購買設(shè)計(jì)請充值后下載,,資源目錄下的文件所見即所得,都可以點(diǎn)開預(yù)覽,,資料完整,充值下載可得到資源目錄里的所有文件。。?!咀ⅰ浚篸wg后綴為CAD圖紙,doc,docx為WORD文檔,原稿無水印,可編輯。。。具體請見文件預(yù)覽,有不明白之處,可咨詢QQ:12401814
機(jī)械基礎(chǔ)綜合設(shè)計(jì)說明書——BIT
機(jī)械基礎(chǔ)綜合課程設(shè)計(jì)說明書
設(shè)計(jì)題目:粉料壓片機(jī)
班級(jí):
姓名:
學(xué)號(hào):
設(shè)計(jì)題目:粉料壓片機(jī)
Ⅰ、已知數(shù)據(jù):
1.原動(dòng)機(jī)選擇三相交流異步電動(dòng)機(jī),同步轉(zhuǎn)速
為1500 r/min或1000r/min。
2.該機(jī)械系統(tǒng)要求設(shè)計(jì)為單自由度的機(jī)械。
3.壓片時(shí)的最大阻力為F=6000N
4.生產(chǎn)率為每分鐘壓制40片,即沖頭每分鐘往
復(fù)運(yùn)動(dòng)40次
5.模具厚度為h=50mm,料斗高度為30mm。
(設(shè)計(jì)上沖頭最高極限位置參考)
6.沖壓工藝流程圖。
7.傳動(dòng)裝置的使用壽命預(yù)定為10年,單班制,
每班工作8小時(shí)。
8.減速器方案為:V帶加錐、圓柱齒輪減速器
Ⅱ、設(shè)計(jì)計(jì)算
㈠ 機(jī)構(gòu)系統(tǒng)運(yùn)動(dòng)方案:
㈡ 上沖頭加壓機(jī)構(gòu)尺度綜合
各桿長度設(shè)計(jì):
㈢ 上沖頭加壓機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)分析
㈣ 上沖頭加壓機(jī)構(gòu)受力分析
其中一個(gè)位置上的受力分析:
(五)電機(jī)的選擇
電動(dòng)機(jī)類型和結(jié)構(gòu)形式的選擇
按工作要求和工作條件,選用Y系列三相交流異步電動(dòng)機(jī)。
電動(dòng)機(jī)功率的確定
工作機(jī)所需功率Pw
由
Pw=2Fv1000kW
式中,2表示工作機(jī)有兩個(gè)沖頭;F為工作阻力,有F=6000N;v為工作機(jī)的平均速度,令上沖頭的沖程為s=60mm>(50/2+30)mm有
v=N×2×s×10-360=8.000×10-2m/s
則有
Pw=2Fv1000=2×6000×8.000×10-21000=0.960kW
所需電動(dòng)機(jī)功率Pd
由
Pd=Pwη
式中,Pw已知;η為由電動(dòng)機(jī)至工作機(jī)的總效率,有
η=η1η24η32η43η5
其中 η1-V帶傳動(dòng)效率取0.96
η2-滾子軸承傳動(dòng)效率取0.98
η3-齒輪傳動(dòng)效率取0.97
η4-聯(lián)軸器傳動(dòng)效率取0.99
η5-連桿機(jī)構(gòu)傳動(dòng)效率取0.6
故 η≈0.4850 Pd=Pwη=1.979kW
電動(dòng)機(jī)額定功率Ped
對于載荷比較穩(wěn)定、長期運(yùn)轉(zhuǎn)的機(jī)械,只需使所選電動(dòng)機(jī)的額定功率Ped等于或稍大于所需電動(dòng)機(jī)功率Pd,即Ped≥Pd就可以。因此選擇額定功率為2.2kW的電動(dòng)機(jī)。
電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的確定
電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速高,磁極對數(shù)少,尺寸和質(zhì)量小,價(jià)格也低,但傳動(dòng)裝置的傳動(dòng)比大,從而使傳動(dòng)裝置的結(jié)構(gòu)尺寸增大,成本提高;選用低轉(zhuǎn)速的電動(dòng)機(jī)則相反。一般來說,無特殊,通常多選用同步轉(zhuǎn)速為1500r/min或1000r/min的電動(dòng)機(jī)。
綜上所述,初選電機(jī)如下表
方案
電動(dòng)機(jī)型號(hào)
額定功率(kW)
電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速(r/min)
電動(dòng)機(jī)質(zhì)量(kg)
同步
滿載
1
Y100L1-4
2.2
1500
1420
34
2
Y112M-6
2.2
1000
940
45
本設(shè)計(jì)選擇同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動(dòng)機(jī)。具體參數(shù)如下:
型號(hào)
額定功率(kw)
同步轉(zhuǎn)速
(r/min)
滿載轉(zhuǎn)速
(r/min)
堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩
最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩
電機(jī)質(zhì)量(kg)
Y112M-6
2.2
1000
940
2.0
2.0
34
(六)、傳動(dòng)系統(tǒng)的運(yùn)動(dòng)參數(shù)、動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算
總傳動(dòng)比的確定及各級(jí)傳動(dòng)比的分配
傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比
