机械设计说明书

机械 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 课程设计计算说明 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:V带——单级斜齿圆柱齿轮减速器 机电 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 系机设三班 设计者:丁飞 学 号:1053100318 指导教师:柏子刚 0 目录 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…………….………………………………. 二、电动机的选择……………………………………….……. 三、计算总传动比及分配各级的传动比……………….……. 四、带轮传动的设计计算………………………….……......... 五、齿轮传动的设计计算………………………………….…. 六、轴的设计计算…………………………………………..... 七、滚动轴承的选择及校核计算………………………….… 八、键联接的选择及计算………..…………………………… 九、联轴器的选择…………………………………………..... 1 一、 传动方案拟定(设计课题) 1. 工作条件:俩班制，连续单向运转，在和较平稳，室内工作，有灰尘， 环境最高温度35C 2. 使用折旧期:8年 3. 检修间隔:四年一次大修，俩年一次中修，半年一次小修; 4. 动力来源:电力，三相交流电，电压380/220V 5. 运输带速度容许误差:5% 6. 制造条件批量生产:一般机械厂制造，小批量生产 题号 1 参数 运输带工作拉力(kN) 4800N 运输带工作速度(m/s) 1.25m/s 卷筒直径(mm) 350mm 二、电动机的选择 选择V带传动和单级圆柱斜齿轮减速器。 , 传动装置的总效率 a 2232 η=ηηηηηη,0.95×××0.97×0.96,0.85 0.980.95123456 ,为V带的效率,η为圆柱齿轮的效率， 21 η为联轴器的效率，,为球轴承的效率， 34 ,为圆锥滚子轴承的效率，η为卷筒的传动效率。 65 电动机所需工作功率为: P,P/η,4800×1025/0.835,7.05kW, 执行机构的曲柄转速为n1000，60v,=68.24r/min， ,D 经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i,2,4，单级圆柱斜齿轮减速器传动比i,3~6， 630~2520r/min。则总传动比合理范围为i,6,24，电动机转速的可选范围为n,i×n,(6~24)×68.24,409.44-1637.76r/min 2 电机满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min n,m 电动机额定电动机转速 r型号 功率 min P 同步满载ed kw 转速 转速 Y112M-4 7.5 1500 1440 三、确定传动装置的总传动比和分配传动比 1) 总传动比 由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比 i为,n/n,1440/68.24,21 a (2) 分配传动装置传动比 iii,× a0 i,i式中分别为带传动和减速器的传动比。 01 ii为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取,6，则减速器传动比为,i/i0a0 ,21/6,3.5 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速 n=n满 =1420(r/min) 0 n=n0/i带=1420/3.5=405(r/min) I n=n/i=405/6=67.5(r/min) 齿III n=n=67.5 (r/min) IIIII (2) 各轴输入功率 Pp,,×,8.2x0.95,6.69kW ?d1 Pp, ,×η×,7.79×0.99×0.97,6.40Kw 2??3 PP卷= ×PIV=7.48×0.99×0.96×0.97=6.9kw ? 