北航机械设计课程设计说明书.docx
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北航机械设计课程设计说明书
机械设计课程设计
计算说明书
设计题目
院(系)班设计者
指导教师
年月日
北京航空航天大学
前言
本设计为机械设计基础课程设计的内容,是先后学习过画法几何、机械原理、机械设计、工程材料、加工工艺学等课程之后的一次综合的练习和应用。
本设计说明书是对搓丝机传动装置设计的说明,搓丝机是专业生产螺丝的机器,使用广泛,本次设计是使用已知的使用和安装参数自行设计机构形式以及具体尺寸、选择材料、校核强度,并最终确定形成图纸的过程。
通过设计,我们回顾了之前关于机械设计的课程,并加深了对很多概念的理解,并对设计的一些基本思路和方法有了初步的了解和掌握。
前言错误!
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目录错误!
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轴扌昆搓丝机传动装置的设计错误!
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一课程设计题目错误!
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1轴棍搓丝机传动装置设计错误!
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2数据表错误!
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2拟定传动方案错误!
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3传动装置设计错误!
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1机构初步设计错误!
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2设计参数错误!
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4带传动主要参数及几何尺寸计算错误!
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五齿轮传动设计计算错误!
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1低速级错课!
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2高速级错误!
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6轴的设计与校核错误!
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1初估轴径错课!
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2轴强度校核错误!
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1高速轴错误!
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2中间轴错误!
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3低速轴错误!
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7轴承的选择与校核错误!
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1高速轴轴承30209错误!
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2中间轴轴承30212错误!
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3低速轴轴承30217错误!
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8键的选择与校核错误!
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9减速器箱体各部分结构尺寸错误!
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1箱体错课!
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2润滑及密封形式选择错误!
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3箱体附件设计错误!
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十参考文献错误!
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轴楹搓丝机传动装置的设计
一课程设计题目
1轴棍搓丝机传动装置设计
(1)设计背景
搓丝机用于加工轴辍螺纹,基本结构如上图所示,上搓丝板安装在机头4上,下搓丝板安装在滑块3上。
加工时,下挫丝板随着滑块作往复运动。
在起始(前端)位置时,送料装置将工件送入上、下搓丝板之间,滑块向后运动时,工件在上、下搓丝板之间滚动,搓制出与搓丝板一致的螺纹。
搓丝板共两对,可同时搓制出工件两端的螺纹。
滑块往复运动一次,加工一个工件。
(2)室内工作,生产批量为5台。
(3)动力源为三相交流380/220V,电动机单向运转,载荷较平稳。
(4)使用期限为十年,大修周期为3年,双班制工作。
(5)专业机械厂制造,可加工7、8级精度的齿轮、蜗轮。
2数据表
最大加工直径
最大加工长度
滑块行程
搓丝动力
生产率
/mm
/mm
/mm
/kN
/(件/min)
10
160
320~340
9
32
二拟定传动方案
根据系统要求可知:
滑块每分钟要往复运动32次,所以机构系统的原动件的转速应为32r/mino以电动机作为原动机,则需要机构系统有减速功能。
运动形式为连续转动T往复直线运动。
根据上述要求,有以下几种备选方案,在所有方案中齿轮1、2可看作传动部分的最后一级齿轮。
方案一:
方案一采用了曲柄滑块机构,曲柄长度仅为滑块行程的一半,故机构尺寸较小,结构简洁。
利用曲柄和连杆共线,滑块处于极限位置时,可得到瞬时停歇的功能。
同时该机构能承受较大的载荷。
方案二采用凸轮机构,该机构随能满足运动规律,然而系统要求的滑块行
程为320〜340mm,因而凸轮的径向尺寸较大,于是其所需要的运动空间也较大,同时很难保证运动速度的平稳性。
综合分析可知:
方案一最为可行,应当选择曲柄滑块机构实现运动规律。
整个搓丝机由电动机、带传动、二级减速器、曲柄滑块机构、最终执行机构组成。
三传动装置设计
1机构初步设计
采用同轴式的主要优点是结构长度较小,两对齿轮的吃油深度可大致相等,利于润滑等。
曲柄长取滑块行程的一半,即160mm,初取箱体浸油深度为50mm,箱体底座厚30mm,初取滑块所在导轨厚度为60mm,连杆与滑块接触点距导轨高为30mm,则可大致得出减速器中心轴的高度为160+50+30二230mm,曲柄滑块机构的偏心距e二170mm,考虑到留下足够的空间防止减速器箱体与滑块干涉接触,初取连杆长度为1000mm,此时可以计算出急回特性为,传动平稳。
滑块行程约为325mmo
2设计参数
(1)工作机输出功率计算:
已知水平搓丝力大小为9KN,生产率为32件/min,则滑块需要功率为
F•2nr
P的出_t
9X2XnX160X10'3
二砺kW二4.825RW
又滑块效率为,较链效率为,带传动效率,齿轮传动效率,轴承效率,则
^0=x0.95?
