王碩機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)專業(yè)課程設(shè)計(jì)

機(jī)械設(shè)計(jì)基本課程設(shè)計(jì)闡明書學(xué)院：食品工程學(xué)院班級(jí)：能源本1402姓名：王碩學(xué)號(hào)：2901242指引教師：鄒欣華目錄1設(shè)計(jì)題目 11.1工作條件 11.2技術(shù)數(shù)據(jù) 12、電動(dòng)機(jī)選取計(jì)算 12.1選取電動(dòng)機(jī)系列 12.2滾筒轉(zhuǎn)動(dòng)所需要有效功率 12.3選取電動(dòng)機(jī) 23、傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 23.1傳動(dòng)比分派 23.2各軸功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩計(jì)算 34、傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)計(jì)算 34.1選取V帶型號(hào) 34.2驗(yàn)算帶速 44.3擬定大帶輪原則直徑 44.4擬定中心距a和帶長Ld 44.5驗(yàn)算小輪包角α1 44.6計(jì)算帶根數(shù) 44.7計(jì)算作用在軸上載荷Fr和初拉力F0 44.8V帶傳動(dòng)參數(shù) 55、減速器內(nèi)傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)計(jì)算 55.1選取材料 55.2計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 55.3計(jì)算許用接觸應(yīng)力 55.4按齒面接觸強(qiáng)度擬定中心距 55.5驗(yàn)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度 65.6驗(yàn)算齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 75.7齒輪重要幾何參數(shù) 86、軸設(shè)計(jì)計(jì)算 86.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算 86.2低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算及聯(lián)軸器選取 97、低速軸強(qiáng)度校核 108、滾動(dòng)軸承選取及其壽命驗(yàn)算 128.1低速軸軸承選取 128.2低速軸承壽命計(jì)算 129、鍵聯(lián)接選取和校核 129.1低速軸 129.2高速軸 1310、減速器潤滑及密封形式選取 1310.1潤滑方式選取 1310.2油杯選取 1310.3密封圈選取 1310.4通氣器選取 1411、參照文獻(xiàn) 141、設(shè)計(jì)題目膠帶輸送機(jī)傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)1.1工作條件工作年限工作班制工作環(huán)境載荷性質(zhì)生產(chǎn)批量82清潔平穩(wěn)小批1.2技術(shù)數(shù)據(jù)題號(hào)滾筒圓周力F(N)帶速v(m/s)滾筒直徑D(mm)滾筒長度L(mm)ZDD-812002.14006002、電動(dòng)機(jī)選取計(jì)算2.1選取電動(dòng)機(jī)系列依照工作規(guī)定及工作條件應(yīng)選用三相異步電動(dòng)機(jī)，封閉式構(gòu)造，電壓380伏，Y系列電動(dòng)機(jī)2.2滾筒轉(zhuǎn)動(dòng)所需要有效功率依照表2-11-1擬定各某些效率:V帶傳動(dòng)效率η1=0.95一對(duì)滾動(dòng)球軸承效率η2=0.99閉式8級(jí)精度齒輪傳動(dòng)效率η3=0.97彈性聯(lián)軸器效率η=4\*Arabic4=0.99滑動(dòng)軸承傳動(dòng)效率η5＝0.97傳動(dòng)滾筒效率η6=0.96則總傳動(dòng)總效率η=η1*η2*η2*η3*η4*η5*η6=0.95×0.99×0.99×0.97×0.99×0.97×0.96=0.8326 