则各轴的输出功率: ,PP,×0.98=7.72kW ?? ,PP,×0.98=7.4kW ?? P卷=P×0.99=6.84kw III T0=9550P0/n0=9550×7.05/1420=44.88N?m 3 T=9550P/n=9550×6.69/360 III =170.37N?m T=9550P/nIIIIII =9550×6.4/60 =977.92N?m T =9550P/nIIIIIIIII =9550×5.84/60 =892.35N?m 1.1带轮传动的设计计算 (1)选择普通V带截型 由表3-5得:k=1.2 A P=KP=1.2×7.5=9KW caA 由图3-12得:选用 B型 V带 (2)确定带轮基准直径，并验算带速 由表3-2和表3-9取主动轮基准直径为d1=224mm 从动轮基准直径d2= id=4×224=896mm d1 取d=900mm d2 带速V:V=πdn/60×1000 d11 =π×224×4500/60×1000 =17.58m/s 在5~25m/s范围内，带速合适。 (3)确定带长和中心矩 0. 7(d+d)?a?2(d+d) d1d20d1d2 所以有:784?a?2240 0 初步确定a =2000mm 0 由 L=2a+π(d+d)/2+(d-d)/4a得: 00d1d2d2d10 L=2×2000+π/2+(224+896)= 5121mm 0 由表3-7确定基准长度Ld=5000mm 计算实际中心距 a?a+L-L/2=2000+(5200-5121.57 )/2 0d0 =2039.715mm (4) 验算小带轮包角 00α=180-(d-d/a×57.3 )1d2d1 00 =180-(896-224)/2039.715×57.3 4 00 =161.12>120(适用) (5)确定带的根数 查表3-3a和表3-4b得 P1=7.2kw ?P=0.51kw 0 查表3-6得Kα=0.93 查表3-7得K=0.96 L 由Z=P/[p]=KAP/(P+?P)KαK得: ca11L =9/(7.2+0.51) ×0.91×0.9 =1.42取Z=2 (6) 计算张紧力F 0 -1查得q=0.07kg/m，则: 由表3 2F=500P/(ZV)(2.5/Kα-1)+qV 0ca =241.73N 则作用在轴承的压轴力F: Q F=2ZFsinα/2=1564N Q01 带轮主要参数 小轮直径大轮直径 基准长度V带型号 (mm) (mm) 中心距a(mm) (mm) 带的根数z 224 900 2039 5200 B 2 五、齿轮传动的设计计算 (1)选择齿轮材料及精度等级 参考表6-2初选材料。小齿轮选用40cr调制钢,调质;齿面硬度为241~286HBW。大齿轮选用45钢，正火，齿面硬度217~255HBW;根据小齿轮齿面硬度236HBW和大齿轮齿面硬度190HBW,按图6-6MQ线查得齿面接触疲劳极应力为:限 σ=620MPaσ=550 Mpa Hlim1 Hlim2 按图3-7MQ线查得轮齿弯曲度疲劳极限应力为:σ=260Mpa EF1 σ=230 Mpa EF2 按图6-8a查得接触寿命系数Z= Z=0.8 N1N2 按图6-8b查得弯曲寿命系数YN1=YN2=0.95 循环次数 8N1=60rn1tn=60×1×375×(16×260×8)=8.4×10 N2= 60rn2tn 8=60×1×62.5×(16×260×8)=1.24×10 5 查表6-3，取最小安全系数SHmin=1.2SFmin=1.5 [σ]=(/SH)Z=(620/1.2)×0.8=413.33 MPa H1Hlim1N1 [σ]=(/SH) Z=(550/1.2) ×0.8 H2 Hlim1N2 =366.66MPa [σF1 ]=(σ/SF) Y=(260/ 1.5) EF1N1 × 0.9 5 = 329.33MPa [σF2 ] =(σ/SF) Y =(230 / 1.5 ) EF2N2 × 0.95 = 291.33 MPa (2) 按齿面接触疲劳强度设计 2 1/3由d?[(2KT1/φ)(u+1/u)(ZHZEZβ /σ) ]1dH 确定有关参数如下 可用齿数比: u= Z/ Z= n/ n=360/60=6 21I2 根据齿轮为软齿面和齿轮在两轴承间为对称布置 由表取φ=1.3 d 1) 转矩T1 T=9550P/ n=9550×6.69/375 1I =170.372N?m 2) 载荷系数k 由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在两轴 承间对称布置。查表可得，K=1.3 3)查图，查表可得 (6-8) 初取β=15?C ZH=2.43 ZE=188.9 ZH=2.49 2 1/3d?