根據(jù)電機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)轉(zhuǎn)速nw,可得傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比為
i=nmnw=94040=23.5
各級(jí)傳動(dòng)比分配
取V帶傳動(dòng)比為i1=2.5,則減速器的傳動(dòng)比為
i減=ii1=23.52.5=9.4
查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書》根據(jù)圓錐-圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比的分配,取錐齒輪的傳動(dòng)比i2=0.25i減
則取i2=2.35 i3=4
運(yùn)動(dòng)條件及運(yùn)動(dòng)參數(shù)分析計(jì)算
各軸的標(biāo)記如下:
0代表電動(dòng)機(jī)的輸出軸,1代表小帶輪軸,2代表大帶輪,3代表減速器高速軸,4代表減速器中間軸,5代表減速器低速軸
0軸:
1軸:
2軸:
3軸:
4軸:
5軸:
各軸運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)匯總表
軸名
功率P/KW
轉(zhuǎn)矩T/(N·mm)
轉(zhuǎn)速n/(r/min)
0軸
1.979
20105.8
940
1軸
1.959
20104.7
940
2軸
1.806
45870.5
376
3軸
1.717
43610.0
376
4軸
1.632
97410.0
160
5軸
1.551
370391.8
40
(七)V帶傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)校核
已知條件:電機(jī)為Y112M-6型電動(dòng)機(jī),額定功率P=2.2KW,同步轉(zhuǎn)速=1000r/min,傳動(dòng)比i=2.5,單班制工作
解:
1. 確定計(jì)算功率
根據(jù)給定的工作條件,查表得工作情況系數(shù)=1.2,∴=2.64kW
2. V帶截面型號(hào)選擇
由額定功率和轉(zhuǎn)速查圖并驗(yàn)證后,選A型V帶
3. 確定帶輪基準(zhǔn)直徑,
根據(jù)型號(hào)查表選擇:=90mm>
根據(jù)傳動(dòng)比確定從動(dòng)輪直徑:=225mm
據(jù)表選取最接近的標(biāo)準(zhǔn)直徑為=224mm
4. 驗(yàn)算帶速v
V帶傳動(dòng)帶速為 =4.427m/s<25m/s,帶速適宜
5. 確定中心距a和帶的基準(zhǔn)長度
初定中心距 ,
得219.8≤≤628(mm), 初定中心距=500mm
帶的基準(zhǔn)長度初值 =1502mm
查表確定基準(zhǔn)長度=1600mm
實(shí)際中心距 =547.5mm
安裝時(shí)應(yīng)保證的中心距a在下面的范圍內(nèi):
523.5==595.5(mm)
6. 校核小帶輪包角
=166°,大于120°,合格
7. 確定傳動(dòng)V帶根數(shù)Z
查表得: 長度系數(shù)=0.99,包角系數(shù)=0.96
單根帶基本額定功率=0.77kW,單根帶額定功率增量=0.02kW
=3.516,取V帶根數(shù)Z=4
8. 確定初拉力和軸上壓力
查表得,帶單位長度質(zhì)量 q=0.1kg/m
初拉力 =120.9N
軸上壓力 =962.7N
(八) 減速器設(shè)計(jì)
直齒圓錐齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)(主要參照教材《機(jī)械設(shè)計(jì)(第八版)》)
已知輸入功率為=1.717kw、小齒輪轉(zhuǎn)速為=376r/min、齒數(shù)比為2.35由電動(dòng)機(jī)驅(qū)動(dòng)。工作壽命10年,單班制,工作平穩(wěn),轉(zhuǎn)向不變。
1、選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)
(1)圓錐圓錐齒輪減速器為通用減速器,其速度不高,故選用7級(jí)精度(GB10095-88)
(2)材料選擇 由《機(jī)械設(shè)計(jì)(第八版)》表10-1 小齒輪材料可選為40Cr(調(diào)質(zhì)),硬度為280HBS,大齒輪材料取45鋼(調(diào)質(zhì)),硬度為240HBS,二者材料硬度相差40HBS。
(3) 選小齒輪齒數(shù),則大齒輪齒數(shù)
2、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)
設(shè)計(jì)計(jì)算公式:
≥
(1) 、確定公式內(nèi)的各計(jì)算值
1) 試選載荷系數(shù)=1.8
2) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=95.5×10×=43.61KN.Mm
3) 取齒寬系數(shù)
4) 查圖10-21齒面硬度得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限650Mpa 大齒輪的接觸疲勞極限550Mpa
5) 查表10-6選取彈性影響系數(shù)=189.8
6) 由教材公式10-13計(jì)算應(yīng)力值環(huán)數(shù)
N=60nj =60×376×1×(8×365×10)=6.59×10h
N=2.8×10h
7) 查教材10-19圖得:K=0.91 K=0.95
8) 齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用公式(10-12)得:
[]==0.91×650=591.5
