模板——机械设计课程设计计算说明书.doc

《模板——机械设计课程设计计算说明书.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《模板——机械设计课程设计计算说明书.doc（17页珍藏版）》请在得力文库 - 分享文档赚钱的网站上搜索。

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目：香皂包装机姓名：刘国斌学 号：班级： 机电工程学院机械电子工程指导教师 匡兵2012.7.1目 录一、设计任务书1二、传动方案修改2三、总体设计计算31. 电机型号选择2. 各级传动比分配3. 各轴的运动参数和动力参数计算（转速、功率、转矩）四、传动机构设计计算1. 带传动2. 齿轮传动（一）3. 齿轮传动（二）或蜗杆传动五、轴系零件设计计算1. 输入轴的设计计算（初估各轴最小直径、受力、弯矩、扭矩分析图、强度校核、刚度校核等）2. 输出轴的设计计算3. 滚动轴承的选择与寿命校核计算4. 联轴器的选择六、润滑和密封方式的选择七、箱体及附件的结构设计和选择八、

2、设计总结参考文献附录机械设计训练课题三香皂自动包装机传动系统设计香皂自动包装机有6个子功能，下图所示为其传动系统的一个实现方案。电动机经带传动、齿轮传动和链传动将运动传到分配轴上。轴经锥齿轮、链传动驱动送纸机构，经链传动、棘轮步进机构带动进皂输送带间隙运动。偏心轮T1、T2、T3通过连杆机构分别带动推皂机构、抄纸机构、顶皂机构等完成折叠裹包操作。机器生产率100块/min，电动机功率0.75kw.图一 香皂自动包装机传动系统运动方案图现要求将原训练课题方案中轴到轴的链传动改为齿轮传动，两端通过联轴器输出分别带动轴上各从动系统，其他条件不变（生产率120块/min，电动机功率0.75kW）。重新

3、选择电动机型号，分配总传动比，计算各轴的转速、输入输出功率。对带传动和两级齿轮传动进行设计计算，并对两级闭式齿轮传动进行结构设计（含箱体设计）。设计过程及计算说明二、传动方案修改1. 系统运动方案图 2. 工作条件：使用年限8年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。3. 原始数据：滚筒圆周力F=1000N；带速V=2.0m/s；滚筒直径D=500mm；滚筒长度L=500mm。F=1000NV=2.0m/sD=500mmL=500mm三、总体设计计算1、电机型号选择（1）电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机（2）电动机功率选择：传动装置的总功率：总=带2轴承齿轮联轴器滚筒=0.960.98

4、20.970.990.96=0.85电机所需的工作功率：P工作=FV/1000总=10002/10000.8412=2.4KW（3）确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=601000V/D=6010002.0/50=76.43r/min按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围ia=36。取V带传动比i1=24，则总传动比理时范围为ia=624。故电动机转速的可选范围为nd=ian筒=（624）76.43=4591834r/min，符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比

5、方案：如指导书P15页第一表。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min。（4）确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。其主要性能：额定功率：3KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。质量63kg。2、计算总传动比及分配各级的伟动比（1）总传动比：i总=n电动/n筒=960/76.4=12.57（2）分配各级伟动比据指导书P7表1，取齿轮i齿轮=6（单级减速器i=36合理）i总=i齿轮I带i带=i总/i齿轮=12.57/6=2.0953、各轴运动参数及动力参

6、数计算（1）计算各轴转速（r/min）nI=n电机=960r/minnII=nI/i带=960/2.095=458.2(r/min)nIII=nII/i齿轮=458.2/6=76.4(r/min)（2）计算各轴的功率（KW）PI=P工作=2.4KWPII=PI带=2.40.96=2.304KWPIII=PII轴承齿轮=2.3040.980.96=2.168KW（3）计算各轴扭矩（Nmm）TI=9.55106PI/nI=9.551062.4/960=23875NmmTII=9.55106PII/nII=9.551062.304/458.2=48020.9NmmTIII=9.55106PIII/n

7、III=9.551062.168/76.4=Nmmn滚筒=76.4r/min总=0.8412P工作=2.4KW电动机型号Y132S-6i总=12.57据手册得i齿轮=6i带=2.095nI =960r/minnII=458.2r/minnIII=76.4r/minPI=2.4KWPII=2.304KWPIII=2.168KWTI=23875NmmTII=48020NmmTIII=Nmm四、传动机构设计计算1、 带传动的设计计算（1）选择普通V带截型由课本P83表5-9得：kA=1.2PC=KAP=1.23=3.9KW由课本P82图5-10得：选用A型V带（2）确定带轮基准直径，并验算带速由课本