[(2KT1/φ)(u+1/u)(ZHZEZβ /σ) ] 1dH 2 1/3=[(2×1.3×170.372 / 1.3) (6 + 1 / 6 ) ( 2.49×188.9/700 ) ] =63.5mm (3) 确定齿轮传动主要参数及几何尺寸 中心距a=(1+u)d1/2=(6+1)× 63.5/2 =222.25mm 取a=225mm 由经验公式m=(0.007~0.02)a=1.57~4.5 取 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 m=3 Z1 =2a/m(1+u)=2×225/7=21.42 取Z1=25 6 则Z2=u Z1=150 反算中心距 a=m/2(Z1+ Z2) cosβ=3/2(25+150) =262.5mm符合要求 实际传动比u0= Z2/Z1=150/25=6 传动比误差 (u-u)/u=0 0 螺旋角β= arccos m(Z，Z)/2a 12 = arccos 3×(25，150)/(2×262.5) =10.863? 在8?~15?内，合适 确定有关参数和系数 分度圆直径:d=mZ /cosβ=3×25 / cos10.863? 11 =76mm d= m Z / cosβ=3×104/cos10. 863?=458mm 22 齿顶高 ha=h*am=1×3=3mm 齿根高 hf=(h*a+c*) =(1+0.25)×3=3.75mm 齿全高 h= ha+ hf=(2×1+0.25×3=6.75mm 齿顶圆直径da1=d1+2ha =76+2×3=82mm da2=d2+2ha =458+2×3=464mm 齿根圆直径df1=d1-2hf =76-2×3.75=68.5mm df2=d2-2hf =458-2×3.75=450.5mm 中心距 a=m/2(Z1+Z2)cosβ=3/2(25+150) =262.5 齿宽:b=φd=1.2×56mm=67.2mm d1 取b1=99mm b= b1-(5~10)mm=90mm 2 齿厚s=2/1p=4.71 (4)计算齿轮的圆周速度V V=πdn/60×1000=3.14×76×375/60×1000=1.49m/s 11 查表6-9应选择9级精度，但为了满足各种要求选取7级 根据课本表7-16得，:YF1=4.31 YF2=3.97 σ=KFt YF1 Yβ/ dm F1 =1.3×2T1/d/d×3 =230.7MPa<[σF1]1 7 σ= KFt YF2 Yβ/dm F2 =1.3×2T1/d/d×3=38.84<[σF] 2 齿根弯曲强度足够 M(模数) Β(螺旋角) d分度圆直径 d分度圆直径 a(中心距) 12 3 10.863? 76mm 458mm 262.5mm 六、轴的设计计算 ?. 求输出轴上的功率P，转速n，转矩T111 P=2.93KW n=626.9r/min 11 T=43.77kn(m 1 初步确定轴的最小直径 先按课本初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取A=126-103 1/3 1/3 d d?C(P/n)=126-103(6.69 /360)=17.7-27.28mm II1= 1/3 1/3 d d?C(P/n)=126-103(6.4/60)=59.7-48.8mm II2= 有键槽增大5% d=30mm d =50mm 12 确定轴各段直径和长度 初选用7206C型角接触球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm。 要安装挡油盘所以取 d=30mm L=40mm。由于该处是齿轮轴处齿轮的长度为11 L=69，所以d= d =36mm L=L=16mm 2323 安装轴承和挡油盘所以取d=30mm;L=26mm 44d=26mm; L=55mm 55 由前面计算得d=22mm。取L=40mm 66 2.计算各轴扭矩 8 (3)按弯矩复合强度计算 1)主动轴的强度校核 3/76=4670.26N 圆周力Ft=2T1/d1=2×170.37×10 径向力Fr= Fttanα/cosβ 0=4670.26×tan20/cos10.863?==1661.7N 0轴向力Fa=Fttanβ=4670.26×tan10.863=860.36N 2)计算轴承支反力图1(2) 1(4) 水平面 RAH=(FQ×100+Fa×d1/2-Fr×69)/69+69 =(1564×100+860.36×76/2-1661.7×69)/138 =539.39N RBH=FQ+Fr+FAN =957.2+1161.7+539.39 =2658.31N 垂直面RAV=RBV=Fr/2=4670.26/2=2241.7N (1) 绘制水平面弯矩图(如图1(3))和垂直面弯矩图(如图1(5)) 小齿轮中间断面左侧水平弯矩为 4 M=R×69=2.413×10N?mmCHLAH 小齿轮中间断面右侧水平弯矩为 M= R×69-Fa×d1/2 CHRAH 