机械设计课程设计--缺目录修改

南湖学院课程设计第1页共19页1传动方案选择及机构运动简图1．1传动方案的选择该工作机采用的是原动机为Y系列三相笼型异步电动机，三相笼型异步电动机是一般用途的全封闭自扇冷式电动机，电压380V，其结构简单、工作可靠、价格低廉、维护方便另外其传动功率大，传动转矩也比较大，噪声小，在室内使用比较环保。因为三相电动机及输送带工作时都有轻微振动，所以采用弹性联轴器能缓冲各吸振作用，以减少振动带来的不必要的机械损耗。总而言之，此工作机属于小功率、载荷变化不大的工作机，其各部分零件的标准化程度高，设计与维护及维修成本低；结构较为简单，传动的效率比较高，适应工作条件能力强，可靠性高，能满足设计任务中要求的设计条件及环境。1.2机构运动简图1234561—电动机2、4—联轴器3一级蜗轮蜗杆减速器5—传动滚筒6—输送带图2-1机构运动简图南湖学院课程设计第2页共19页3电动机的选择和运动参数的计算3.1电动机的选择3.1.1.选择电动机的类型按工作要求和条件选取Y系列一般用途全封闭自扇冷鼠笼式三相异步电动机。3.1.2.选择电动机容量（1）工作机各传动部件的传动效率及总效率查《机械设计课程设计》表2.5各类传动轴承及联轴器效率的概略值，减速机构使用了一对滚动球轴承，一对联轴器和单线蜗轮蜗机构，各机构传动效率如下：99.0滚动球轴承（一对）；99.0联轴器～0.995；80.0四线蜗轮蜗杆减速机构的总效率：2轴承单级蜗轮蜗杆联轴器总（一对）（2）选择电动机的功率所选电动机的额定功率应该等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，则不能保证工作机的正常工作，或使电动机长期过载、发热大而过早损坏；容量过大，则增加成本，并且由于效率和功率因数低而造成电能浪费。电动机所需的功率：总总dpp；式中—pd工作机要求的电动机输出功率，单位为KW；总—电动机至工作机之间传动装置的总效率；P总—工作机所需输入功率，单位为KW；输送机所需的功率:；kw88.4768.010005.125001000Fv总dmaxp查《机械设计课程设计》表2.6，选取电动机的额定功率kw5.5p额定。3.1.3选择电动机的转速1)传动装置的传动比的确定：南湖学院课程设计第3页共19页查《机械设计》书中得各级齿轮传动比如下：5i蜗杆～82；理论总传动比：5ii蜗杆总～82；2)电动机的转速：卷筒轴的工作转速：wn=DV100060=63.66r/min所以电动机转速的可选范围为：nnwdi（5~82）×63.66=318.3~5441.5r/min根据上面所算得的原动机的功率与转速范围，符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min和3000r/min四种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为750r/min的电动机。其主要功能如表3-1：表3-1Y160M2-8型电动机主要功能电动机型号额定功率kW满载转速r/min起动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y160M2-85.57202.02.2注：电动机轴伸出段直径/mm42k6;电动机轴伸出段安装长度/mm110电动机中心高度/mm160电动机外形尺寸长*宽*高/mm600*325*3353.2运动及动力参数的计算3.2.1.各轴转速计算（1）实际总传动比及各级传动比配置：由于是蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。则总传动比i：i=66.63720nnwm=11.3（2）各轴转速：蜗杆轴转速：n1=720r/min蜗轮轴转速：n2=63.72r/min3.2.2各轴输入功率计算南湖学院课程设计第4页共19页蜗杆轴功率：kw39.599.099.05.5滚动球轴承联轴器d蜗杆pp蜗杆轴功率：kw31.48.039.5四级蜗轮蜗杆蜗杆蜗轮pp卷筒轴功率：kw23.499.099.031.4滚动球轴承联轴器蜗杆滚筒pp电动机轴：mN95.727205.595509550npTmdd蜗杆轴：m71.5Ni滚动球轴承联轴器d蜗轮TT蜗轮轴：m646.36Ni单级蜗轮蜗杆蜗杆蜗轮TT卷筒轴：mN50.633i滚动球轴承联轴器蜗轮卷筒TT表3-2各轴动力参数表轴名功率P/kw转矩T/(Nm)转速n/(r/min)传动比i电动机轴5.572.957200.981蜗杆轴5.3971.507200.811.3涡轮轴4.31646.3663.720.981卷筒轴4.22633.5063.724.传动零件的设计计算4.1选择蜗杆类型根据GB/T10085-1988的推荐，采用渐开线蜗杆（ZI）。4.2材料选择南湖学院课程设计第5页共19页考虑到蜗杆传动的功率不大，速度中等，故蜗杆采用45刚；而又希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45～55HRC；蜗轮选用铸锡磷青铜（ZCuSn10P1）,砂模铸造；为了节约贵重有色金属，仅齿圈用青铜铸造，而轮芯用灰铸铁（HT100）制造4.3按齿面接触强度设计根据闭式蜗杆蜗轮的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行计算，再校核齿根弯曲疲劳强度。