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文檔簡介
1、<p> 機械設計基礎課程設計2</p><p><b> 計算說明書</b></p><p><b> 設計題目:</b></p><p> 學生姓名 </p><p> 學院名稱 </p><p>
2、 專 業(yè) </p><p> 學 號 </p><p> 指導教師 </p><p><b> 年 月 日</b></p><p> 《機械設計基礎課程設計2》任務書</p><p><b>
3、; 編號2—2—</b></p><p> 姓名 專業(yè) 年級 班級 </p><p> 設計完成日期 指導教師 </p><p> 設計題目:皮帶運輸機傳動裝置</p><p> 三角帶傳動 2—電動機
4、 3—圓柱齒輪減速器 4—聯(lián)軸器 5—運輸帶 6—滾筒</p><p><b> 原始數(shù)據(jù)</b></p><p> 注:傳動不逆轉,載荷平穩(wěn),起動載荷為名義載荷的1.25倍,運輸帶轉速允許誤差為±5%。</p><p> 設計工作量:設計說明書 1份,減速器裝配圖 1張,減速器零件圖 1 張</p>
5、<p><b> 目 錄</b></p><p><b> 一 電機的選擇</b></p><p> 二 計算傳動裝置總傳動比,并分配各級傳動比</p><p> 三 計算各軸輸入功率</p><p> 四 帶傳動(運動參數(shù))設計</p><p>
6、 五 減速器內部傳動零件</p><p> 六 輸出軸的強度校核</p><p><b> 七 聯(lián)軸器的選擇</b></p><p><b> 八 鍵的強度校核</b></p><p> 九 (輸出軸)軸承壽命計算</p><p> 十 減速器箱體主要結構尺寸&l
7、t;/p><p><b> 十一 潤滑方式</b></p><p><b> 十二 技術要求</b></p><p><b> 參考文獻</b></p><p><b> 一、電機的選擇</b></p><p><b>
8、; 1.確定電機類型:</b></p><p> 根據(jù)工作要求:“傳動不逆轉,載荷平穩(wěn)”,選用</p><p> Y系列籠型臥式三相異步交流電動機。</p><p> 2.確定電動機功率:</p><p><b> 傳動裝置所需功率</b></p><p> Pw=PV/1
9、000=2300×1.5/1000=3.45 kw</p><p> 從電動機至卷筒軸之間的傳動總效率</p><p><b> η=η×η×η×η</b></p><p> =0.95×0.99×0.98×0.99=0.903</p><p>
10、<b> 電動機所需功率</b></p><p><b> P=P/(η·η)</b></p><p> =3.45/(0.903×0.95)=4.02 kw</p><p><b> 確定電機轉速:</b></p><p> 卷筒軸的轉速為n=6
11、0×1000V/πD</p><p> =60×1000×1.5/(π×400)=71.6 r/min</p><p> 帶傳動傳動比i=3~4, 閉式齒輪傳動比i=3~4,則傳動裝置總 傳動比i=9~16</p><p> 電機轉速n=71.6×(9~16)=644.4~1145.6 r/min</p&
12、gt;<p> 4.查閱資料,根據(jù)以上步驟求得電機功率P=4 kw,轉速n的范圍,查閱“Y系列三相異步電動機技術數(shù)據(jù)”,選取 Y132M1-6型號電機,滿載轉速為960 r/min</p><p> 計算傳動裝置總傳動比,并分配各級傳動比</p><p><b> 1.計算傳動比:</b></p><p> 總傳動比i=n
13、/n=960/71.6=13.4 , i<20 , 取值合理。</p><p> 取i=4 , i=13.4/4=3.4</p><p><b> 確定各軸轉速:</b></p><p> n=n/i=960/3.4=282.4 r/min</p><p> n=n/i=282.4/4=70.6 r/min
14、</p><p> n=n=70.6 r/min</p><p><b> 校核卷筒轉速誤差:</b></p><p> ε= =-1.4% ,不超過±5% ,傳動比分配合理。</p><p><b> 計算各軸輸入功率</b></p><p><b&
15、gt; 計算輸入功率</b></p><p> 軸I :P=4.02×0.95×0.99=3.78 kw</p><p> 軸II :P=3.78×0.98×0.99=3.67 kw</p><p> 卷筒軸:P=3.67×0.99=3.63 kw</p><p><
16、b> 計算各軸輸入轉矩</b></p><p> 軸I :T=9550×10P/n</p><p> =9550×10×3.78/282.4=1.28×10 N·mm</p><p> 軸II : T=9550×10P/n</p><p> =9550
