机械制造设计实例及设计流程分析

机械制造设计实例及设计流程分析--------------------------机械传动系统设计实例设计题目：V带——单级斜齿圆柱齿轮传动设计。某带式输送机的驱动卷筒采用如图14-5所示的传动方案。已知输送物料为原煤，输送机室内工作，单向输送、运转平稳。两班制工作，每年工作300天，使用期限8年，大修期3年。环境有灰尘，电源为三相交流，电压380V。驱动卷筒直径350mm，卷筒效率0.96。输送带拉力5kN，速度2.5m/s，速度允差±5%。传动尺寸无严格限制，中小批量生产。该带式输送机传动系统的设计计算如下：一、电动机选择1．电动机类型选择按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。2．电动机容量选择工作机所需工作功率P工作=FV=5×2.5=12.5kW，所需电动机输出功率为Pd=P工作/η总电动机至输送带的传动总效率为：η总=ηV带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒查表16—3取带传动和齿轮传动的传动效率分别为0.96和0.97，取联轴器效率0.99，参照式（16—3）取轴承效率0.99，可求得η总=0.96×0.992×0.97×0.99×0.96=0.867，故所需电动机输出功率Pd=P工作/η总=12.5/0.867=14.41kW。3．确定电动机转速卷筒轴工作转速为nw=60×1000V/(πD)=60×1000×2.5/(π×350)≈136.4r/min，按表[16-1]推荐的传动比合理范围，iV=2～4，i齿轮=3～7，故i总=6～28，故电动机转速的可选范围为：nd=nw×i总=（6～28）×136.4=818.4～3819.2r/min。根据容量和转速要求，从有关手册或资料选定电动机型号为Y180L-6，其额定功率15kW，同步转速1000r/min，满载转速970r/min。二、传动系统总传动比计算与分配1．总传动比计算根据电动机满载转速和工作机主动转速求总传动比：i总=n电动机/nw=970/136.4=7.11。2．总传动比分配为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取iV=2.1，则斜齿轮传动比i齿轮=7.11/2.1=3.386。三、传动系统的运动和动力参数计算1．各轴输入转速nⅠ=n电机/iV带=970/2.1=462r/min，nⅡ=n电机/i总=970/7.11≈136.4r/min。2．各轴输入功率PⅠ=Ped*ηV带=15×0.96=14.4kW，PⅡ=PⅠ×η轴承×η齿轮=14.4×0.99×0.97=13.83kW。3．各轴输入转矩TⅠ=9.55×106PⅠ/nⅠ=9.55×106×14.4/462=297.66×103N·mm，TⅡ=9.55×106PⅡ/nⅡ=9.55×106×13.83/136.4=968.3971.15×103N·mm。*注：此处以额定功率为依据，可保证系统在电动机最大输出情况下的工作能力。有些教材以计算所得的实际输出功率为依据，则保证的是系统在目前工作机环境中的工作能力。四、带传动设计计算见例9-1。见下设计后带传动实际传动比iV带=425/200=2.1252.1，使轴Ⅰ转速nⅠ略有降低，误差小于5%。若保持斜齿轮传动比i齿轮=3.386，则输送带速度下降幅度在允许范围内；也可在保证总传动比不变的前提下重新分配传动比，则输送带速度满足2.5m/s。本章采用设计后所得到的带传动的实际传动比：iV=2.125，修正斜齿轮传动比i齿轮=7.11/2.125=3.35，此时，重新计算轴Ⅰ的输入转速和转矩（其他参数不变）：nⅠ=n电机/iV带=970/2.125=456.5r/min，TⅠ=9.55×106PⅠ/nⅠ=9.55×106×14.4/456.5=301.25×103N·mm。五、斜齿轮传动设计计算见例6-3。见下六、轴的设计计算低速轴设计计算见例14-1。见下七、滚动轴承的校核计算从例14-1的轴系受力分析知，低速轴两轴承处的合成（水平和垂直两平面）径向支反力分别为：2222rAHAVA4658.7251.24665.5FFFN，2222rBHBVB4658.73759.25986.2FFFN，两处径向支反力方向不同，不在同一平面内。低速轴滚动轴承设计计算见例12-3[例题中只涉及到力的数值计算]。见下八、平键连接的选择和计算大齿轮与轴的键连接设计计算见例11—2。见下九、联轴器的选择计算见例15-1。见下十、箱体及其附件设计计算例9-1试设计某带式输送机传动系统的V带传动，已知三相异步电动机的额定功率Ped=15KW,转速nⅠ=970r/min，传动比i=2.1，两班制工作。[解]（1）选择普通V带型号由表9-5查得KA=1.2，由式(9-10)得Pc=KAPed=1.2×15=18KW，由图9-7选用B型V带。（2）确定带轮基准直径d1和d2由表9-2取d1=200mm,由式(9-6)得6.41102.012001.2)1(/)1(12112idndndmm，由表9-2取d2=425mm。（3）验算带速由式(9-12)得11π970200π10.16100060100060ndvm/s，介于5～25m/s范围内，合适。（4）确定带长和中心距a由式(9-13)得)(2)(7.021021ddadd，)425200(2)425200(7.00a，所以有12505.4370a。初定中心距a0=800mm，由式(9-14)得带长021221004)()(22addddaL，2(425200)2800(200425)2597.624800mm。