機械設(shè)計課程設(shè)計 計算說明書_哈爾濱理工大學(xué) 自動化專業(yè)

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1、機械設(shè)計課程設(shè)計 計 算 說 明 書 設(shè)計者：xiao sheng 哈爾濱理工大學(xué)榮成校區(qū) 10-1自動化專業(yè) 2012年07月05日 哈爾濱理工大學(xué) 機械動力工程學(xué)院 機械基礎(chǔ)工程系 設(shè) 計 任 務(wù) 書 目 錄 < 一 > 電機的選擇 （1） < 二 > 傳動裝置運動和動力參數(shù)計算 （2） < 三 > V帶傳動設(shè)計 （3） < 四 > 減速器（齒輪）參數(shù)的確定 （4） < 五 >

2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及驗算 （5） < 六 > 高速軸上的軸承壽命校核 （6） < 七 > 告訴軸軸強度計算 （7） < 八 > 聯(lián)軸器的選擇 （8） < 九 > 鍵連接的選擇和計算 （9） 附： 1.主要參考書 2.機體各部分尺寸 3.減速器整體最大幾何尺寸及特性尺寸 課程設(shè)計的主要數(shù)據(jù)： 鼓輪直徑d/mm 250 傳送帶運行速度V/m.s-1 1.2 傳送帶上牽引力F/M 3000 （一） 電

3、機的選擇 1.選擇電機的類型和結(jié)構(gòu)形式，依工作條件的要求，選擇三相異步電機 a． 封閉式結(jié)構(gòu) b. u=380v c. Y型 2.電機容量的選擇 工作機的功率P工作機=F牽*V運輸帶/1000= 3.6 kw V帶效率：0.96 滾動軸承效率：3×0.988（對） 齒輪傳動效率（閉式）：1×0.98（對） 聯(lián)軸器效率：0.99 滾筒效率：0.96 傳輸總效率=0.96×0.9883×0.98×0.99×0.96=0.86 則，電機功率Pd=P工作機 /= 4.175kw 3.電機轉(zhuǎn)速確定 工作機主動軸轉(zhuǎn)速n工作機==9

4、1.72r/min V帶傳動比范圍：2~4， 一級圓柱齒輪減速器傳動比范圍：3~6 , 總傳動比范圍：6~24 ∴電機轉(zhuǎn)速的可選范圍為：550.32r/min ~2201.28 r/min 在此范圍的電機的同步轉(zhuǎn)速有：750 r/min、1000 r/min、1500 r/min 課程設(shè)計指導(dǎo)書67頁Y系列三相異步電機技術(shù)數(shù)據(jù)（JB30 74-82）選 則電機的型號為；Y132S-4 性能如下表： 電機型號 功率 KW 滿載時 額定轉(zhuǎn)矩 質(zhì)量kg 參考價格（1989）元 滿載轉(zhuǎn)速 nr/min 電壓

5、 V 電流 A 功率因數(shù) Y132S-4 5.5 1440 380 11.6 0.84 2.2 68 752 2. 電機主要外形和安裝尺寸： 機座號 機數(shù) A B C D E F G H K L AB AC HD 132S 4 216 140 89 38 80 10 33 132 12 475 280 270 210 315 中心高H 外形尺寸 L×（AC/2+AD）×HD 腳底安裝尺寸 A×B 地腳螺栓孔直徑 K 軸身尺寸 D×E 裝配部位尺寸 F×GD

6、 132 475×（270/2+210）×315 216×140 12 38×80 10× <二> 傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算 所選電機滿載時轉(zhuǎn)速nm=1440 r/min 總傳動比：i總===15.70 （1） 分配傳動比及計算各軸轉(zhuǎn)速 初步選定V帶傳動比為i帶=2.5， 減速器傳動比為i器===6.28 一級圓柱齒輪減速器傳動比i=6.28 則高速軸I軸轉(zhuǎn)速n1==576r/min 則低速軸II軸的轉(zhuǎn)速n2==91.72 r/min 各軸輸入功率，輸出功率 電機輸出功率P=P總×=5.5×0.