17、215;10×3.67/70.6=4.96×10 N·mm</p><p><b> 四、帶輪傳動設計</b></p><p> 1 根據(jù)帶傳動的工作環(huán)境,負載起動,每天工作小時數(shù)大于16h,載荷變動微小,選取K=1.3。</p><p> d=100mm,A型帶,</p><p>
18、 3 大帶輪基準直徑d=id</p><p> =3.4×100=340,圓整為400mm,P=0.97kw,</p><p><b> 4 驗算帶速</b></p><p> v = ==5.03m/s,帶速在正常范圍內。</p><p><b> 5 初定中心距a</b><
19、;/p><p> a≥0.7(d+d)=0.7×(100+400)=350mm</p><p> a≤2(d+d)=2×(100+400)=1000mm,</p><p> 代入a=500mm,</p><p> L=2a++=1830mm,</p><p> 迭代近似計算,a=a+=500+
20、=485mm</p><p><b> 6 計算包角ɑ</b></p><p> 主動輪上包角ɑ=180-(400-100)/485×57.3=144.5</p><p><b> 7 V帶根數(shù)z</b></p><p> P=1.3×4.02=5.2kw</p&g
21、t;<p> V帶根數(shù)z===6.1,取整數(shù)z=6。</p><p> 五、減速器內部傳動零件</p><p> 1 直齒圓柱齒輪材料和熱處理方式</p><p> 工作條件:輸入轉速 282.4 r/min,傳動比i=4,傳遞功率 3.78kw,單向傳動(不逆轉),載荷平穩(wěn)。</p><p> 考慮到是普通減速器,故
22、采用軟齒面齒輪傳動,選小齒輪材料為40Cr 調質,硬度為250HBW;大齒材料為42SiMn 調質,硬度為220HBW,取齒輪傳動精度8級。</p><p> 2 選擇齒數(shù)和齒寬系數(shù)</p><p> 初定齒數(shù)Z=30,Z=iZ=120, 由于小齒輪為軟齒面,對稱布置,齒寬系數(shù)Ψ= 1。</p><p> 3 載荷系數(shù)和彈性系數(shù)</p><
23、p> 平穩(wěn)傳動,原動機為電機,K=1.2~1.4,取K=1.3</p><p> 根據(jù)大齒輪,小齒輪材質,查表得Z=189.8</p><p> 4 許用接觸疲勞應力</p><p> 根據(jù)兩輪輪齒的齒面硬度,查手冊得兩輪的齒面接觸疲勞極限應力σ=670 MPa , σ=620 MPa ,</p><p> 5 接觸疲勞壽命系
24、數(shù)K</p><p> 每年按300天計, </p><p> N=60njt=60×282.4×1×300×5×24=6.1×10</p><p> N=N/4=6.1×10/4=1.5×10</p><p> 從圖查得接觸疲勞壽命系數(shù)K=0.97,K
25、=0,93</p><p><b> 6 安全系數(shù)S</b></p><p> 按一般可靠度要求,取S=S=1.0</p><p> 7 計算許用接觸疲勞應力[σ]和小齒輪分度圓直徑</p><p> [σ]==670×0.97=649.9 MPa</p><p> [σ]=K
26、 =620×0.93=576.6 MPa</p><p> [σ]<[σ] ,故將[σ]代入齒面接觸疲勞強度計算的設計式,小齒輪分度圓直徑d≥2.32,由之前步驟計算的各變量具體值代入式中,得d≥ 65.533mm</p><p> 8 確定齒數(shù)Z , Z和模數(shù)m </p><p> 初定齒數(shù)為Z=30,m===2.18mm,按標準圓整取m=2
27、.5mm,大齒輪齒數(shù)Z=Zi=30×4=120。</p><p><b> 9 幾何尺寸計算</b></p><p> 小齒輪分度圓直徑d=mz=2.5×30=75mm,</p><p> 齒寬b=Ψd=75mm。</p><p> 大齒輪分度圓直徑d=mz=2.5×120=300m
28、m,</p><p> 中心距a==×(30+120)=187.5mm,</p><p> 取b=75mm,則b=b+5~10mm=80~85mm,取b=85mm,</p><p> 10 計算齒輪的圓周速度v</p><p> V===4.44m/s,查表得,選齒輪傳動精度等級8適宜。</p><p&g
29、t; 11 校核齒根彎曲疲勞強度 </p><p> 齒根彎曲疲勞強度校核公式為</p><p><b> σ=YY≤[σ]</b></p><p> 根據(jù)齒數(shù)z=30,z=120,查表得,Y=2.52,Y=1.625;Y=2.162,Y=1.79。</p><p> 查表得,彎曲疲勞極限應力σ=520 Mpa
30、,σ=480 Mpa。</p><p> 彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.88,K=0.92,</p><p> 彎曲疲勞安全系數(shù)S=S=1.25,</p><p> 計算兩輪的許用彎曲應力[σ],</p><p> [σ]==MPa=366.08MPa</p><p> [σ]==MPa=353.28MPa<