由表9-2选用Ld=2500mm，由式(9-15)得实际中心距2.7512/)6.25972500(8002/)(00LLaadmm。（5）验算小带轮上的包角1由式(9-16)得012013.57180add000042520018057.3162.84120,751.2合适。（6）确定带的根数z由式(9-17)得00lα()cPzPPKK，由表9-4查得P0=3.77kW,由表9-6查得ΔP0=0.3kW;由表9-7查得Ka=0.96;由表9-2查得KL=1.03，47.403.196.0)3.077.3(18z，取5根。（7）计算轴上的压力F0由表9-1查得q=0.17kg/m,故由式(9-18)得初拉力F02c0α5002.5(1)PFqvzvK75.30116.1017.0)196.05.2(16.105185002N，由式（9-19）得作用在轴上的压力FQ01Q0162.842sin25301.75sin2983.7322FzFN。（8）带轮结构设计及绘制零件图（略）设计后带传动实际传动比iV带=425/200=2.1252.1，使轴Ⅰ转速nⅠ略有降低，误差小于5%。若保持斜齿轮传动比i齿轮=3.386，则输送带速度下降幅度在允许范围内；也可在保证总传动比不变的前提下重新分配传动比，则输送带速度满足2.5m/s。本章采用后者：iV=2.125，斜齿轮传动比i齿轮=7.11/2.125=3.35，此时，重新计算轴Ⅰ的输入转速和转矩（其他参数不变）：nⅠ=n电机/iV带=970/2.125=456.5r/min，TⅠ=9.55×106PⅠ/nⅠ=9.55×106×14.4/456.5=301.25×103N·mm。例6-3试设计某带式输送机单级减速器的斜齿轮传动。已知输入功率P＝14.4KW，小齿轮转速n1=456.5r/min，传动比i=3.35,两班制每年工作300天，工作寿命8年。带式输送机运转平稳，单向输送。[解]（1）选定齿轮材料、热处理方式、精度等级据题意，选闭式斜齿圆柱齿轮传动。此减速器的功率较大，大、小齿轮均选硬齿面，齿轮材料均选用20Cr，渗碳淬火，齿面硬度为56～62HRC。齿轮精度初选7级。（2）初步选取主要参数取z1=20，z2=iz1=3.35×20=67，取ψa＝0.4，则ψd=0.5(i+1)ψa=0.5×(3.4+1)×0.4=0.88，符合表6-9范围。（3）初选螺旋角β=12°。（4）按轮齿齿根弯曲疲劳强度设计计算按式（6-34）计算法面模数213nFSεβ2d1F2cos,[]KTmYYYz确定公式内各参数计算值：①载荷系数K查表6-6，取KＡ=1.2；②小齿轮的名义转矩T16631114.49.55109.5510301.2510456.5PTnN·mm；③复合齿形系数YFS由11332021.37coscos12vzz，22336771.59coscos12vzz，查图6-21得，FS14.34Y,FS23.96Y；④重合度系数εY由t1211111.883.2cos1.883.2cos121.642067zz得εt0.750.750.250.250.7091.64Y；⑤螺旋角影响系数βY由1nd1dcoszmbd及式（6-27）可得d1βntansin0.8820tan121.191πππzbm，取β1计算，ββ12110.9120120Y；⑥许用应力查图6-22(b)，Flim1=Flim2＝460MPa，查表6-7，取SF=1.25，则FlimF1F2F460[][]3681.25SMPa；⑦计算大、小齿轮的FSF[]Y并进行比较因为F1F2[][]，FS1FS2YY，故FS1FS2F1F2[]YY，于是213nFS1εβ2d1F12cos[]KTmYYYz323221.2301.2510cos124.340.7090.92.450.8820368mm。（5）按齿面接触疲劳强度设计计算按式（6-32）计算小齿轮分度圆直径EHεβ2131dH21()[]ZZZZKTudu确定公式中各参数值：①材料弹性影响系数ZE查表6-8,E189.8MPaZ；②由图6-33选取区域系数H2.45Z；③重合度系数βtεβt41(1)0.78131.64Z；④螺旋角影响系数99.012coscosZ；⑤许用应力查图6-19(b)，Hlim1Hlim21500MPa查表6-7,取SH=1，则HlimH1H2H1500[][]15001SMPa于是EHεβ2131dH21()[]ZZZZKTudu32321.2301.25103.351189.82.450.7810.990.883.351500（）39.43mm，1n1cos39.43cos121.92820dmzmm。（6）几何尺寸计算根据设计准则，mn≥max(2.45,1.928)=2.45mm，按表6-1圆整为标准值，取mn＝3mm；确定中心距n12()3(2067)133.422cos2cos12mzzamm，圆整取a=135mm；确定螺旋角12()3(2067)arccosarccos14.83511450'622135nmzza；n1132062.07coscos14.8351mzdmm；n22367207.93coscos14.8351mzdmm；d10.886254.56bdmm；取255bmm，)105(21～bbmm，取160bmm。（7）验算初选精度等级是否合适圆周速度11π62456.51.48601000601000dnvm/s，v＜20m/s且富余较大，可参考表6-5有关条件将精度等级定为8级。（8