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：能源本1402姓名：王碩學(xué)號：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、電動機(jī)選取計(jì)算 12.1選取電動機(jī)系列 12.2滾筒轉(zhuǎn)動所需要有效功率 12.3選取電動機(jī) 23、傳動裝置運(yùn)動及動力參數(shù)計(jì)算 23.1傳動比分派 23.2各軸功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩計(jì)算 34、傳動零件設(shè)計(jì)計(jì)算 34.1選取V帶型號 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帶傳動參數(shù) 55、減速器內(nèi)傳動零件設(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、電動機(jī)選取計(jì)算2.1選取電動機(jī)系列依照工作規(guī)定及工作條件應(yīng)選用三相異步電動機(jī)，封閉式構(gòu)造，電壓380伏，Y系列電動機(jī)2.2滾筒轉(zhuǎn)動所需要有效功率依照表2-11-1擬定各某些效率:V帶傳動效率η1=0.95一對滾動球軸承效率η2=0.99閉式8級精度齒輪傳動效率η3=0.97彈性聯(lián)軸器效率η=4\*Arabic4=0.99滑動軸承傳動效率η5＝0.97傳動滾筒效率η6=0.96則總傳動總效率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)速所需電動機(jī)功率2.3選取電動機(jī)查表2-19-1可知可選Y112M-4或Y132M1-6，比較傳動比及電動機(jī)其她數(shù)據(jù)，電動機(jī)數(shù)據(jù)方案號電動機(jī)型號額定功率(kW)同步轉(zhuǎn)速(r/min)滿載轉(zhuǎn)速(r/min)總傳動比1Y112M-44.01500144014.362Y132M1-64.010009609.57比較兩種方案，為使傳動裝置構(gòu)造緊湊，決定選用方案2同步，由表2.9-1，2.9-2查得：電動機(jī)性能參數(shù)電動機(jī)額定功率/kW4.0電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)960堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩/額定轉(zhuǎn)矩2.0電動機(jī)軸伸直徑D/mm38電動機(jī)軸伸長度E/mm80電動機(jī)中心高H/mm1323、傳動裝置運(yùn)動及動力參數(shù)計(jì)算3.1傳動比分派總傳動比依照表2-2-1，初定V帶傳動i12=2.5，則齒輪傳動傳動比為：i23=i/i12=9.57/2.5=3.83此分派傳動比只是初步，實(shí)際要在傳動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)動及動力參數(shù)軸序號功率P(kw)轉(zhuǎn)速n(r/min)轉(zhuǎn)矩(N.m)傳動形式傳動比效率η13.02796030.11帶傳動2.50.9522.87638471.52齒輪傳動3.830.9732.762100264.33聯(lián)軸器10.9942.707100258.524、傳動零件設(shè)計(jì)計(jì)算4.1選取V帶型號由于小輪轉(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帶中心距過長會使構(gòu)造不緊湊，會減低帶傳動工作能力；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)際傳動比為2.5。5、減速器內(nèi)傳動零件設(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，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)際傳動比傳動比誤差：齒輪分度圓直徑：圓周速度由表11-6,取齒輪精度為8級5.5驗(yàn)算齒面接觸疲勞強(qiáng)度由電機(jī)驅(qū)動,載荷平穩(wěn)和表11-3，取KA=1.0；由圖11-2（a），按8級精度和查得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軸承為非對稱布置，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)軸器選取（1）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、滾動軸承選取及其壽命驗(yàn)算選取一對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號鋼A型普通平鍵，