31、/p><p> 由以上計算得數(shù)據(jù),可校核齒根彎曲應力</p><p> σ==×2.52×1.625=96.9MPa≤[σ],故安全;</p><p> σ==×2.162×1.79=91.5MPa≤[σ],</p><p><b> 故安全。</b></p>&
32、lt;p> 六、輸出軸的強度校核</p><p><b> 1 軸的各段軸頸</b></p><p> 軸的基本直徑估算式 d≥,代入輸出軸II的功率P=3.67kw,n=70.6r/min。</p><p> 軸II選用40Cr鋼,正火,查表得,C=112,</p><p> d≥112×=4
33、1.80mm,因軸伸出端有單鍵槽,d≥1.03×41.8=43mm,根據(jù)聯(lián)軸器的孔徑,將d圓整為45mm。</p><p> 依次確定輸出軸(軸II)各段的直徑,及長度,如零件圖所標示數(shù)據(jù)。</p><p><b> 2 軸段直徑校核</b></p><p><b> 選取危險截面</b></p&g
34、t;<p><b> 七、聯(lián)軸器的選擇</b></p><p> 根據(jù)聯(lián)軸器的工作情況,確定聯(lián)軸器的形式。選擇彈性套柱銷聯(lián)軸器。軸II的轉速n=70.6r/min,輸出轉矩T約為496.4N·m,據(jù)表選取TL7型聯(lián)軸器。公稱轉矩T=500N·m,主動端Z型軸孔直徑</p><p><b> d=42mm。</b&
35、gt;</p><p><b> 鍵的強度校核</b></p><p> 九、(輸出軸)軸承壽命計算</p><p> 十、減速器箱體主要結構尺寸</p><p><b> 箱座壁厚δ</b></p><p> 因減速器為一級傳動,δ=0.025a+1=0.025&
36、#215;187.5+1=5.69mm</p><p><b> 2 箱蓋壁厚δ</b></p><p> 因減速器為一級傳動,δ=0.02a+1=4.75mm</p><p><b> 3 箱座凸緣厚度b</b></p><p> b=1.5δ=1.5×5.69=8.54mm&l
37、t;/p><p><b> 4 箱蓋凸緣厚度b</b></p><p> b=1.5δ=1.5×4.75=7.125mm</p><p> 5 箱底座凸緣厚度b</p><p> b=2.5δ=14.23mm</p><p><b> 6 地腳螺栓直徑d</b>
38、;</p><p> d=0.036a+12=18.75mm</p><p><b> 7 地腳螺栓數(shù)目n</b></p><p> 因a=187.5≤250,n=4。</p><p> 8 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d</p><p> d=0.75d=14.06mm</p>&
39、lt;p> 9 蓋與座聯(lián)接螺栓直徑d=0.6d=11.25mm</p><p> 10 聯(lián)接螺栓d間距l(xiāng)≥150~200</p><p> 11 軸承端蓋聯(lián)接螺釘直徑d=0.5d=9.375mm</p><p> 12 窺視孔蓋螺釘直徑d=0.4d=7.5mm</p><p> 13 定位銷直徑d=0.8d=9mm</p
40、><p> 14 d,d,d至外箱壁距離c</p><p> 15 d,d至凸緣側邊距離c</p><p> 16 軸承旁凸臺半徑R=c</p><p> 17 凸臺高度h,根據(jù)低速軸承座外徑確定,以便于扳手操作。</p><p> 18 箱壁至軸承座端面距離l=c+c+10=</p><p&
41、gt; 19 大齒輪頂圓與內箱壁距離</p><p> Δ>1.2δ=6.83mm</p><p> 20 齒輪端面與內箱壁距離</p><p><b> >δ=5.69mm</b></p><p><b> 21 軸承端蓋外徑</b></p><p>
42、 22 軸承旁聯(lián)接螺栓距離 S,取S=D</p><p><b> 十一、潤滑方式</b></p><p> 對于減速器,采用連續(xù)供油潤滑,選擇直接利用傳動齒輪或甩油環(huán),將油池中的潤滑油濺到軸承上或箱壁上,再經(jīng)油溝導入軸承工作面以潤滑。</p><p><b> 十二、技術要求</b></p><
43、;p><b> 參考文獻</b></p><p> 1.寇尊權,王多.機械設計課程設計[M].北京:機械工業(yè)出版社,2006.</p><p> 2.龔桂義.機械設計課程設計圖冊[M].北京:機械工業(yè)出版社,1989.</p><p> 3.范順城.機械設計基礎[M].4版.北京:機械工業(yè)出版社,2008.</p>
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