8、图5-10得，推荐的小带轮基准直径为75100mm则取dd1=100mmdmin=75dd2=n1/n2dd1=960/458.2100=209.5mm由课本P74表5-4，取dd2=200mm实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=960100/200=480r/min转速误差为：n2-n2/n2=458.2-480/458.2=-0.0481200（适用）（5）确定带的根数根据课本P78表（5-5）P1=0.95KW根据课本P79表（5-6）P1=0.11KW根据课本P81表（5-7）K=0.96根据课本P81表（5-8）KL=0.96由课本P83式（5-12）得Z=PC/P=PC/(P1

9、+P1)KKL=3.9/(0.95+0.11) 0.960.96=3.99(6)计算轴上压力由课本P70表5-1查得q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/K-1）+qV2=5003.9/45.03(2.5/0.96-1)+0.15.032N=158.01N则作用在轴承的压力FQ，由课本P87式（5-19）FQ=2ZF0sin1/2=24158.01sin167.6/2=1256.7N2、齿轮传动（一）的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240260HBS。大齿轮选用4

10、5钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本P139表6-12选7级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m(2)按齿面接触疲劳强度设计由d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3由式（6-15）确定有关参数如下：传动比i齿=6取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=620=120实际传动比I0=120/2=60传动比误差：i-i0/i=6-6/6=0%2.5% 可用齿数比：u=i0=6由课本P138表6-10取d=0.9(3)转矩T1T1=9.55106P/n1=9.551062.4/458.2=50021.8Nmm(4)载荷系数k由课本P128表6-7取k=1(5)许用接触应力

11、HH= HlimZNT/SH由课本P134图6-33查得：HlimZ1=570Mpa HlimZ2=350Mpa由课本P133式6-52计算应力循环次数NLNL1=60n1rth=60458.21(163658)=1.28109NL2=NL1/i=1.28109/6=2.14108由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=0.92 ZNT2=0.98通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0H1=Hlim1ZNT1/SH=5700.92/1.0Mpa=524.4MpaH2=Hlim2ZNT2/SH=3500.98/1.0Mpa=343Mpa故得：d176.

12、43(kT1(u+1)/duH2)1/3=76.43150021.8(6+1)/0.9634321/3mm=48.97mm模数：m=d1/Z1=48.97/20=2.45mm根据课本P107表6-1取标准模数：m=2.5mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度根据课本P132（6-48）式F=(2kT1/bm2Z1)YFaYSaH确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2.520mm=50mmd2=mZ2=2.5120mm=300mm齿宽：b=dd1=0.950mm=45mm取b=45mm b1=50mm(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=20,Z2=120由表6-9相得YFa1=

13、2.80 YSa1=1.55YFa2=2.14 YSa2=1.83(8)许用弯曲应力F根据课本P136（6-53）式：F= Flim YSTYNT/SF由课本图6-35C查得：Flim1=290Mpa Flim2 =210Mpa由图6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9试验齿轮的应力修正系数YST=2按一般可靠度选取安全系数SF=1.25计算两轮的许用弯曲应力F1=Flim1 YSTYNT1/SF=29020.88/1.25Mpa=408.32MpaF2=Flim2 YSTYNT2/SF =21020.9/1.25Mpa=302.4Mpa将求得的各参数代入式（6-49）F1=(2k

14、T1/bm2Z1)YFa1YSa1=(2150021.8/452.5220) 2.801.55Mpa=77.2Mpa F1F2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1=(2150021.8/452.52120) 2.141.83Mpa=11.6Mpa F2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm(10)计算齿轮的圆周速度VV=d1n1/601000=3.1450458.2/601000=1.2m/s3、齿轮传动（二）或蜗杆传动的设计计算dd1=75mmdd2=200mmV=5.03m/sa0=500Ld=1400m

15、ma=462mmZ=4根F0=158.01NFQ =1256.7Ni齿=6Z1=20Z2=120u=6T1=50021.8NmmHlimZ1=570MpaHlimZ2=350MpaNL1=1.28109NL2=2.14108ZNT1=0.92ZNT2=0.98H1=524.4MpaH2=343Mpad1=48.97mmm=2.5mmd1=50mmd2=300mmb=45mmb1=50mmYFa1=2.80YSa1=1.55YFa2=2.14YSa2=1.83Flim1=290MpaFlim2 =210MpaYNT1=0.88YNT2=0.9YST=2SF=1.25F1=77.2MpaF2=11

16、.6Mpaa =175mmV =1.2m/s五、轴系零件设计计算1、输入轴的设计计算（1）按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255HBS根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=115d115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=19.7(1+5%)mm=20.69选d=22mm（2）轴的结构设计a）轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定b）确定轴各段直径和长度工段：d1=2

17、2mm 长度取L1=50mmh=2c c=1.5mmII段:d2=d1+2h=22+221.5=28mmd2=28mm初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=（2+20+16+55）=93mmIII段直径d3=35mmL3=L1-L=50-2=48mm段直径d4=45mm由手册得：c=1.5 h=2c=21.5=3mmd4=d3+2h=35

