機械制造設(shè)計實例及設(shè)計流程分析

1、機械制造設(shè)計實例及設(shè)計流程分析-機械傳動系統(tǒng)設(shè)計實例設(shè)計題目：V帶單級斜齒圓柱齒輪傳動設(shè)計。某帶式輸送機的驅(qū)動卷筒采用如圖14-5所示的傳動方案。已知輸送物料為原煤，輸送機室內(nèi)工作，單向輸送、運轉(zhuǎn)平穩(wěn)。兩班制工作，每年工作300天，使用期限8年，大修期3年。環(huán)境有灰塵，電源為三相交流，電壓380V。驅(qū)動卷筒直徑350mm，卷筒效率0.96。輸送帶拉力5kN，速度2.5m/s，速度允差±5%。傳動尺寸無嚴格限制，中小批量生產(chǎn)。該帶式輸送機傳動系統(tǒng)的設(shè)計計算如下：一、 電動機選擇1 電動機類型選擇按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓380V，Y型。2 電動機容量選擇

2、工作機所需工作功率P工作=FV=5×2.5 =12.5 kW，所需電動機輸出功率為Pd=P工作/總電動機至輸送帶的傳動總效率為：總=V帶×2軸承×齒輪×聯(lián)軸器×滾筒查表163取帶傳動和齒輪傳動的傳動效率分別為0.96和0.97，取聯(lián)軸器效率0.99，參照式（163）取軸承效率0.99，可求得總=0.96×0.992×0.97×0.99×0.96=0.867，故所需電動機輸出功率Pd=P工作/總=12.5/0.867=14.41 kW。3 確定電動機轉(zhuǎn)速卷筒軸工作轉(zhuǎn)速為nw=60×1000V/(D

3、)=60×1000×2.5/(×350)136.4 r/min，按表16-1推薦的傳動比合理范圍，iV=24， i齒輪=37，故i總=628，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為：nd= nw×i總=（628）×136.4=818.43819.2 r/min。根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速要求，從有關(guān)手冊或資料選定電動機型號為Y180L-6，其額定功率15kW，同步轉(zhuǎn)速1000r/min，滿載轉(zhuǎn)速970 r/min。二、 傳動系統(tǒng)總傳動比計算與分配1 總傳動比計算根據(jù)電動機滿載轉(zhuǎn)速和工作機主動轉(zhuǎn)速求總傳動比：i總=n電動機/nw=970/136.4=7.11。2 總傳動比

4、分配為使V帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取iV=2.1，則斜齒輪傳動比i齒輪=7.11/2.1=3.386。三、 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算1 各軸輸入轉(zhuǎn)速n=n電機/iV帶=970/2.1=462 r/min，n=n電機/i總=970/7.11136.4 r/min。2 各軸輸入功率P=Ped*V帶=15×0.96=14.4 kW，P=P×軸承×齒輪=14.4×0.99×0.97=13.83 kW。3各軸輸入轉(zhuǎn)矩T=9.55×106P/n=9.55×106×14.4/462=297.66×103 N&#

5、183;mm，T=9.55×106P/n=9.55×106×13.83/136.4=968.3971.15×103 N·mm。*注：此處以額定功率為依據(jù)，可保證系統(tǒng)在電動機最大輸出情況下的工作能力。有些教材以計算所得的實際輸出功率為依據(jù)，則保證的是系統(tǒng)在目前工作機環(huán)境中的工作能力。四、 帶傳動設(shè)計計算見例9-1。見下設(shè)計后帶傳動實際傳動比iV帶=425/200=2.125>2.1，使軸轉(zhuǎn)速n略有降低，誤差小于5%。若保持斜齒輪傳動比i齒輪=3.386，則輸送帶速度下降幅度在允許范圍內(nèi)；也可在保證總傳動比不變的前提下重新分配傳動比，則輸送帶