[]==0.95×550=522.5
設(shè)計(jì)計(jì)算
1) 試算小齒輪的分度圓直徑,帶入中的較小值得
2) 計(jì)算圓周速度V
1.52m/s
3) 計(jì)算載荷系數(shù)
系數(shù)=1,根據(jù)V=1.52m/s,7級(jí)精度查圖表(圖10-8)得動(dòng)載系數(shù)=1.05
查圖表(表10-3)得齒間載荷分布系數(shù)=1.1
根據(jù)大齒輪兩端支撐,小齒輪懸臂布置查表10-9得=1.25的=1.5X1.25=1.875
得載荷系數(shù) =2.16
4) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑,得
=
5)計(jì)算模數(shù)M
3、按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)
設(shè)計(jì)公式:
m≥
(1) 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值
1) 計(jì)算載荷系數(shù) =1X1.15X1X1.875=2.16
2) 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)
=27.17
=150.6
3) 由教材表10-5查得齒形系數(shù)
應(yīng)力校正系數(shù)
4) 由教材圖20-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限,大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限
5) 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.87 K=0.89
6) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù),得
[]=
[]=
7) 計(jì)算大小齒輪的,并加以比較
大齒輪的數(shù)值大,選用大齒輪的尺寸設(shè)計(jì)計(jì)算.
(2) 設(shè)計(jì)計(jì)算
取M=2.5mm
對比計(jì)算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù),由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所承載的能力。而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力,取決于齒輪直徑。按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=2. 5mm但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度,需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d=81.7來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù).
計(jì)算齒數(shù) z=32.68 取z=33 那么z=2.35×33=77.55
取z=78
4、計(jì)算幾何尺寸
(1) d==82.5
(2) d==195
(3) =22.
(4)
(5) =105.9mm mm
(6) =37.07圓整取=40mm =45mm
斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)(主要參照教材《機(jī)械設(shè)計(jì)(第八版)》)
已知輸入功率為=1.632kw、小齒輪轉(zhuǎn)速為=160r/min、齒數(shù)比為4。工作壽命10年,單班制,工作平穩(wěn),轉(zhuǎn)向不變。
1、選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)
(1)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器,速度不高,故選用7級(jí)精度。(GB10095-88)
(2)材料選擇 由《機(jī)械設(shè)計(jì)(第八版)》表10-1小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì)),硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì)),硬度為240HBS,二者材料硬度相差40HBS。
(3) 選小齒輪齒數(shù),則大齒輪齒數(shù) 初選螺旋角。
2、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算按下式設(shè)計(jì)計(jì)算
(1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值
1) 試選載荷系數(shù)=1.6
2) 查教材圖表(圖10-30)選取區(qū)域系數(shù)=2.435
3) 查教材表10-6選取彈性影響系數(shù)=189.8
4) 查教材圖表(圖10-26)得 =0.765 =0.88 =1.645
5) 由教材公式10-13計(jì)算應(yīng)力值環(huán)數(shù)
N=60nj =60×160×1×(8×365×10)=2.8×10h
N=0.7X10h
6) 查教材10-19圖得:K=0.95 K=0.99
7) 查取齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限650Mpa 550Mpa
8) 由教材表10-7查得齒寬系數(shù)=1
9) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=97.41N.m
10) 齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應(yīng)用公式(10-12)得:
[]==0.95×650=617.5
[]==0.99×550=544.5
許用接觸應(yīng)力為
(2) 設(shè)計(jì)計(jì)算
1) 按式計(jì)算小齒輪分度圓直徑
=
2) 計(jì)算圓周速度0.445m/s
3) 計(jì)算齒寬b及模數(shù)
b==53.12mm
=
4) 計(jì)算齒寬與高之比
齒高h(yuǎn)= =2.25×2.34=5.27
= =10.08
5) 計(jì)算縱向重合度 =0.318tanβ=0.318x1x22tan=1.744
6) 計(jì)算載荷系數(shù)K
系數(shù)=1,根據(jù)V=0.445m/s,7級(jí)精度查圖表(圖10-8)得動(dòng)載系數(shù)=1.01
查教材圖表(表10-3)得齒間載荷分布系數(shù)=1.2
由教材圖表(表10-4)查得=1.420
查教材圖表(圖10-13)得=1.32
所以載荷系數(shù)
=1.72
7) 按實(shí)際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑
=
8) 計(jì)算模數(shù)
=
3、按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)
由彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式≥設(shè)計(jì)
(1) 確定公式內(nèi)各計(jì)算數(shù)值
1) 計(jì)算載荷系數(shù) =1.60
2) 根據(jù)縱向重合度=1.744 查教材圖表(圖10-28)查得螺旋影響系數(shù)=0.88
3) 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)
=24.09
=96.37
4) 查取齒形系數(shù) 查教材圖表(表10-5)=2.6476 ,=2.18734
5) 查取應(yīng)力校正系數(shù) 查教材圖表(表10-5)=1.5808 ,=1.78633
6) 查教材圖表(圖10-20c)查得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限=520MPa ,大齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限=400MPa 。
7) 查教材圖表(圖10-18)取彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.89 K=0.92
8) 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由式得
[]=
[]=
9) 計(jì)算大、小齒輪的,并加以比較
大齒輪的數(shù)值大.選用大齒輪的參數(shù)計(jì)算.
(2) 設(shè)計(jì)計(jì)算
1) 計(jì)算模數(shù)
對比計(jì)算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的法面模數(shù),由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所承載的能力。而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力,僅取決于齒輪直徑。按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),取m=2mm但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度,需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d=54.39來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù).
2)計(jì)算齒數(shù) z==26.4 取z=27 那么z=4×27=108
4、 幾何尺寸計(jì)算
(1)計(jì)算中心距
a===139 取a=140mm
(2)按圓整后的中心距修正螺旋角
=arccos
因值改變不多,故參數(shù),,等不必修正.
(3)計(jì)算大.小齒輪的分度圓直徑
d==56.25
d==225
(4)計(jì)算齒輪寬度
B=
圓整取
⑷ 高速軸、中間軸、輸出軸設(shè)計(jì)計(jì)算
Ⅰ軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
已知條件:軸的傳遞功率P=1.717kW,轉(zhuǎn)速n=376r/min,小錐齒輪的分度圓直徑為:d=82.5mm,寬度為:b=45 mm
1. 選擇軸材料及熱處理方式;
由于減速器為一般用途軸,故選45鋼,調(diào)質(zhì),查表得,;;;;;
2. 最小軸徑估算
對軸均使用扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度法,根據(jù)公式 mm
可知,對于軸,P=1.717kW, C=120,n=376r/min .故最小軸徑為dmin=17.9mm;
經(jīng)圓整,取最小軸徑d=18mm;
3. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
高速軸軸系的結(jié)構(gòu)如圖所示。
(1)各軸段直徑的確定
從左到右:
1) 最小直徑,安裝大帶輪軸段,確定軸徑18mm。