7、84=4.62Kw V帶傳動效率=0.96， 軸承傳動效率（對）：0.988， 齒輪傳動效率：0.98 P輸出=P輸入，效率如前所述。 則高速軸I軸的輸入功率PI=4.435 KW，輸出功率PI=4.38KW 則低速軸II軸的輸入功率PII=4.294KW，輸出功率PII=4.243KW （2） 各軸輸入轉(zhuǎn)矩 T=9550 小帶輪輸入轉(zhuǎn)矩Td=9550=30.64N /m I軸輸入轉(zhuǎn)矩TI=9550=73.54 N /m II軸輸入轉(zhuǎn)矩TII=9550= 447.13 N /m （三）V帶傳動設(shè)計 （1） 計算功率Pc,已知

8、電機輸出功率，依教材《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表10-8 ， 取KA=1.2 故Pc=KAP=1.2×4.62KW=5.544kw （2）選擇普通V帶型號 已知Pc，nm，結(jié)合教材《機械設(shè)計基礎(chǔ)》，由圖10-12 普通V帶選 型圖，確定所使用的V帶為A型。 （3）確定大小帶輪基準(zhǔn)直徑d1，d2，由《機械設(shè)計基礎(chǔ)》，由表10-9取 d1=80mm~100mm，帶傳動比iD已知，則d2=iD× d1 =200mm~250mm。 （4） 驗算帶速 =6.0 m/s ~7.5m/s 此處選取小帶輪直徑d1=100mm， 則大

9、帶輪直徑d2=250mm，v=7.5m/s （5）求V帶基準(zhǔn)長度和中心距（L0，a） 初選中心距a0=1.5（d1+d2）=1.5×（100+250）mm=525mm，選a0= 525mm。 帶長L0 =2a0+2 ×525+3.14 ×525/2+(250-100)2 /(4 ×525)=1885mm。 依表10-2，對A型帶選用，Ld=2000mm 則實際中心距a≈a0+=640mm （6）驗算小帶輪包角 179.7 >1200 合格。 （7）求V帶根數(shù)Z 已知n1，d1 ，查圖10-11得，P0=1.5Kw 已知傳動比iD，查表10-5，得△

10、P0=0.17kw 已知，查表10-6，得K=1，查表10-7，得KL=1.03 則V帶根數(shù)Z==3.22， 故取值為4根。 （8）求作用在帶輪上的壓力FQ 由《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表10-1，可知A型帶，每米質(zhì)量q=0.10kg/m 單根V帶的拉力F0=2= +0.10×7.52=144.225N/m 作用在軸上的壓力FQ=2ZF0sin =2×4×144.225×sin=1153.80N/m （9）帶輪的結(jié)構(gòu)和尺寸 V帶型號 基準(zhǔn)下槽寬 基準(zhǔn)上槽寬 槽間距e 第一槽對稱面到端面的距離 基準(zhǔn)寬度 最小輪緣寬 帶

11、輪寬 B A 8.7 2.7 150.3 9 11.0 6 65 查《 機械零件設(shè)計手冊》（冶金工業(yè)出版社）206頁，三角帶輪-表10-9， 得小帶輪內(nèi)徑d1=35mm，采用實心輪 ，大帶輪內(nèi)徑d2=24mm，采用四孔板輪。 <四> 減速器（齒輪）參數(shù)的確定 （1），選擇材料與熱處理方式 . <<機械設(shè)計基礎(chǔ)>> 表6-7得： 小齒輪用：45 鋼，熱處理方法：調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度：260HBW 大齒輪用：45鋼，熱處理方法：正火處理，齒面硬度：180HBW （2），選擇精度等級。 運輸機是一般機械，速度不高

12、，由表6-8得，故選精度等級為8級. （3），按齒面接觸疲勞強度設(shè)計。 本傳動為閉式傳動，軟齒面，因此失效 形式主要為疲勞點蝕，應(yīng)根據(jù)齒面接觸疲勞強度設(shè)計，根據(jù)（6-41）， 1），載荷因數(shù)K。圓周速度不大，精度不高，齒輪關(guān)于軸承對稱布 置，按表6-9，取K=1.5。 2），轉(zhuǎn)矩T1 T1=9.55×106P/n1=9.55×106×4.62×0.96/576=73535N/mm 3), 接觸疲勞強度許用應(yīng)力，據(jù)式（6-42）， 查圖（6-36）得，=540MPa，=380MPa；接觸疲