由《机械设计》式（7-23）则传动中心距为32HE2）（KaZZT4.3.1确定轮上转矩按4z1，效率为0.8，则mmN645959np1055.9T22624.3.2确定载荷系数因工作是有轻微振动，故取载荷分布不均匀系数K=1，由《机械设计》表11-5选取使用系数AK=1.15，由于转速不是很高，冲击不大，可选取动载荷系数05.1kv，21.105.115.11kkkkv4.3.3确定弹性影响系数zE因为选用的是锡磷青铜（ZCuSn10P1）的蜗轮和45刚蜗杆相配，故a160zE4.3.4确定接触系数zp先假设蜗杆分度远直径和传动中心距的比值为35.0ad1，从《机械设计》图11-18中查得9.2z4.3.5确定许用接触应力H根据蜗轮材料为锡磷青铜（ZCuSn10P1），金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度＞45HRC，可从《机械设计》表11-7查得蜗轮的基本许用应力MPa268H。应力循环次数7h21093.8）36588（72.63160Ljn60NN寿命系数：7606.01093.810K377HN，则MPa84.2032687606.0KHHNH4.3.6计算中心距南湖学院课程设计第6页共19页mm398.159mm84.2039.216064595921.1）（Ka3232HE2ZZT中心距a=225mm，因为，3.11i1故从表11-2中选取模数m=8mm，蜗杆分度圆直径mm80d1，这时356.0ad1，与假设相近，从《机械设计》图11-18中可查得,Z8.2Z，，因此以上计算结果可用。4.4蜗杆与蜗轮的主要参数及几何尺寸4.4.1蜗杆轴向齿距mm1.25P1a；直径系数q=10.00；齿顶圆直径mm96d1a；齿根圆直径mm60d1f；分度圆导程角80.21104arctanqzarctan1（右旋）轴向齿厚mm6.12s2。4.4.2蜗轮蜗轮齿数：47z2；变位系数375.0-x2；验算传动比：75.11zzi121,传动误差为%5%98.311.311.3-75.11是允许的；8.21（右旋）蜗轮分度圆直径：mm376478mzd22；蜗轮喉圆直径：mm3868）375.0-1（2376h2dd2a22a；蜗轮齿根圆直径：mm3508）375.025.01（2-376h2dd2f22f蜗轮咽喉母圆半径：mm3238621-22521ar2a2gd蜗轮轮缘宽度：mm72b。4.5校核齿根弯曲疲劳强度F2Fa212FYYcosddKT53.1南湖学院课程设计第7页共19页当量齿数：72.58）80.21cos（47coszz332v根据72.58z，375.0-xv2，从《机械设计》图11-19中可查得齿形系数15.2YFa2螺旋系数：8443.014080.21-1140-1Y许用弯曲应力：FNFFK从表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力MPa56F寿命系数：6071.01093.810N10K97696FNMPa99.335783.056KFNFF所以MPa02.98443.015.283768064595921.153.1YYmddKT53.12Fan212FFF，弯曲强度校核满足要求。4.6验算效率）（tantan）90.0~95.0（v已知80.21，vvvf，arctanf与相对滑移速度sv有关；sm2.39285.0100060720801000cos60ndv12s从《机械设计》表11-18中用插值法查得0272.0fv，553.1v代入上式得88.0）（tantan）90.0~95.0（v大于原估计值，因此不用重算。4.7热平衡计算4.7.1估算散热面积A275.175.1m364.1）100225（33.0）100a（33.0A4.7.2验算油的工作温度iv室温室0t：通常取20。南湖学院课程设计第8页共19页散热系数5.17~14Ks：取）Cm（W5.17K2s；啮合效率89.01；轴承效率0.98~0.99，取轴承效率99.02；搅油效率0.94~0.99，搅油效率85.098.099.089.0321；C80C9.5320364.15.1739.5）85.0-1（1000tAKP）-1（1000t0s1i第五章轴的设计计算及校核5.1蜗杆轴的设计及校核图5-1蜗杆轴草图选择轴的材料及热处理考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要向蜗轮传递转矩，其传递的功率不大，对其重量和尺寸无特殊要求，故选择常用的45钢，调质处理。查《机械设计》（表15-1）硬度HBS=217~255Mpa，强度极限640MPaB，355MPas，275MPa1-，155MPa1-，60MPa1-求蜗杆轴上的功率、转速和转矩由第3章可知5.39kwP1，720n1，mmN107.15T41。5.1.1求作用在蜗杆上的力因已知蜗杆的分度圆直径为80mm，则切向力1787.5N80107.152d2TF411t1南湖学院课程设计第9页共19页轴向力3436.17N376106.462d2TF5221径向力1250.66NtanFFFt2r2r1查《机械设计》（表15-3）先初步校核估算轴的最小直径，取112A021.90mm7205.39112nPAd33110min5.1.2轴的结构设计[1]初选轴承初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向和轴向力的作用，故选用角接触球轴承；参照工作要求并根据1d=55mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承。查《机械设计课程设计》（表5-11）初选型号为7211C，其尺寸为d×D×B=55mm×100mm×21mm。[2]各轴段径向尺寸确定初估轴径后,就可按轴上零件的安装顺序,从左端开始确定直径.该轴轴段I-II为最小端,故该段直径为42mm。III-IV段安装轴承，故该段直径为55mm，为了设计的需要，考虑安装密封装置，设计II-III段的直径为50mm。IV-V段为挡油环提供轴向定位，选直径为64mm，取V-V