2) 端蓋處軸的直徑為20mm
2)軸承處軸段,根據(jù)角接觸軸承7205C確定軸徑25mm
3)軸環(huán)段取32mm
4)軸承處根據(jù)角接觸軸承7205C取25mm
5)小錐齒輪處取20mm
(2)軸各段長度
從左到右:
1) 由選擇的大帶輪取70mm
2) 由箱體結(jié)構(gòu)、軸承端蓋、裝配關(guān)系等確定26mm
3) 由角接觸軸承確定15mm
4) 由裝配關(guān)系、箱體結(jié)構(gòu)確定46mm
5) 由角接觸軸承確定15mm
6) 由套筒及小錐齒輪確定42mm
4. 按彎扭合成法校核軸的強(qiáng)度
(1) 計(jì)算小錐齒輪的受力
水平面內(nèi)受力
Me=71.36N.m
(2) 計(jì)算水平面內(nèi)彎矩,繪制水平彎矩(MH)圖
(3) 垂直面內(nèi)受力
繪制垂直面彎矩(M)圖
Me=77.89 N.m
ME=100.97 N.m N.m 8
合成彎矩(M)圖
T=49.24 N.m
轉(zhuǎn)矩(T)圖
(4) 確定危險(xiǎn)截面,校核軸的強(qiáng)度
E截面處受轉(zhuǎn)矩和彎矩最大
W=0.1d3 為軸的抗彎截面系數(shù),∝取0.6 ,代入數(shù)據(jù)
則有=20.56MPa=60MPa
結(jié)論:軸的結(jié)構(gòu)滿足強(qiáng)度要求
5. 按安全系數(shù)法精確校核軸的強(qiáng)度
(1)查表可得,對于A型平鍵,軸上鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)為:
(2)查表可得,45鋼的絕對尺寸系數(shù)為:
(3)對于45鋼,彎矩和轉(zhuǎn)矩作用下軸的平均應(yīng)力折算為應(yīng)力幅的等效系數(shù)分別為:
(4)查表可得,該軸段的加工表面質(zhì)量系數(shù):
,
(5)由于該軸所受彎曲應(yīng)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力,故
平均應(yīng)力
彎曲應(yīng)力幅 =9.75Mpa
(6)由于該軸所受扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力,故
扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 =30.48MPa
轉(zhuǎn)矩應(yīng)力幅和平均應(yīng)力 =15.24MPa
(7)根據(jù)上式可得,僅考慮彎曲應(yīng)力和僅考慮扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力時(shí)的工作安全系數(shù)分別為:
=5.6, =7.2
(8)可得軸的工作安全系數(shù)為: =4.42
查表,取軸疲勞強(qiáng)度的許用安全系數(shù)為
結(jié)論:,滿足強(qiáng)度要求。
D截面的強(qiáng)度精確校核方法與C截面相同。計(jì)算后得到D截面的工作安全系數(shù):=5.61 結(jié)論:,滿足強(qiáng)度要求。
Ⅱ軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
已知條件:軸的傳遞功率P=1.632kW,轉(zhuǎn)速n=160r/min,兩齒輪的分度圓直徑分別為:d1=195mm,d2=56.25mm。
1. 選擇軸材料及熱處理方式;
由于減速器為一般用途軸,故選45鋼,調(diào)質(zhì),查表得,;;;;;
2. 最小軸徑估算
對軸均使用扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度法,根據(jù)公式 mm
可知,對于軸,P=1.632kW,n=160r/min, C=120.故最小軸徑為dmin1=24.68mm;
經(jīng)圓整,取最小軸徑d=25mm;
3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)如圖所示
(1)各軸段直徑的確定
從左到右:
1)最小直徑,安裝角接觸軸承7205C,確定軸徑25mm,長35mm。
2)安裝小斜齒輪確定軸徑30mm,長58mm
3)軸環(huán)段軸徑取40mm,長13mm
4)安裝大錐齒輪軸徑取30mm,長38mm
5)安裝角接觸軸承7205C,確定軸徑25mm,長42mm。
4.按彎扭合成法校核軸的強(qiáng)度
(1)建立力學(xué)模型 計(jì)算齒輪2、3的受力
根據(jù)大錐齒輪與小錐齒輪的作用力與反作用力的關(guān)系則有:
大錐齒輪: Ft=1281.5N, Fr=181.9N, Fa=429.1N
小圓柱斜齒輪 :
水平面內(nèi)受力
(2)計(jì)算水平面內(nèi)彎矩,繪制水平彎矩(MH)圖
Me=158.1 N.m
Mc=106.6 N.m
(3)垂直面內(nèi)受力
繪制垂直面彎矩(M)圖
MC=67.3N.m
ME=40.7 N.m
MC=132.4 N.m
ME=171.8 N.m
合成彎矩(M)圖
轉(zhuǎn)矩(T)圖
T=101 N.m
(4) 確定危險(xiǎn)截面,校核軸的強(qiáng)度
E截面處受轉(zhuǎn)矩和彎矩最大
C截面處雖然彎矩、轉(zhuǎn)矩不是最大,但軸徑較小
該軸的危險(xiǎn)截面為C、E兩截面。
C截面 =38.54MPa
E截面 =49.35MPa
結(jié)論:軸的結(jié)構(gòu)滿足強(qiáng)度要求。
5. 按安全系數(shù)法精確校核軸的強(qiáng)度
(1)查表可得,對于A型平鍵,軸上鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)為:
(2)查表可得,45鋼的絕對尺寸系數(shù)為:
(3)對于45鋼,彎矩和轉(zhuǎn)矩作用下軸的平均應(yīng)力折算為應(yīng)力幅的等效系數(shù)分別為:
(4)查表可得,該軸段的加工表面質(zhì)量系數(shù):
,
(5)由于該軸所受彎曲應(yīng)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力,故
平均應(yīng)力
彎曲應(yīng)力幅 =19.36Mpa
(6)由于該軸所受扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力,故
扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 =14.24MPa
轉(zhuǎn)矩應(yīng)力幅和平均應(yīng)力 =7.1MPa
(7)根據(jù)上式可得,僅考慮彎曲應(yīng)力和僅考慮扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力時(shí)的工作安全系數(shù)分別為:
=3.02,=2.85
(8)可得軸的工作安全系數(shù)為: =2.10
查表,取軸疲勞強(qiáng)度的許用安全系數(shù)為
結(jié)論:,滿足強(qiáng)度要求。
D截面的強(qiáng)度精確校核方法與C截面相同。計(jì)算后得到D截面的工作安全系數(shù):=2.68 結(jié)論:,滿足強(qiáng)度要求。
Ⅲ軸的設(shè)計(jì)計(jì)算
已知條件:軸的傳遞功率P=1.551kW,轉(zhuǎn)速n=40r/min,
1. 軸材料及熱處理方式;
由于減速器為一般用途軸,故選45鋼,調(diào)質(zhì),查表得,;;;;;
2. 最小軸徑估算
對軸均使用扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度法,根據(jù)公式 mm
可知,對于軸,P=1.551kW, C=120,n=40r/min .故最小軸徑為dmin1=31.58mm;
經(jīng)圓整,取最小軸徑d=32mm;
3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
軸的結(jié)構(gòu)如圖所示
從左到右:
1)根據(jù)角接觸軸承7207C,軸直徑35mm,長度38mm。
2)安裝大斜齒輪,軸段直徑41mm,長度53mm。
3)軸肩直徑52mm 長度10mm
4)此段用來軸承的軸向定位軸徑為41mm,長度為70mm
5)根據(jù)角接觸軸承7207C,軸直徑35mm,長度57mm。
6)軸端最小直徑,用來連接連桿機(jī)構(gòu),軸直徑32mm,長度82mm
4.按彎扭合成法校核軸的強(qiáng)度
(1)計(jì)算大圓柱齒輪的受力
根據(jù)大圓柱齒輪與小圓柱齒輪的作用力與反作用力有:
Ft=3607.8N, Fr=1367.96N,F(xiàn)a=1313.2N
水平面內(nèi)受力
(2)計(jì)算水平面內(nèi)彎矩,繪制水平彎矩(MH)圖
Me=131.7N.m
(3)垂直面內(nèi)受力
ME1=81.9N.m N.m
繪制垂直面彎矩(M)圖
ME2=54.3N.m
合成彎矩(M)圖
ME2=102.5N.m
ME1=155.1N.m
T=390.9N.m
轉(zhuǎn)矩(T)圖
(4) 確定危險(xiǎn)截面,校核軸的強(qiáng)度
E截面處受轉(zhuǎn)矩和彎矩最大 =16.8MPa
結(jié)論:軸的結(jié)構(gòu)滿足強(qiáng)度要求。
5. 按安全系數(shù)法精確校核軸的強(qiáng)度
(1)查表可得,對于A型平鍵,軸上鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)為:
(2)查表可得,45鋼的絕對尺寸系數(shù)為:
(3)對于45鋼,彎矩和轉(zhuǎn)矩作用下軸的平均應(yīng)力折算為應(yīng)力幅的等效系數(shù)分別為:
(4)查表可得,該軸段的加工表面質(zhì)量系數(shù):
,
(5)由于該軸所受彎曲應(yīng)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力,故
平均應(yīng)力
彎曲應(yīng)力幅 =32.6Mpa
(6)由于該軸所受扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力,故
扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 =19.8MPa
轉(zhuǎn)矩應(yīng)力幅和平均應(yīng)力 =9.9MPa
(7)根據(jù)上式可得,僅考慮彎曲應(yīng)力和僅考慮扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力時(shí)的工作安全系數(shù)分別為: =4.5, =7.6
(8)可得軸的工作安全系數(shù)為: =3.88
查表,取軸疲勞強(qiáng)度的許用安全系數(shù)為
結(jié)論:,滿足強(qiáng)度要求。
D截面的強(qiáng)度精確校核方法與C截面相同。計(jì)算后得到D截面的工作安全系數(shù):=3.12 結(jié)論:,滿足強(qiáng)度要求。
⑸ 軸承設(shè)計(jì)與壽命計(jì)算
Ⅰ軸的滾動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核
已知:小錐齒輪平均分度圓直徑dm=82.5mm,所受圓周力Ft=1281.5N,徑向力Fr=429.1N,軸向力Fa=181.9N,軸的轉(zhuǎn)速n=376r/min,工作溫度低于100oC.
