王硕机械设计基础专业课程设计

机械设计基本课程设计阐明书学院：食品工程学院班级：能源本1402姓名：王硕学号：2901242指引教师：邹欣华目录1设计题目 11.1工作条件 11.2技术数据 12、电动机选取计算 12.1选取电动机系列 12.2滚筒转动所需要有效功率 12.3选取电动机 23、传动装置运动及动力参数计算 23.1传动比分派 23.2各轴功率、转速和转矩计算 34、传动零件设计计算 34.1选取V带型号 34.2验算带速 44.3拟定大带轮原则直径 44.4拟定中心距a和带长Ld 44.5验算小轮包角α1 44.6计算带根数 44.7计算作用在轴上载荷Fr和初拉力F0 44.8V带传动参数 55、减速器内传动零件设计计算 55.1选取材料 55.2计算应力循环次数 55.3计算许用接触应力 55.4按齿面接触强度拟定中心距 55.5验算齿面接触疲劳强度 65.6验算齿根弯曲疲劳强度 75.7齿轮重要几何参数 86、轴设计计算 86.1高速轴设计计算 86.2低速轴设计计算及联轴器选取 97、低速轴强度校核 108、滚动轴承选取及其寿命验算 128.1低速轴轴承选取 128.2低速轴承寿命计算 129、键联接选取和校核 129.1低速轴 129.2高速轴 1310、减速器润滑及密封形式选取 1310.1润滑方式选取 1310.2油杯选取 1310.3密封圈选取 1310.4通气器选取 1411、参照文献 141、设计题目胶带输送机传动装置设计1.1工作条件工作年限工作班制工作环境载荷性质生产批量82清洁平稳小批1.2技术数据题号滚筒圆周力F(N)带速v(m/s)滚筒直径D(mm)滚筒长度L(mm)ZDD-812002.14006002、电动机选取计算2.1选取电动机系列依照工作规定及工作条件应选用三相异步电动机，封闭式构造，电压380伏，Y系列电动机2.2滚筒转动所需要有效功率依照表2-11-1拟定各某些效率:V带传动效率η1=0.95一对滚动球轴承效率η2=0.99闭式8级精度齿轮传动效率η3=0.97弹性联轴器效率η=4\*Arabic4=0.99滑动轴承传动效率η5＝0.97传动滚筒效率η6=0.96则总传动总效率η=η1*η2*η2*η3*η4*η5*η6=0.95×0.99×0.99×0.97×0.99×0.97×0.96=0.8326 滚筒转速所需电动机功率2.3选取电动机查表2-19-1可知可选Y112M-4或Y132M1-6，比较传动比及电动机其她数据，电动机数据方案号电动机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)总传动比1Y112M-44.01500144014.362Y132M1-64.010009609.57比较两种方案，为使传动装置构造紧凑，决定选用方案2同步，由表2.9-1，2.9-2查得：电动机性能参数电动机额定功率/kW4.0电动机满载转速/(r/min)960堵转转矩/额定转矩2.0电动机轴伸直径D/mm38电动机轴伸长度E/mm80电动机中心高H/mm1323、传动装置运动及动力参数计算3.1传动比分派总传动比依照表2-2-1，初定V带传动i12=2.5，则齿轮传动传动比为：i23=i/i12=9.57/2.5=3.83此分派传动比只是初步，实际要在传动零件和尺寸确定后才干拟定,并且容许有（3-5%）误差。3.2各轴功率、转速和转矩计算1轴：（电动机轴）p1=pr=3.027kwn1=960r/minT1=9.55*p1/n1=9.55*3.027*1000/960=30.11Nm2轴：（减速器高速轴）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轴：（减速器低速轴）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轴：（即传动滚筒轴）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各轴运动及动力参数轴序号功率P(kw)转速n(r/min)转矩(N.m)传动形式传动比效率η13.02796030.11带传动2.50.9522.87638471.52齿轮传动3.830.9732.762100264.33联轴器10.9942.707100258.524、传动零件设计计算4.1选取V带型号由于小轮转速是960r/min，班制是2年，载荷平稳取Ka=1.1;Pc=Ka*P1=1.1*3.027=3.330kw查课本图10-8，可得选用A型号带，ddmin=75mm查课本表10-4取原则直径即dd1=100mm4.2验算带速v=*dd1*n1/60*1000=5.03m/s；满足5m/s<=v<=25m/s；4.3拟定大带轮原则直径dd2=i12*dd1=2.5*100=250mm取dd2=250mm，实际传动比i实=dd2/dd1=2.5百分差=0合格4.4拟定中心距a和带长LdV带中心距过长会使构造不紧凑，会减低带传动工作能力；初定中心距a0,a0=(0.7-2.0)(dd1+dd2)=245~~700mm暂取a0=350mm相应a0带基准长度Ld0:Ld0=2*a0+(/2)*(dd1+dd2)+(dd2–dd1)2/（4*a0）=1265.85mm;查课本表10-2可得，取Ld=1250mm;由Ld求实际中心距a,a=a0+(Ld–Ld0)/2=342mm4.5验算小轮包角α1由式α1=180°-（dd2-dd1）/a*57.3°=154.87°>120°符合规定；4.6计算带根数Z=Pc/[(P0+ΔP0)*Kα*Kl]查图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计算作用在轴上载荷Fr和初拉力F0F0为单根带初拉力，F0=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带传动参数选用A型V带，13.0mm顶宽，节宽11.0mm，高度8.0mm，共四根长1250mm，Fr=1111N，带轮中心距为342mm，实际传动比为2.5。