13、勞壽命 ZN：按一年300個工作日，雙班每天16小時計算， 由公式 N1=60njth=60×576×7×300×16=1.16×109 N2= N1/i=1.16×109/6.28=1.85×108 查圖6-37得， ZN1=1， ZN2=1.12 按一般可靠性，取=1，則有 [H1]===540 MPa， =425.6 MPa 4）,計算小齒輪的分度圓直徑d1.。由表6-11，=0.8，則有 ==62.73mm 故取小齒輪分度圓直徑為65mm。 5），計算圓周速度v V= =m/s=1.96

14、 m/s<5 m/s， 故取8級精度合適。 （4），確定主要參數(shù)。計算主要幾何尺寸。 1），齒數(shù)。取齒數(shù)Z1=16，Z,2= Z1i=16×6.28=100 2），模數(shù)m。 m= d1/Z1=65/16=4.0625，故取模數(shù)m=4 3）分度圓直徑 d1=z1m=16×4=64mm d2=z2m×100×4=400mm 4），中心距a a=（d1+d2）/2=232mm 5),齒寬b 已知=0.8，b= d1=0.8×64=51.2mm 取b2=50mm，b1=b2+5=55mm。 （5）校

15、核彎曲疲勞強度。根據(jù)公式6-44， 1），復(fù)合齒形因數(shù)YFS。由圖6-39得，YFS1=4.56，YFS2=3.95 2), 彎曲疲勞許用應(yīng)力 = 由圖6-40得，彎曲疲勞許用極限應(yīng)力： =390MPa，=310MPa。 由圖6-41得，彎曲疲勞壽命系數(shù)YN。 YN1=1，YN2=1。（N>N0，N0=106） 彎曲疲勞最小安全系數(shù)。按一般可靠性要求，取=1. 計算得彎曲疲勞許用應(yīng)力為 ===390MPa ===310MPa 3），校核計算

16、 =MPa=71.45MPa< =MPa=68.08MPa< 故彎曲疲勞足夠，滿足條件。 （6）齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計與工作圖 Z1=16，Z,2=100 ，模數(shù)m=4， 采用正常齒制：=1，=0.25，我國取法向壓力角 直齒圓柱齒輪幾何尺寸 名稱 計算公式 具體值/mm 齒距p 12.56 齒頂高ha ha= 4 齒根高hf hf 5 齒全高h h= ha+ hf 9 分度圓直徑d d1=m Z1 64 d2=m Z2 400 齒頂圓直徑da da1= 72 da2= 408 齒根圓直徑df df1

17、54 df2 391 中心距a a=（d1+ d2）/2 232 《五》 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計及驗算 <一> （1），高速軸及低速軸的材料選擇 根據(jù)表12-1得， 高速軸的材料為：45鋼，熱處理方法：調(diào)質(zhì)處理， 低速軸的材料為：45鋼，熱處理方法：調(diào)質(zhì)處理。 高速軸的極限強度=650Mpa，低速軸的極限強度=650MPa 根據(jù)表12-6得，兩根軸的許用彎曲應(yīng)力=65MPa ，=110MPa （2），軸頸初估 初選小輪軸頸，根據(jù)扭轉(zhuǎn)強度計算初估軸頸。由表12-5得常數(shù)C=115 小輪軸頸d1=22.6mm。 結(jié)合

18、大帶輪輪轂內(nèi)徑，圓整后暫取d1=24mm。 大輪軸徑d2 =41.43mm。 （3）聯(lián)軸器選擇及確定大輪軸徑。 軸Ⅱ轉(zhuǎn)矩為447.13N/m，轉(zhuǎn)速為91.72r/min, 大輪軸頸初值為41.43mm， 故初定聯(lián)軸器型號為HL3聯(lián)軸器 ，42×112,（摘自GB5014-85） 結(jié)合聯(lián)軸器內(nèi)徑，圓整后暫取d2=42mm。 <二> （1）齒輪上作用力的計算.(軸Ⅱ) 齒輪上的轉(zhuǎn)矩T=447.13 N /m 齒輪上作用力： 圓周力Ft=2T/d2=2×447.13×1000/400=223

19、5.65N/mm 徑向力Fr=Ft.tan=813.7N/m (2)，低速軸的徑向尺寸設(shè)計 1），確定軸上零件的位置和固定方式。單級齒輪減速器，將齒輪布 置在箱體內(nèi)壁中央，軸承對稱布置在齒輪兩側(cè)，軸的外伸端安裝聯(lián)軸 器。 齒輪靠軸環(huán)和套筒實現(xiàn)定位，靠平鍵和過盈配合實現(xiàn)周向定向；兩 端軸承靠套筒實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)軸向定位；軸通過兩端 軸承蓋實現(xiàn)軸向定位；聯(lián)軸器靠軸肩、平鍵和過盈配合實現(xiàn)軸向定位 和軸向定位。 2），確定各段軸頸。將估算大輪軸頸作為外伸直徑d1=42mm，與聯(lián) 軸器相配；