解:
1. 查取7205C軸承的基本參數(shù)
由手冊得:Cr=16500N,e=0.38,X=0.44, Y=1.47;
2. 計(jì)算派生軸向力
1)計(jì)算滾動(dòng)軸承的徑向支反力Fr2, Fr1
水平支反力兩軸承之間的距離為61mm,右軸承離錐齒輪的距離為35mm
得:735N
得:2017N
垂直支反力
得:166N
得:425N
合成支反力
753.5N 2061.3N
2)計(jì)算派生軸向力S1和S2
=286.33N =783.29N
3.求軸承的軸向載荷Fa1和Fa2
=468.23N=783.29N
軸承1為“壓緊”軸承, 軸承2為“放松”軸承
軸承1: =97.23N 軸承2: =783.29N
4. 計(jì)算軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷P
Fa1Fr1=0.129
29200h(10年)
Ⅱ軸的滾動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核
已知:大錐齒輪平均分度圓直徑dm=195mm,所受圓周力Ft1=1281.5N,徑向力Fr1=181.9N,軸向力Fa1=429.1N,軸的轉(zhuǎn)速n=160r/min,工作溫度低于100oC。小圓柱齒輪分度圓直徑為d2=56.25mm,所受切向力Ft2=3607.8N,徑向力Fr2=1367.96N,軸向力Fa2=1313.2N。
解:
1. 查取7008C軸承的基本參數(shù)
由手冊得:Cr=16500N,e=0.38,X=0.44 Y=1.47;
2. 計(jì)算派生軸向力
1)計(jì)算滾動(dòng)軸承的徑向支反力Fr2, Fr1
水平支反力左軸承至第一個(gè)齒輪的距離為50mm,兩齒輪的距離為64mm,第二個(gè)齒輪離右軸承的距離為60mm.
得:2157.4N
得:2731.9N
垂直支反力
得:187N
得:1373N
合成支反力
2165.1N 3057.6N
2)計(jì)算派生軸向力S1和S2
=822.7N =1161.9N
3.求軸承的軸向載荷Fa1和Fa2
=1706.7N>1161.9N
軸承2為“壓緊”軸承, 軸承1為“放松”軸承
軸承1: Fa1=S1=822.7 軸承2:Fa2=S1+Fa=1706.7
4. 計(jì)算軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷P
Fa1Fr1=0.38=e Fa2Fr2=0.55>e
軸承1: P1=Fr1=2165
軸承2: P2=XFr+YFa=3854.3
5. 計(jì)算軸承的壽命
工作溫度低于1000C: ft=1
=37020h>29200h(10年)
Ⅲ軸的滾動(dòng)軸承的設(shè)計(jì)計(jì)算與校核
已知:大圓柱齒輪分度圓直徑d=225mm,所受圓周力Ft=3607.8N,徑向力Fr=1367.9N,軸向力Fa=1313.2N,軸的轉(zhuǎn)速n=40r/min,工作中有中等沖擊,工作溫度低于100oC
解:
1.查取7207C軸承的基本參數(shù)
由手冊得:Cr=30500N,e=0.38,X=0.4,Y=1.47;
2.計(jì)算派生軸向力
1)計(jì)算滾動(dòng)軸承的徑向支反力Fr2, Fr1
水平支反力
得:2426.3N
得:1181.5N
垂直支反力
得:1869.2N 得:782.6N
合成支反力
3186N 3697N
2)計(jì)算派生軸向力S1和S2
=1211N =1405N
3.求軸承的軸向載荷Fa1和Fa2
=3052N=1211N
軸承1為“壓緊”軸承, 軸承2為“放松”軸承
軸承1: =3052N 軸承2: =1405N
4. 計(jì)算軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷P
=0.38
軸承1: =5888N
軸承2: =3697N
5. 計(jì)算軸承的壽命
工作溫度低于1000C: ft=1
=40365h>29200h(10年)
(6) 鍵連接的設(shè)計(jì)計(jì)算
Ⅰ軸帶輪上的鍵:
已知條件:Ⅰ軸傳遞的扭矩T=43.61Nm;軸的直徑d=20mm; 鍵的長度=63mm; 鍵的高度=6mm.;材料:45鋼; =150 MPa。