XXX=
电动机所需实际功率为
二卩输出二
4.852
0.6698二7204kW
要求Ped略大于Pd,则选用Y系列电动机,额定功率
(2)工作机转速32r/min
传动比范围:
V型带:
i1=2-4;
减速器:
i2=8-40;
总传动比i=i1*i2=16-160
电动机转速可选范围为:
nd=i*nw=384-3840r/min
可知电动机应选型号为Y132M—4,同步转速1500r/min,满载转速为1440r/min
(3)总传动比i=nn/nw=1440/32=45
初步取带轮传动比则减速器传动比i2=i/人二18
取两级圆柱齿轮减速器高速级传动比
i12=i23二\'-4.2426
取⑴=4.2i23=4.3
(4)各轴转速
n()=nm=1440r/mjn
rii二n0/i!
二576r/min
n2二ni/i12二137.14r/min
n3二n2/i23二31.89r/min
(5)各轴输入功率
Po二Pd二7.20kW
Pi二PdXt]带=7.2X0.96=6.90kW
P2=P!
Xti承X打齿=6.9X0.99X0.97=6.64kW
P3=P2Xii承XT)齿=6.64X0.99X0.97=6.37kW
(6)各轴输入转矩
电动机所需实际转矩及电动机的输出转矩为
To=9550Pd/nm=47.75N・m
T1=9550P/ni=114.40N・m
T2=9550P2/n2=462.39N・m
T3=9550P3/n3=1907.6N・m
轴
输入功
输出功
输入转矩
输出转
转速
传动
效率
率
率
矩
比
电机
1440r/min
轴
高速
576r/min
轴
中间
min
轴
min
轴
四带传动主要参数及几何尺寸计算
注:
以下计算过程中所用图表均出自《机械设计基础下册(第2版)》(吴瑞祥王之标郭卫东刘静华主编)。
计算项目
计算内容
计算结果
确定计算功率
由表31-7
由公式Pc=kA•P=1.1X7.2kW=7.92kW
kA=1.1
Pc=7.92kW
选取带型
由图31-15
选用A带
选
取小带轮直径
由表31-3
dd1=125mm
大带轮直径
dj2二iXddi二2.5X125mm二312.5mm
dd2二312.5mm
小
带
I=nd^nv'60X1000
vi二9.424m/s
轮带速
初
选中心距
0.55(de+dd2)WW2(dj-j+dd2)
=»240.625mmWW875mm
初选a。
=800mm
带
初步基准长度
Ld
「cn(.1、(ddi-dd2)2
Ld一2a()+£©di+dd2)+4
Ld二2298.2mm
带
由表31-2
Ld二2240mm
基
准长度
Ld
实
(Ld-L:
)
aaa。
+2二770.9mm
际
a二770.9mm
中
务上"3q—0.01SL^二766・4mm
选取a
二775mm
心
二3q+0.03Lj二867.2mm
距
小
带
a1=180-20180-—~~—X57.3°
a
a1二
166.14°>120°
轮
包
角
带
由表31-3求额定功率P°
Po=1
.93kW
的根
由表31-4的基本额定功率增量AP。
△P°二
0.17kW
数
由表31-9取包角系数5
ka=0.97
由表31-2取长度系数&
kL=1.06
带
z二Pc/(P0+AP0)kakL
z二3.7
的
取z二4
初
拉
力
带
由表31-1取PI二°・〔°
的
初压力:
Fo=159.5N
压
轴
F«=500vPz(kQ-1)+p"
力
ai
Fq二1266.7N
Fq-2zF0sin2
五齿轮传动设计计算
1低速级
材料选取:
小齿轮使用40Cr,调质处理,硬度241-286HBS;大齿轮使用45钢,
调质处理,硬度217-255HBS;精度等级均为8级
算计算内容计算结果
)初步计算
h=462.3N•m
叭二12
°hi讪=710MPa
°Hlim2二580MPa
宽由表27-11
数
触由表27-14
劳
限
0HP1二0・9OHIind
°HP2二°・9°Hlim2
aHP1二639MPa
oHp?