20、考慮到聯(lián)軸器用軸肩來實現(xiàn)定位，取第二段直徑為 d2=45mm。齒輪和聯(lián)軸器從右端裝入?？紤]拆裝方便及零件固定的要 求，裝軸承的處的軸頸d3應(yīng)大于d2，考慮到滾動軸承直徑系列，取 d3=50mm，為便于齒輪拆裝，與齒輪配合處軸頸d4應(yīng)大于d3，故取 d4=52mm。齒輪左端用套筒固定，左端用軸環(huán)定位，軸環(huán)直徑d5滿 足齒輪定位的同時，還應(yīng)滿足左側(cè)軸承的安裝要求，根據(jù)選定的軸承 型號確定。右端軸承與左端軸承相同，取d6=50mm。 3），選定軸承型號。選定軸承為深溝球軸承，代號為16009。查手冊 的，軸承寬為B=10mm，安裝尺寸為d按=50m

21、m，故軸環(huán)直徑為50mm。 4）。低速軸結(jié)構(gòu)草圖。 <三>， （1），齒輪上作用力的計算。（軸Ⅰ） 齒輪上的轉(zhuǎn)矩T=73.54N/m， 齒輪上作用力： 圓周力Ft=2T/d1=2×73.54×1000/64=2298N/mm 徑向力Fr=Ft.tan=836.45N/m （2），高速軸的徑向尺寸設(shè)計。 齒輪同樣布置在中央，軸承對稱分布在，齒輪兩側(cè)，軸向外伸裝配大 皮帶輪。 齒輪靠軸環(huán)和套筒實現(xiàn)定位，靠平鍵和過盈配合實現(xiàn)周向定向；兩 端軸承靠套筒實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)軸向定位；軸通過兩端

22、 軸承蓋實現(xiàn)軸向定位；大皮帶輪靠平鍵、軸肩和過盈配合實現(xiàn)軸向定 位。 （3），軸上各段尺寸的確定。 大帶輪輪寬為65mm，內(nèi)徑為24mm，大帶輪與軸相配合,靠花鍵來實 現(xiàn)徑向轉(zhuǎn)動，通過軸肩實現(xiàn)帶輪的軸向定位。要便于拆卸軸承和齒輪 齒輪，d2

23、度校核。 1，徑向力計算： 已知軸的各部分尺寸，帶輪的壓軸力，齒輪的受力。 大帶輪傳遞的轉(zhuǎn)矩為M=73540N/mm 圓周力Ft=2T/d1=2×73.54×1000/64=2298N 徑向力Fr=Ft.tan=836.45N 直齒輪的軸向力為0。 高速軸軸強度計算 已知軸的各部分尺寸，帶輪的壓軸力，齒輪的受力。 2，垂直面的支撐反力,，F(xiàn)RC=FRa=N=418.27N 水平面的支撐反力，F(xiàn)tc=Fta==1149N 垂直面的彎矩為MaV=L. FRc=418.72×39=16330.08N/mm。 水平面的彎矩為MaH=L.

24、Ftc=1149×39=44811N/mm。 3, 由圖可知，合成彎矩按最不利的情況，即帶輪壓軸力與齒輪受力共 面，則，Ma==47693.8N/mm 4， 求軸傳遞的轉(zhuǎn)矩： T=Ft2298×32N/mm=73540 N/mm 5， 求危險截面當(dāng)量彎矩 ==0.59 Me==64476.9N/mm 6， 計算危險截面處的直徑 d=21.5mm 若考慮到鍵對軸的消弱，將d增加5﹪， 故危險軸段直徑：=22.56mm,圓整后取23mm 〈結(jié)構(gòu)設(shè)計尺寸=40mm，合格〉 《五》，高速軸上的軸承壽命校核 根據(jù) 《課程