3=539.39×69-860.36×38= 4.5×10N?mm 右轴颈中间断面处水平弯矩为 5MBH=FQ×100=1564×100=1.564×10N?mm 小齿轮中间断面处的垂直弯矩为 MCV=RAV×67.5=2241.7×69 9 5=1.55×10N?mm (2) 按下式合成弯矩图(如图1(6)) 22 1/2 M=( MH + MV ) 小齿轮中间断面左侧弯矩为 22 1/2MCL= ( MCHL + MCV ) 521/2 3 2=[(2.413×10) + (1.55×10)] 5=1.6×10N?mm 小齿轮中间断面右侧弯矩为 22 1/2MCR= ( MCHR + MCV ) 3 2521/2 =[(4.5×10) + (1.55×10)] 5=1.55×10 N?mm (3)画出轴的转矩T图 1(7) T=177470Nmm (4) 按下式求当量弯矩并画当量弯矩图1(8) 22 1/2Me= ( MH+(,T )) 这里 ，取,=0.6， 5,T=0.6×177470=1.6×10 N?mm 由图1(1)可知，在小齿轮中间断面右侧和右侧轴弱中间断面处的 最大当量弯矩分别为 22 1/25 2521/2MC=(MCR+(,T ))=[(1.55×10) + (1.06×10)]=1.88× 5 10 N?mm 22 1/24 2521/2MB=(MBH+(,T ))=[(1.564×10) + (1.06×10)]=1.07× 5 10 N?mm (5)校核轴的强度 取B和C两截面作为危险截面B截面处的强度条 件: 353 σ=MB/W=MB/0.1d=1.07×10/0.1×40 =16.7<[σ] -1 C截面处的强度条件: 3 σ=MC/W=MC/0.1d 53 =1.88×10/0.1×68.5 =5.849,,,<[σ] -1 结论:按弯扭合成强度校核小齿轮轴的强度足够安全 10 BH FQ RC , Fr B ,, ,Fa RBV T Ft ,,, 1(1) Fa RAH Q F Fr RBH 1(2) 4 1.136×10 42.413×10 51.564×10 1(3) Ft AV RBV R1(4) 5 1.55×10 1(5) 11 51.56×10 51.6×10 5 1.55×10 1(6) 177000 T aT 51.06×10 1(7) 5 1.07×10 51.88×10 51.6×10 51.06×10 1(8) 七、从动轴的设计计算 确定轴的各段直径和长度 初选用7209C型角接触球轴承，其内径为50mm,宽度为19mm。 d=50mm 由于要安装挡油盘所以取 L=48mm。 11d= 68m L=8mm ;d=55mm，L=54mm 2233安装轴承和挡油盘所以取d=60mm;59mm 4 d=64mm L=66mm 55 由前面计算得d=64mm。取L=39mm 66 1选择轴的材料，确定许用应力 12 由于设计的是单级减速器的输出轴，属于一般轴的设计问题，选用 45#调质钢，硬度217~255HBS， [σ]=60Mpa -1各参数如下表 Ft(圆周力) Fr径向力 Fa轴向力 4448.3N 1635.4N 853.6N ,chl(左侧) ,chr(右侧) σ 41000,,, 15000,,, 0.63,,, ,(转矩) ,T(当量弯矩) MC(弯矩) 51.018666 6.13×106 6.11×10 6N?mm N?mm ×10 N?mm 八、滚动轴承的选择及校核计算 根据根据条件，轴承预计寿命8年，要求一天工作16小时，一年工 作日为260天，得 16×260×8=33280小时 1、由上面的设计，初选轴承的内径 小齿轮轴的轴承内径d1=30mm 大齿轮轴的轴承内径d2=50mm 由于轴承要承受径向和轴向的载荷，故选择角接触球轴承 查手册， 小齿轮轴上的轴承选择型号为7206AC 大齿轮轴上的轴承选择型号为7010AC 7206,,型号的轴承的主要参数: ,,,,,, ,,,21.3,, ,,,,13.7,, ,,,,,, ,,,,,, 13 ,010,,型号轴承的主要参数: ,,50,, ,,,23.6,, ,,,,20.1,, ,,80,, ,,16,, ,小齿轮轴的轴承 (1)计算轴承的轴向载荷和径向载荷 小齿轮轴的轴向力Fa1=860.361N A端轴承所受的径向力 22 1/2 2 2 1/2 FRA=(RAH+RAV)=((539.39)+(2241.7)) =2305N B端轴承所受的径向力 22 1/2 2 2 1/2 FRB=(RBH+RBV)=((2658.31)+(2241.7)) =3477.3N 两轴承的派生轴向力查表9-8，得 F=0.68F SR 