滾筒轉(zhuǎn)速所需電動(dòng)機(jī)功率2.3選取電動(dòng)機(jī)查表2-19-1可知可選Y112M-4或Y132M1-6，比較傳動(dòng)比及電動(dòng)機(jī)其她數(shù)據(jù)，電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)方案號(hào)電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率(kW)同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)總傳動(dòng)比1Y112M-44.01500144014.362Y132M1-64.010009609.57比較兩種方案，為使傳動(dòng)裝置構(gòu)造緊湊，決定選用方案2同步，由表2.9-1，2.9-2查得：電動(dòng)機(jī)性能參數(shù)電動(dòng)機(jī)額定功率/kW4.0電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)960堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩2.0電動(dòng)機(jī)軸伸直徑D/mm38電動(dòng)機(jī)軸伸長度E/mm80電動(dòng)機(jī)中心高H/mm1323、傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算3.1傳動(dòng)比分派總傳動(dòng)比依照表2-2-1，初定V帶傳動(dòng)i12=2.5，則齒輪傳動(dòng)傳動(dòng)比為：i23=i/i12=9.57/2.5=3.83此分派傳動(dòng)比只是初步，實(shí)際要在傳動(dòng)零件和尺寸確定后才干擬定,并且容許有（3-5%）誤差。3.2各軸功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩計(jì)算1軸：（電動(dòng)機(jī)軸）p1=pr=3.027kwn1=960r/minT1=9.55*p1/n1=9.55*3.027*1000/960=30.11Nm2軸：（減速器高速軸）P2=p1*η12=p1*η1=3.027*0.95=2.876kwn2=n1/i12=960/2.5=384r/minT2=9.55*p2/n2=9.55*2.876*1000/384=71.52Nm3軸：（減速器低速軸）P3=p2*η23=p2*η2*η3=2.876*0.99*0.97=2.762kwn3=n2/i23=384/3.83=100r/minT3=9.55*p3/n3=9.55*2.762*1000/100=263.77Nm4軸：（即傳動(dòng)滾筒軸）P4=p3*η34=p3*η2*η4=2.762*0.99*0.99=2.707kwn4=n3/i34=100/1=100r/minT4=9.55*p4/n4=9.55*2.707*1000/100=258.52Nm各軸運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)軸序號(hào)功率P(kw)轉(zhuǎn)速n(r/min)轉(zhuǎn)矩(N.m)傳動(dòng)形式傳動(dòng)比效率η13.02796030.11帶傳動(dòng)2.50.9522.87638471.52齒輪傳動(dòng)3.830.9732.762100264.33聯(lián)軸器10.9942.707100258.524、傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)計(jì)算4.1選取V帶型號(hào)由于小輪轉(zhuǎn)速是960r/min，班制是2年，載荷平穩(wěn)取Ka=1.1;Pc=Ka*P1=1.1*3.027=3.330kw查課本圖10-8，可得選用A型號(hào)帶，ddmin=75mm查課本表10-4取原則直徑即dd1=100mm4.2驗(yàn)算帶速v=*dd1*n1/60*1000=5.03m/s；滿足5m/s<=v<=25m/s；4.3擬定大帶輪原則直徑dd2=i12*dd1=2.5*100=250mm取dd2=250mm，實(shí)際傳動(dòng)比i實(shí)=dd2/dd1=2.5百分差=0合格4.4擬定中心距a和帶長LdV帶中心距過長會(huì)使構(gòu)造不緊湊，會(huì)減低帶傳動(dòng)工作能力；初定中心距a0,a0=(0.7-2.0)(dd1+dd2)=245~~700mm暫取a0=350mm相應(yīng)a0帶基準(zhǔn)長度Ld0:Ld0=2*a0+(/2)*(dd1+dd2)+(dd2–dd1)2/（4*a0）=1265.85mm;查課本表10-2可得，取Ld=1250mm;由Ld求實(shí)際中心距a,a=a0+(Ld–Ld0)/2=342mm4.5驗(yàn)算小輪包角α1由式α1=180°-（dd2-dd1）/a*57.3°=154.87°>120°符合規(guī)定；4.6計(jì)算帶根數(shù)Z=Pc/[(P0+ΔP0)*Kα*Kl]查圖10-7可得，P0=1.0kw，ΔP0=0.13kw查表10-6可得，Kα=0.926查表10-2，KL=0.93代入得，z=3.33/[(1.0+0.13)*0.926*0.93]=3.50根;取z=4；4.7計(jì)算作用在軸上載荷Fr和初拉力F0F0為單根帶初拉力，F(xiàn)0=500*Pc/vz*(2.5/Kα-1)+qv2=500*3.33/（5.03*4）*(2.5/0.93-1)+0.10*5.032=142.23NFr=2*F0*z*sin（α1/2）=2*142.23*4*sin(154.87°/2)=1111.39N4.8V帶傳動(dòng)參數(shù)選用A型V帶，13.0mm頂寬，節(jié)寬11.0mm，高度8.0mm，共四根長1250mm，F(xiàn)r=1111N，帶輪中心距為342mm，實(shí)際傳動(dòng)比為2.5。5、減速器內(nèi)傳動(dòng)零件設(shè)計(jì)計(jì)算5.1選取材料依照表11-1，大小齒輪材料選取如下:小齒輪40Cr鋼調(diào)質(zhì)解決齒面硬度250-280HBS大齒輪ZG310-570鋼正火解決齒面硬度162-185HBS5.2計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)查圖11-14得ZN1=1.0，ZN2=1.08（容許有一定點(diǎn)蝕）查圖11-15得ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0查圖11-13（b）,得σHlim1=690Mpa，σHlim2=440Mpa。5.3計(jì)算許用接觸應(yīng)力因，故取5.4按齒面接觸強(qiáng)度擬定中心距小輪轉(zhuǎn)矩T1=9550×P1/n1=9550×103×2.88/384=71625N·mm初取，取由表11-5得由圖11-7可得，=2.5，減速傳動(dòng)，由式（11-17），計(jì)算中心距a：取中心距a=140mm；估算模數(shù)mn=(0.007~0.02)a=0.875—2.5mm取原則模數(shù)mn=2mm；小齒輪齒數(shù)：大齒輪齒數(shù)：z2=uz1=取z1=36，z2=104實(shí)際傳動(dòng)比傳動(dòng)比誤差：齒輪分度圓直徑：圓周速度由表11-6,取齒輪精度為8級(jí)5.5驗(yàn)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度由電機(jī)驅(qū)動(dòng),載荷平穩(wěn)和表11-3，取KA=1.0；由圖11-2（a），按8級(jí)精度和查得Kv=1.06；齒寬；由圖11-3(a)，按b/d1=56/72=0.78,考慮軸剛度較大和齒輪相對(duì)軸承為非對(duì)稱布置，得Kβ=1.07；由表11-4，得Kα=1.1，載荷系數(shù)由圖11-4得查圖11-6，得由式11-16，計(jì)算齒面接觸應(yīng)力：故安全。5.6驗(yàn)算齒根彎曲疲勞強(qiáng)度按Z1=36，Z2=104，由圖11-10得Y=2.48，Y=2.18；由圖11-11得Y=1.66，Y=1.82；由圖11-12得Yε=0.68；由圖11-16(b)得，；由圖11-17得FN1=1.0，F(xiàn)N2=1.0；由圖11-18，得Y=Y=1.0，取Y=2.0，S=1.4；由式（11-25）計(jì)算許用彎曲應(yīng)力：由式（11-21）計(jì)算齒根彎曲應(yīng)力：故安全；故安全。5.7齒輪重要幾何參數(shù)z1=36，z2=104，u=2.92，mn=2mm，β0=00，，，，，mm，mm，ha1=ha2=2mm,a=1/2(ds+d2)=1/2(72+208)=140mm，mm，b1=b2+(5~10)=64mm。6、軸設(shè)計(jì)計(jì)算6.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算（1）擬定減速器高速軸外伸段軸徑,受鍵槽影響，加大4%～5%，?。洌?5mm。（2）擬定減速器高速軸各段軸徑ｄ1＝25mmd2=d1+(5—8)=（30—33）mm，取d2=30mmd3=35mmd4=d3+(1—3)=（36—38）mm，取d4=38mmd5=d3=35mm（3）選取高速軸軸承依照低速軸d3=35mm，查表2.4-1，選取軸承型號(hào)為：（GB/T276-1994）-6207，其D=72mm，B=17mm。