18、+23=41mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mm但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30+32）=36mm因此将段设计成阶梯形，左段直径为36mm段直径d5=30mm. 长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mmc)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1=50mm求转矩：已知T2=50021.8Nmm求圆周力：Ft根据课本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Fttan=1000.436tan200=

19、364.1N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm绘制轴受力简图（如图a）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=182.05NFAZ=FBZ=Ft/2=500.2N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=182.0550=9.1Nm绘制水平面弯矩图（如图c）截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=500.250=25Nm绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6Nm绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55（P2/n2）106=48Nm绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭

20、剪文治武功力按脉动循环变化，取=1，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=26.62+(148)21/2=54.88Nm校核危险截面C的强度由式（6-3）e=Mec/0.1d33=99.6/0.1413=14.5MPa -1b=60MPa该轴强度足够。2、输出轴的设计计算（1）按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217255HBS）根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=115dc(P3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm取d=35mm（2）轴的结构设计a）轴的零件定位，固定和装配单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对

21、称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。b）确定轴的各段直径和长度初选7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。c)按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=300mm求转矩：已知T3=271Nm求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=2271103/300=18

22、06.7N求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Fttan=1806.70.36379=657.2N两轴承对称LA=LB=49mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6NFAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N由两边对称，书籍截C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=328.649=16.1Nm截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=903.3549=44.26Nm计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（16.12+44.262）1/2=47.1Nm计算当量弯矩：根据课本P235

23、得=1Mec=MC2+(T)21/2=47.12+(1271)21/2=275.06Nm校核危险截面C的强度由式（10-3）e=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1453)=1.36Mpa-1b=60Mpa此轴强度足够3、滚动轴承的选择及寿命校核计算根据根据条件，轴承预计寿命163658=48720小时(1) 计算输入轴轴承a）已知n=458.2r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N初先两轴承为角接触球轴承7206AC型根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=315.1Nb) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任

24、意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1Nc)求系数x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根据课本P263表（11-8）得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR248720h预期寿命足够（2）计算输出轴轴承a)已知n=76.4r/minFa=0 FR=FAZ=903.35N试选7207AC型角接触球轴承根据课本P265表（11-12）得FS=0.063FR,则FS1=FS2=0.63FR=0.63903.35=569.1Nb)计算轴向载荷FA1、FA2FS1+

25、Fa=FS2 Fa=0任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=569.1Nc)求系数x、yFA1/FR1=569.1/903.35=0.63FA2/FR2=569.1/930.35=0.63根据课本P263表（11-8）得：e=0.68FA1/FR1e x1=1y1=0FA2/FR248720h此轴承合格4、键联接的选择及强度校核计算(1) 带轮与输入轴连接采用平键联接轴径d1=22mm,L1=50mm查手册得，选用C型平键，得：键C 850 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mmT2=48Nm h=7mm根据课本P243（10-5）式得

26、p=4T2/dhl=448000/22742=29.68MpaR(110Mpa)（2）输入轴与齿轮连接采用平键联接轴径d3=35mm L3=48mm T=271Nm查手册P51 选A型平键键1048 GB1096-79l=L3-b=48-10=38mm h=8mmp=4T/dhl=4/35838=101.87Mpap(110Mpa)（3）输出轴与齿轮连接用平键联接轴径d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm查手册P51 选用A型平键键1650 GB1096-79l=L2-b=50-16=34mm h=10mm据课本P243式（10-5）得p=4T/dhl=46100/511034=60

27、.3Mpap（4）输出轴与联轴器连接用平键联接轴径d1=22mm,L1=50mm查手册得，选用C型平键，得：键C 850 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mmT2=48Nm h=7mm根据课本P243（10-5）式得p=4T2/dhl=448000/22742=29.68MpaR(110Mpa)5、联轴器的选择d=22mmd1=22mmL1=50mmd2=28mmL2=93mmd3=35mmL3=48mmd4=41mmL4=20mmd5=30mmL=100mmFt =1000.436NFr=364.1NFAY =182.05NFBY =182.05NFAZ =500.2NMC1

28、=9.1NmMC2=25NmMC =26.6NmT=48NmMec =54.88Nme =14.5MPa-1bd=35mmFt =1806.7NFAX=FBY =328.6NFAZ=FBZ =903.35NMC1=16.1NmMC2=44.26NmMC =47.1NmMec =275.06Nme =1.36Mpa-1b轴承预计寿命48720hFS1=FS2=315.1Nx1=1y1=0x2=1y2=0P1=750.3NP2=750.3NLH=h预期寿命足够FR =903.35NFS1=569.1Nx1=1y1=0x2=1y2=0P1=1355NP2=1355NLh =.6h故轴承合格键C 850p=29.68Mpa键 1048p=101.87Mpa键 1650p =60.3Mpa键C 850六、润滑与密封方式选择七、箱体及附件的结构设计和选择八、设计总结八、参考文献1濮良贵，纪名刚. 机械设计（第七版）. 北京：高等教育出版社，20042