则F=0.68F=1567.8N SARA 则F=0.68F =2364.5N SBRB 由于F水平向右F水平向左 Fa1水平向右 SASB 有F + Fa1=1567.8+860.36=2428.1 SA 因而轴有向左移动的趋势，即轴承B被压紧，轴承A被放松 FAa=Fa+FSB=-860.36+2364.5=1504.1N FAb=FSB=2364.5N (2)计算当量动载荷 FAa/FRA=1504.1/2305.6=0.65 FAb/FRB=1384.19/2035.57=0.68 查手册，得 X=1 Y=0.87 P= (0.4F+0.87F) 1RaAa = (1×2305.6+0.85×1504.1) =3614.167N P=F= 3477.3N P >P所以只需校核轴承1的寿命 2 RB21 (3)轴承寿命计算 0由于有轻微冲击，故由表9-6，取fp=1.1工作温度低于100C，查表9-5，得fT=1.0轴承1的寿命为 14 6L=10/60n(fC/fpP)ε Ht 63=10/(60×360)×(21300/1.1×3614.2) =71199h>20800h ?预期寿命足够 2、计算从动轴承 (1)计算轴的轴向载荷和径向载荷 大齿轮轴的轴向载荷Fa2=853.6N A端所承受的径向力 22 1/2 2 2 1/2 FRA=(RAH+RAV)=((598.7)+(817.7)) =1013.4N B端轴承所受的径向力 22 1/2 2 2 1/2 FRB=(RBH+RBV)=((2234)+(817.7)) =2378.8N 两轴承的派生轴向力查表9-8，得 F=0.68F SR 则F=0.68F=689.112N SARA 则F=0.68F =1617.51N SBRB 由于F水平向右F水平向左 Fa2水平向右 SASB 有F + Fa2 SA =689.112+853.6=1542.7N0.68 FAb/FRB=1525.78/2243.79=0.68 查手册，9-7得 X=0.41 Y=0.87 P= (0.4F+0.87F) 1RaAa = (0.41×1013.4+0.87×763.9) =1080N P=F= 2378.7N P >P所以只需校核轴承2的寿命 2 RB21 (3)轴承寿命计算 0由于有轻微冲击，故由表9-6，取fp=1.0工作温度低于100C，查表 9-5，得fT=1.0轴承2的寿命为 15 6L=10/60n(fC/fpP)ε Ht 63=10/(60×60)×(23600/1.1×1080) =217720h>20800h ?此轴承合格 键联接的选择及校核计算 1、主动轴考虑到键在轴中部安装，故选平键8x7 L=40mm,h=7mm,t=4mm,k=h-t=3mm,T=170.37 选择45钢，许用挤压应力 [σ]p=100MPa σ3×40 =2T/dkl=2×170.37/30×p =94.8Mpa<[σ](100Mpa) R 则强度足够，合格 2、从动轴外伸端d=50mm,考虑到键在轴中部安装，故选键16X10 ,b=16mm, L=48mm,h=10mm,t=4.3mm,k=h-t=7mm,T=977.92 选择45钢，许用挤压应力[σ]p=100MPa σ=2T/dkl=2×977.92/50×7×48 p =97.68Mpa<[σ](100Mpa) R 则强度足够，合格 九、联轴器的选择 由于减速器载荷平稳速度不高k=1.3 Tc=9550xkp/n=9550x1.3x7.4/68.24=1346.3N/m 选用LT10 Tn=2000N/m Tn>Tc选Y型轴孔长度L=142mm 谢词 经过两周紧张的课程设计，终于体会到了什么叫设计。原来设计并非自己想的那么简单、随便，比如说，设计减速器时，里面的每一个零件几乎都有其国家标准，我们设计时必需得按标准进行设计，最后才能符合要求。我觉得从事设计工作的人一定得要有很好的耐性，并且要有足够的细心，因为设计过程中我们要对数据不断的计算，对图形不断的修改，这需要耐心。因此，我觉得我们有必要从现在就开始培养这样一种耐心的工作态度，细心的工作作风，以便以后更快的进入到工作中，避免不必要的错误。 16 我觉得，虽然这次设计出的结果与自己所想的有一定差距，但我想至少是自己动手了，并且通过这次设计，使自己更明白自己在这方面的欠缺和不足之处，懂得要从头到尾自己设计出一样东西是多么的不容易。因此，我想在剩下的一年半时间里，我会针对自己专业方面欠缺知识进行提高，拓宽。我想不管谁找出了自己的弱点，一定要努力的去改进、提高它，这样自己才会不断的进步，虽然“人无完人”，但我想我们不断的改进、提升自己，最后会使自己成为比现在的自己更强，更优秀的人的。我想这是我这次课程设计的最大收获。 17