二522MPa
由表B1,估计B=14
Ad二756
K二1.4
i+1
7二756X叭°hp1
1.4X500.9774.4+1
1.2X52224.4
di
101.78mm
取二105mm
b=*ddih26mm
b二126mm
!
)校核计算
nd1n2
V■60X1000
v二0.754m/s
度由表27T选取8级精度
及
8级精度
敗z取zi=34
z2=izi二146
敗叫二di/z〔
查表27-4取标准值
确定齿数Z[二di/mt
Z2二izi
叫
二arccos一
叫
d2=
二mtz2
取
Z[=34z2=146
叫二3.0882mm
dj二450.88mm
取叫二3
3二13.73°
用
数
由表27-7
Ka=1.25
载
由表27-6
Ky二
1.1
数
域
由图27-18
Zh二
2.43
数
性
由表27-15
Ze二
189.8、丽Pa
数
合
由表27-5
at=
二20.540
系
•E
at二tan_〔
/tanan\
\cos0]
1如_』dicosaj
aati
二27.649
Qat1一COS
dai_C°°Ida1
_■1%2at2二COS—
COS-1
a比二22.396
由于无变位,端面啮合角
at=20.540
;)]
£Q二1.6766
bsin)3
nmn
二3.173>1
z=0.7723
Zft二0.9856
Ft二2T2/d2
KAFt
二87.38<100N/mm
Ft二8807.43N
KHq二1.7644
丽[zi(tanaat1-tanat)+z2(tanaat2
非硬齿面斜齿轮,8级精度,由表27-8知:
KhB二Kfci二£a/COS2pb
%=1.676
SHlim-1.05
0=14400h
Nli二1.185X108
Nl2二2.756X107
4ti=1.14
Znt2二1•22
zwi二Z計2-1.14
用由表27-17取最小安全系数SHlim
触
总工作时间th二3X300X8X2盈利循环次数
Nli=60yn2th单向运转丫二1
NL2=NLi/i2
由图27-27取接触寿命系数Znt
齿面工作硬化系数召
由表27-18接触強度尺寸系数Zx
润滑油膜影响系数取值
°HP二
Oh
。
HIimZNlZLZvZRZwZx
Shiim
ZhZeZeZ3
JkakvkhpKHq
Ftu+1bd,1
定主要传动尺寸
a=(di+d2)/2二277.94mm
Zxi=
Zx2=
=1.0
ZL1-
ZL2=
=1.0
Zri二
Zr2=
=1.0
ZV1二
Zv2=
=1.0
0HP1
二878.8MPa
0HP2
二755.7MPa
%二MPa
OH<°HP1
°H〈aHP2
取整a二275mm
旋
.叫(Zi+Z2)B二cos2a
B二10“56'33"
面
:
攵
叫二mn/cosB
叫二3.0889
度
直
d二mnz/cosB
①二103.889mm
d2二446.111mm
£
S二130mm
b2二125mm
量
ze]—Zj/cos'B二35.92
ze2=z2/cos3B=154.26
取Zel二36
取Ze2二154
-根弯曲疲劳強度验算
形
数
由当量齿宽查图27-20取值
YFa1二2.51
力由图27-21取值
正
旋由图27-22取值
Ysai=1.63
Ysa2=1.73
Y0=0.88
合Y£二0.25+
0.75
向b/h二125/(3X2.25)二18.52荷
由图27-9取值
°fiimi二300N/mm?
opiim2二270N/mir|2
酉己
用由图27-30取试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限aFlim
曲
由表27~17取最小安全系数Shnin
由表27-33确定尺寸系数Yx
由图27-32确定弯曲寿命系数Ynt
另外取值如右
°F1讪丫肝丫ST^Vre门丫RreIT^x
OFP_o
*1im
SFmin二〔•25
YX1二丫乂2二1.°
Ynti=0.92
Ynt2=0.98
Ysti二Y$t2二2
YvrelTI二YvrelT2二匕
YRrelTI二Yr“it2二haFP1二441.6N/mmopp2~423.36N/rnm^
0
0
°F-KAKvKFaKFpYFaYSaYe
aF1=219.80MPa
oF2=201.68MPa
•轮主要传动尺寸列表
20°
10°5633"
6二103.889mm
d2二446.111mm
ha二I%J
ha二3mm
hf=hf*m
hf二3.75mm
C—0.25m
C二0.75mm
a二(ch+d2)/2
a二275mm
2高速级
材料选取:
小齿轮分度圆直径较小,采用齿轮轴形式,调质处理,硬度
217-255HBS;大齿轮使用45钢,调质处理,硬度217-255HBS;精度等级均为
8级。
算
目
计算内容
计算结果
)
吵计算
矩
h=462.3N•m
宽
由表27-11
叭=1.2
数
触
劳
限
1im
由表27-14
°Hiim二580MPa
用
0HP1二0.9OHIim
ohpi二522MPa
触
力
0HP2二0.9oHlim
oHP2二522MPa
算
P
由表B1,
估计314
Ad=756
载
K=1.4
K
步
di>Af
KT,i+1
"7Uz、z3
1.4X500.9774.4+'
d1$63.991mm
算
2•—756X
叭0HP\
1.2X52224.4
齿
直
取山二65mm
!