5、减速器内传动零件设计计算5.1选取材料依照表11-1，大小齿轮材料选取如下:小齿轮40Cr钢调质解决齿面硬度250-280HBS大齿轮ZG310-570钢正火解决齿面硬度162-185HBS5.2计算应力循环次数查图11-14得ZN1=1.0，ZN2=1.08（容许有一定点蚀）查图11-15得ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0查图11-13（b）,得σHlim1=690Mpa，σHlim2=440Mpa。5.3计算许用接触应力因，故取5.4按齿面接触强度拟定中心距小轮转矩T1=9550×P1/n1=9550×103×2.88/384=71625N·mm初取，取由表11-5得由图11-7可得，=2.5，减速传动，由式（11-17），计算中心距a：取中心距a=140mm；估算模数mn=(0.007~0.02)a=0.875—2.5mm取原则模数mn=2mm；小齿轮齿数：大齿轮齿数：z2=uz1=取z1=36，z2=104实际传动比传动比误差：齿轮分度圆直径：圆周速度由表11-6,取齿轮精度为8级5.5验算齿面接触疲劳强度由电机驱动,载荷平稳和表11-3，取KA=1.0；由图11-2（a），按8级精度和查得Kv=1.06；齿宽；由图11-3(a)，按b/d1=56/72=0.78,考虑轴刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置，得Kβ=1.07；由表11-4，得Kα=1.1，载荷系数由图11-4得查图11-6，得由式11-16，计算齿面接触应力：故安全。5.6验算齿根弯曲疲劳强度按Z1=36，Z2=104，由图11-10得Y=2.48，Y=2.18；由图11-11得Y=1.66，Y=1.82；由图11-12得Yε=0.68；由图11-16(b)得，；由图11-17得FN1=1.0，FN2=1.0；由图11-18，得Y=Y=1.0，取Y=2.0，S=1.4；由式（11-25）计算许用弯曲应力：由式（11-21）计算齿根弯曲应力：故安全；故安全。5.7齿轮重要几何参数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、轴设计计算6.1高速轴设计计算（1）拟定减速器高速轴外伸段轴径,受键槽影响，加大4%～5%，取ｄ＝25mm。（2）拟定减速器高速轴各段轴径ｄ1＝25mmd2=d1+(5—8)=（30—33）mm，取d2=30mmd3=35mmd4=d3+(1—3)=（36—38）mm，取d4=38mmd5=d3=35mm（3）选取高速轴轴承依照低速轴d3=35mm，查表2.4-1，选取轴承型号为：（GB/T276-1994）-6207，其D=72mm，B=17mm。（4）选取高速轴轴承盖轴承外径D=72mm，螺钉直径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低速轴设计计算及联轴器选取（1）初步选定减速器低速轴外伸段直径d=(0.8～1.0)d电机=(0.8～1.0)×38=30.4～38mm（2）选取联轴器拟选用弹性联轴器（GB5014-85），名义转矩T=9550×=9550×2.77/100.26=263.85N•m，计算转矩为TC=KAT=1.5×263.85=395.78N•m，查表2.5-1，HL3号联轴器满足规定Tn=630N.m，Tn>Tc其轴孔直径d=30～48mm,能满足减速器轴径规定，[n]=5000r/min>n=131.51r/min，轴孔长度L=60mm。（3）最后拟定减速器低速轴外伸段直径,受键槽影响，轴径加大4%—5%,，取ｄ1＝38mm；由于是小批生产，故轴外伸段采用圆柱形。（4）拟定减速器低速轴各段轴径ｄ1＝38mm；d2=d1+(5—8)=（43—46）mm，取d2=45mm；d3=50mm；d4=d3+(1—3)=（51—53）mm，取d4=53mm；轴环直径d5=60mm；d6=d3=50mm。（5）选取低速轴轴承依照低速轴d3=50mm，查表2.4-1，选取轴承型号为：（GB/T276-1994）-6210重要参数：D=90mm，B=20mm，da=57mm，Da=83mm（6）选取低速轴轴承盖轴承外径D=90mm，螺钉直径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、低速轴强度校核（1）求作用于齿轮上作用力，绘出轴空间受力图（图1）转矩T=9.55×106×=9.55×106×2.77/100.26=2.638×105N•mm圆周力径向力轴向力（2）求支座反力(图1（b）)a.垂直面支反力，，b.水平面支反力，，（3）作弯矩图1．垂直面内弯矩图MY(图1（c）)C点2．水平面内弯矩图MZ(图1（d）)C点左边C点右边3．作合成弯矩图(图1（e）)C点左边C点右边（4）作转矩T图(图1（f）)（5）作当量弯矩图(图1（g）)该轴单向工作，转矩按脉动循环应力考虑，取α=0.6。C点左边C点右边D点图1轴构造及计算（6）校核轴强度按当量转矩计算轴直径：（轴材料选取45号调质钢，查表13-1可得）由以上分析可见，C点弯矩值最大，而D点轴径最小，因此该轴危险断面是C点和D点所在剖面。查表13-1得查表13-2得C点轴径由于有一种键槽，，该值不大于原设计该点处轴径53mm，故安全。D点轴径由于有一种键槽，该值不大于原设计该点处轴径38mm，故安全。8、滚动轴承选取及其寿命验算选取一对6210深沟球轴承，低速轴轴承校核：8.1低速轴轴承选取选取低速轴一对6210深沟球轴承校核。（1）拟定轴承承载能力查表2.4-1，轴承6210=19.8kN，cr=27.0kN。（2）计算径向支反力（3）计算当量动载荷由于轴承承受纯径向载荷，因此P1=R1=1328.90NP2=R2=1370.43N8.2低速轴承寿命计算查表14-16,拟定C=27.0kN：故深沟球轴承6210合用。9、键联接选取和校核9.1低速轴键材料类型45号钢A型普通平键，