（4）選取高速軸軸承蓋軸承外徑D=72mm，螺釘直徑d3=8mm，d2=d3+1=9mm，D0=D+2.5d3=92mm，D2=D0+2.5d3=112mm，e=1.2d3=9.6mm(取e=10mm)，e1>=e，D1=D-（3～4）=（68～69）mm，取D1=68mm，D4=D-（10～15）=（57～62）mm，取D4=60mm，b=5～10mm，取b=6mm，h=(0.8～1)b=4.8～6mm，取h=5mm。6.2低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算及聯(lián)軸器選?。?）初步選定減速器低速軸外伸段直徑d=(0.8～1.0)d電機(jī)=(0.8～1.0)×38=30.4～38mm（2）選取聯(lián)軸器擬選用彈性聯(lián)軸器（GB5014-85），名義轉(zhuǎn)矩T=9550×=9550×2.77/100.26=263.85N?m，計(jì)算轉(zhuǎn)矩為TC=KAT=1.5×263.85=395.78N?m，查表2.5-1，HL3號(hào)聯(lián)軸器滿足規(guī)定Tn=630N.m，Tn>Tc其軸孔直徑d=30～48mm,能滿足減速器軸徑規(guī)定，[n]=5000r/min>n=131.51r/min，軸孔長度L=60mm。（3）最后擬定減速器低速軸外伸段直徑,受鍵槽影響，軸徑加大4%—5%,，?。?＝38mm；由于是小批生產(chǎn)，故軸外伸段采用圓柱形。（4）擬定減速器低速軸各段軸徑ｄ1＝38mm；d2=d1+(5—8)=（43—46）mm，取d2=45mm；d3=50mm；d4=d3+(1—3)=（51—53）mm，取d4=53mm；軸環(huán)直徑d5=60mm；d6=d3=50mm。（5）選取低速軸軸承依照低速軸d3=50mm，查表2.4-1，選取軸承型號(hào)為：（GB/T276-1994）-6210重要參數(shù)：D=90mm，B=20mm，da=57mm，Da=83mm（6）選取低速軸軸承蓋軸承外徑D=90mm，螺釘直徑d3=8mm，d2=d3+1=9mm，D0=D+2.5d3=110mm，D2=D0+2.5d3=130mm，e=1.2d3=9.6mm(取e=10mm)，e1>=e，D1=D-（3～4）=（86～87）mm，取D1=86mm，D4=D-（10～15）=（75～80）mm，取D4=76mm，b=5～10mm，取b=6mm，h=(0.8～1)b=4.8～6mm，取h=5mm。7、低速軸強(qiáng)度校核（1）求作用于齒輪上作用力，繪出軸空間受力圖（圖1）轉(zhuǎn)矩T=9.55×106×=9.55×106×2.77/100.26=2.638×105N?mm圓周力徑向力軸向力（2）求支座反力(圖1（b）)a.垂直面支反力，，b.水平面支反力，，（3）作彎矩圖1．垂直面內(nèi)彎矩圖MY(圖1（c）)C點(diǎn)2．水平面內(nèi)彎矩圖MZ(圖1（d）)C點(diǎn)左邊C點(diǎn)右邊3．作合成彎矩圖(圖1（e）)C點(diǎn)左邊C點(diǎn)右邊（4）作轉(zhuǎn)矩T圖(圖1（f）)（5）作當(dāng)量彎矩圖(圖1（g）)該軸單向工作，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)應(yīng)力考慮，取α=0.6。C點(diǎn)左邊C點(diǎn)右邊D點(diǎn)圖1軸構(gòu)造及計(jì)算（6）校核軸強(qiáng)度按當(dāng)量轉(zhuǎn)矩計(jì)算軸直徑：（軸材料選取45號(hào)調(diào)質(zhì)鋼，查表13-1可得）由以上分析可見，C點(diǎn)彎矩值最大，而D點(diǎn)軸徑最小，因此該軸危險(xiǎn)斷面是C點(diǎn)和D點(diǎn)所在剖面。查表13-1得查表13-2得C點(diǎn)軸徑由于有一種鍵槽，，該值不大于原設(shè)計(jì)該點(diǎn)處軸徑53mm，故安全。D點(diǎn)軸徑由于有一種鍵槽，該值不大于原設(shè)計(jì)該點(diǎn)處軸徑38mm，故安全。8、滾動(dòng)軸承選取及其壽命驗(yàn)算選取一對(duì)6210深溝球軸承，低速軸軸承校核：8.1低速軸軸承選取選取低速軸一對(duì)6210深溝球軸承校核。（1）擬定軸承承載能力查表2.4-1，軸承6210=19.8kN，cr=27.0kN。（2）計(jì)算徑向支反力（3）計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷由于軸承承受純徑向載荷，因此P1=R1=1328.90NP2=R2=1370.43N8.2低速軸承壽命計(jì)算查表14-16,擬定C=27.0kN：故深溝球軸承6210合用。9、鍵聯(lián)接選取和校核9.1低速軸鍵材料類型45號(hào)鋼A型普通平鍵，