25、設(shè)計指導(dǎo)書》選出軸承牌號 高速軸承的主要參數(shù) 軸承代號 軸承內(nèi)經(jīng) mm 軸承外徑 mm 軸承寬度 mm 基本額定動載荷Cr 基本額定負荷C0r 16007 40 62 9 8.98 6.52 低速軸承的主要參數(shù) 軸承代號 軸承內(nèi)經(jīng) mm 軸承外徑 mm 軸承寬度 mm 基本額定動載荷Cr 基本額定負荷C0r 16009 45 75 10 9.90 7.95 根據(jù)軸的受力情況可知，高速軸上靠近帶輪一側(cè)的軸承所受的徑向力最 大，故為最危險軸承。 1，滾動軸承的壽命計算 高速

26、軸軸承所選型號為16007，轉(zhuǎn)速為576 r/min,兩軸只承受純徑向載 荷，F(xiàn)r=836.45N/m=418.225 N/m.,因為軸承只承受徑向載荷，故當(dāng)量 載荷P=Fr=418.225 N/m。 由表13-13得，溫度系數(shù)ft=1，由表13-12得 ，載荷系數(shù)ft=1.6， C=25.8N/m ,P=。為壽命指數(shù)，球軸承=3. 設(shè)計要求壽命：Lh= 7×300×16=33600h ， Lh= ==69930小時>Lh， 滿足要求。 《六》聯(lián)軸器的選擇 根據(jù)軸孔直徑d2=42mm。 輸出轉(zhuǎn)矩T=447.13 N /m 依據(jù)《課程

27、設(shè)計指導(dǎo)書》，選定聯(lián)軸器型號：HL3聯(lián)軸器 公稱轉(zhuǎn)矩Tn/N.m-1 許用轉(zhuǎn)數(shù) n D D1 D2 轉(zhuǎn)動慣量 Kg.m2 質(zhì)量 Kg 630 5000 160 75 125 0.6 8 《七》 鍵連接的選擇和計算 本設(shè)計減速器共需鍵4個 1， 大皮帶輪與高速軸連接段直徑為=24mm， 查表得選擇普通平鍵為：h=7mm，b=8mm， 根據(jù)對應(yīng)軸段長度，確定鍵長為55mm 2，高速軸上鍵安裝軸段直徑為：=40mm， 查表選擇普通圓頭平鍵為：h=8mm，b=12mm 根據(jù)對應(yīng)軸段長度，確定鍵

28、長L=45mm 3，齒輪軸上所需鍵安裝軸段直徑為：=55mm， 查表選擇普通圓頭平鍵為：h=10mm，b=16mm， 根據(jù)對應(yīng)軸段長度，確定鍵長L=50mm 4，大軸上聯(lián)軸器所需鍵安裝段直徑：=42mm， 查表選擇普通圓頭平鍵為：h=8mm，b=12mm， 根據(jù)對應(yīng)軸段長度，確定鍵長L=75mm 參考文獻： 1，哈爾濱理工大學(xué)機械基礎(chǔ)工程系編制，機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計指導(dǎo)書，2009年； 2，機械零件設(shè)計手冊，冶金工業(yè)出版社，1974年版 3，工程力學(xué)，機械工業(yè)出版社，2007年版 4，機械制圖，高等教育出版社，2008年版 附

29、 表 1 機 體 各 部 分 尺 寸 名稱 符號 尺寸 機座壁厚 δ 10 機蓋壁厚 δ1 8 機座凸緣厚度 b 15 機蓋凸緣厚度 b1 12 機座底凸緣厚度 b2 25 地腳螺釘直徑 df 20.35 地腳螺釘數(shù)目 n 4 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 d1 15.26 蓋與座聯(lián)接螺栓直徑 d2 10.18 連接螺栓d2的間距 l 150 軸承端蓋螺釘直徑 d3 10.18 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 8.14 定位銷直徑 d 8.14 df,d1,d2至外機壁距離 c1 22 df,d2至土元邊緣距離 c2 20 軸承旁凸臺半徑 R1 20 凸臺高度 h 150 外機壁與軸承座端面距離 l1 48 大齒輪端面圓與內(nèi)機壁距離 △1 130 齒輪端面與內(nèi)機壁距離 △2 15 機蓋，機座筋厚 m1,m 8 軸承端蓋外徑 D1 40 D2 50 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 s 50 附 表 2 減 速 器 整 體 最 大 幾 何 尺寸及特性尺寸 長度方向最大尺寸 寬度方向最大尺寸 高度方向最大尺寸 特性尺寸