.15N·mT=3\*ROMANIII=395.67N·mV=5.24m/sdd2=340mm取标准值dd2=355mmLd=1600mm取a0=500Z=7F0=147N（Fp）min=1968Ni齿=3.86Z1=24Z2=77T1=137041N·mmαHlimZ1=600MpaαHlimZ2=550MpaNL1=9.874×108NL2=2.558×108KHN1=0.96KHN2=0.98[σH]1=576Mpa[σH]2=539Mpad1=71.266mmm=2.5mmYFa1=2.65YSa1=1.58YFa2=2.226YSa2=1.764m≥2.22mmd1=75mmd2=290mma=183mmB2=75mmB1=80mmFt2=2011NFr2=826NFt1=2401NFr1=729Ndmin2=39.04mmdmin1=25.32mm深沟球轴承213，其尺寸d×D×T=65mm×120mm×23mmσca1=0.27MPaσca2=5.96MPa轴承预计寿命576000hfP=1.5PI=1558.5NP=2\*ROMANII=1466.25NLh1=3.67×1014hLh2=1.99×1015hk1=6mmk2=4mml1=51mml2=38mmd1=70mmd2=38mmσp1=6.93MPaσp2=109.24MPa[σp]=100-120