)
b二叭4二78伽
b二78mm
核计算
nd^!
V■60X1000
v二1・96m/s
由表27-1选取8级精度
8级精度
取二32
z2=iz!
=134.4
叫二di/zi
查表27-4取标准值
确定齿数Z[二^i/mt
取
z〔—34z?
二135
叫二2.03125mm
d2=274.219mm
取叫二2
Z2二IZ1
(^2二叫乙2
mn
p二arccos一
叫
B二10.0633°
用
数
由表27-7
Ka=1.25
载
数
由表27-6
Kv二1.17
域
数
由图27-18
ZH=2.46
性
数
由表27-15
ZE二189.8vJMPa
由表27-5
at二20.287°
合
aati二27.921
aat2二22.4佰
由于无变位,端面啮合角
j二20.287’
=27f[zi(tanaat1一tanaJ
bsinj3
~nmn
Z2(tanaat2-tariaJ
£Q二1.734
£A=2.169>1
zE=0.7594
Z0二0.9923
Ft=3520N
间Ft二2Ti/d1
荷
KAFt
口二67.7<10ON/mm
配b
KHq二1-782
>
'非硬齿面斜齿轮,8级精度,由表27-8知:
2
cos0b
Smim-05
0二14400h
NL1二4.98X108
NL2=1.185X108
用由表27-17取最小安全系数Shm
触
总工作时间0二3X300X8X2盈利循环次数
Nli二60yn2th单向运转丫二1
NL2二Nu/i|
由图27-27取接触寿命系数Znt
齿面工作硬化系数厶
由表27-18接触强度尺寸系数Zx
润滑油膜影响系数取值
°HlimZNfAZvZRZwZx
0HP_Q
Iim
4ti=1.06
Znt2二115
Zyn二Zw2=1.135
ZX1二Zx2=1.0
Zu=Z|_2=1.0
Zri二Zr2二1・0
Zyi二Zy2二1•0
ahpi二694.6MPaohp2二721.OMPs
IFtu+1
0h-ZHZEZEZ3KAKvKHpKHa^^^[
°h二MPa
OH °H j定主要传动尺寸 ♦、 a=(di+d2)/2=169.610mm 取整a二170mm 旋 _mn(z1+Z2) 3二COS2a B二10J4648" 面 叫二m/cos0 mt二2.0359 度 直 d二mnz/cosB 6二65.149mmdj-274.847mm £ 5二85mm bj二80mm 量 : 攵 乙亦二Z[/cos'B二33.76 ze2二z2/cos3B二142.4 取Z“二34 取Ze2二443 D齿根弯曲疲劳强度验算 形由当量齿宽查图27-20取值 数 Ypai=2.48 YFa2=2.16 Ysai=1.63 Ysa2=1.81 Y0=0.91 力由图27-21取值 正 旋由图27-22取值 系 r 0.75二0.25+ £a/ /COS2Pb 向b/h二125/(2X2.25)二17.33荷 由图27-9取值 酉己 由图27-30取试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限aFilm 由表27-17取最小安全系数SFmin 由表27-33确定尺寸系数Yx 由图27-32确定弯曲寿命系数Ynt 另外取值如右 °FlimYNTSlYyreIRreIX OFP_Q »FIim ofiimi二270N/mm? opiim2二270N/mm? Shnin二25 Yxi=Yx2=1.0 Ynti=0.88 Ynt2=0.92 Ysti二Yst2二2 YvrelTI二YvrelT2二匕 ^RrelTI二^Rre\12- ofpi~380.16N/miT|2aFP2二397.44N/mm2 0 0 *-KaKvKfqKfbYFaYsaY£丫|3亦 aF1=232.24MPa aF2=224.61MPa
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