根據(jù)普通平鍵的擠壓強(qiáng)度條件:
=23.07MPa
Ⅱ軸大齒輪上的鍵:
已知條件:Ⅱ軸傳遞的扭矩T=97.41Nm;軸的直徑d=30mm; 鍵的長度=32mm; 鍵的高度=8mm.;材料:45鋼; =150 MPa。
根據(jù)普通平鍵的擠壓強(qiáng)度條件:
=50.73MPa
Ⅲ軸大齒輪上的鍵:
已知條件:鍵傳遞的扭矩T=370.39Nm;軸的直徑d=41mm; 鍵的長度=50mm; 鍵的高度=8mm.;材料:45鋼; =150 MPa。
根據(jù)普通平鍵的擠壓強(qiáng)度條件:
=90.24MPa
(六) 減速器箱體設(shè)計(jì)
減速器箱體尺寸如下表所示:
名稱
符號(hào)
尺寸關(guān)系
結(jié)果mm
機(jī)座壁厚
0.0125(d1+d2)8
8
機(jī)蓋壁厚
8
機(jī)座凸緣厚度
b
1.5
12
機(jī)蓋凸緣厚度
b1
1.5
12
機(jī)座底凸緣厚度
P
2.5
20
地腳螺釘直徑
12
地腳螺釘數(shù)目
n
查手冊
6
軸承旁連接螺栓直徑
d1
0.75 df
12
機(jī)蓋機(jī)座連接螺栓直徑
d2
(0.5~0.6)df
8
連接螺栓d2的間距
l
150~200
160
軸承端蓋螺釘直徑
d3
(0.4~0.5)df
7
窺視孔蓋螺釘直徑
d4
(0.3~0.4)df
5
定位銷直徑
d
(0.7~0.8) d2
7
df d1 d2 至外機(jī)壁距離
c1
20
20
df、d2之凸緣的距離
c2
18
18
軸承旁凸臺(tái)半徑
R1
9
9
凸臺(tái)高度
h
40
40
外機(jī)壁至軸承座端面距離
L1
c1+c2+(5~10)
40
內(nèi)機(jī)壁至軸承座端面距離
L2
58
大齒輪頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離
12
齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離
25
機(jī)蓋、機(jī)座肋厚
m1,m2
m1=0.85,m2=0.85
7
軸承端蓋外徑
D2
D+(5~5.5)d3
90 10
軸承端蓋凸緣厚度
e
1.2d3
8
軸承旁連接螺栓距離
s
110
(七) 體會(huì)
通過這二十多天的課程設(shè)計(jì),我深深體會(huì)到,要設(shè)計(jì)一個(gè)機(jī)械產(chǎn)品,哪怕機(jī)構(gòu)并不復(fù)雜,也不是一件輕松的事情,需要綜合運(yùn)用學(xué)過的一切機(jī)械設(shè)計(jì)方面的知識(shí)和理論力學(xué)、材料力學(xué)、數(shù)學(xué)、工程材料等各方面的知識(shí),綜合運(yùn)用各種先進(jìn)的繪圖、計(jì)算軟件,減少工作量和提高設(shè)計(jì)效率。我還深刻的體會(huì)到,機(jī)械的設(shè)計(jì)不是一項(xiàng)一個(gè)兩個(gè)人能完成的工作,需要團(tuán)隊(duì)合作,集思廣益,充分調(diào)動(dòng)大家的積極性,互相鼓勵(lì)、互相幫助、互相批評。對于一個(gè)新的機(jī)械產(chǎn)品,首先必須舍得拿出時(shí)間從總體上綜合考慮、分析,參考已有的、成熟的機(jī)構(gòu),盡可能地考慮到一切可能出現(xiàn)的技術(shù)細(xì)節(jié),磨刀不誤砍柴工,只有這樣做了,才能在在接下來的設(shè)計(jì)中少走彎路,提高效率。這次課程設(shè)計(jì),我感覺工作量相當(dāng)大,每天都是在加班加點(diǎn)地干,對我的體力和毅力是個(gè)很大的考驗(yàn),這一點(diǎn)上我明白了作為一個(gè)優(yōu)秀的設(shè)計(jì)人員,必須有好的身體和堅(jiān)韌不拔的精神,看似枯燥無味的工作,堅(jiān)持到最后就會(huì)有巨大的成就感,就會(huì)有看到產(chǎn)品成功問世的喜悅感!
(八) 參考資料
《機(jī)械制圖》
《機(jī)械原理》
《機(jī)械設(shè)計(jì)》
《機(jī)械基礎(chǔ)綜合課程設(shè)計(jì)》
其中:曲柄AB=56.6mm,連桿BC=80mm,擺桿CD=150mm,連桿DE=170mm
5mm
=2.0625
35