6、速度滿足2.5m/s。本章采用設(shè)計后所得到的帶傳動的實際傳動比：iV=2.125，修正斜齒輪傳動比i齒輪=7.11/2.125=3.35，此時，重新計算軸的輸入轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩（其他參數(shù)不變）：n=n電機/iV帶=970/2.125=456.5r/min，T=9.55×106P/n=9.55×106×14.4/456.5=301.25×103 N·mm。五、 斜齒輪傳動設(shè)計計算見例6-3。見下六、 軸的設(shè)計計算低速軸設(shè)計計算見例14-1。見下七、 滾動軸承的校核計算從例14-1的軸系受力分析知，低速軸兩軸承處的合成（水平和垂直兩平面）徑向支反力分別為

7、： N， N，兩處徑向支反力方向不同，不在同一平面內(nèi)。低速軸滾動軸承設(shè)計計算見例12-3例題中只涉及到力的數(shù)值計算。見下八、 平鍵連接的選擇和計算大齒輪與軸的鍵連接設(shè)計計算見例112。見下九、 聯(lián)軸器的選擇計算見例15-1。見下十、箱體及其附件設(shè)計計算例9-1試設(shè)計某帶式輸送機傳動系統(tǒng)的V帶傳動，已知三相異步電動機的額定功率Ped=15 KW, 轉(zhuǎn)速n=970 r/min，傳動比i=2.1，兩班制工作。解 （1） 選擇普通V帶型號由表9-5查得KA=1.2 ，由式 (9-10) 得Pc=KAPed =1.2×15=18 KW，由圖9-7 選用B型V帶。（2）確定帶輪基準直徑d1和d2

8、由表9-2取d1=200mm, 由式 (9-6)得 mm，由表9-2取d2=425mm。（3）驗算帶速 由式 (9-12)得 m/s，介于525 m/s范圍內(nèi)，合適。（4）確定帶長和中心距a 由式(9-13)得，所以有。初定中心距a0=800 mm，由式(9-14)得帶長 ，mm。由表9-2選用Ld=2500 mm，由式(9-15)得實際中心距 mm。（5）驗算小帶輪上的包角 由式(9-16)得 合適。（6）確定帶的根數(shù)z由式(9-17)得 ，由表9-4查得P0 = 3.77kW,由表9-6查得P0 =0.3kW;由表9-7查得Ka=0.96; 由表9-2查得KL=1.03，取5根。（7）計算

9、軸上的壓力F0 由表9-1查得q=0.17kg/m,故由式(9-18)得初拉力F0 N，由式（9-19）得作用在軸上的壓力FQ N。（8）帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制零件圖（略）設(shè)計后帶傳動實際傳動比iV帶=425/200=2.125>2.1，使軸轉(zhuǎn)速n略有降低，誤差小于5%。若保持斜齒輪傳動比i齒輪=3.386，則輸送帶速度下降幅度在允許范圍內(nèi)；也可在保證總傳動比不變的前提下重新分配傳動比，則輸送帶速度滿足2.5m/s。本章采用后者：iV=2.125，斜齒輪傳動比i齒輪=7.11/2.125=3.35，此時，重新計算軸的輸入轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩（其他參數(shù)不變）：n=n電機/iV帶=970/2.125=45

10、6.5r/min，T=9.55×106P/n=9.55×106×14.4/456.5=301.25×103 N·mm。例6-3 試設(shè)計某帶式輸送機單級減速器的斜齒輪傳動。已知輸入功率P14.4KW，小齒輪轉(zhuǎn)速n1=456.5r/min，傳動比i =3.35, 兩班制每年工作300天，工作壽命8年。帶式輸送機運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，單向輸送。解（1）選定齒輪材料、熱處理方式、精度等級據(jù)題意，選閉式斜齒圓柱齒輪傳動。此減速器的功率較大，大、小齒輪均選硬齒面，齒輪材料均選用20Cr，滲碳淬火，齒面硬度為5662HRC。齒輪精度初選7級。（2） 初步選取主要參數(shù)取z

11、1=20，z2=iz1=3.35×20=67，取a0.4，則d=0.5(i+1)a=0.5×(3.4+1)×0.4=0.88，符合表6-9范圍。（3） 初選螺旋角=12°。（4） 按輪齒齒根彎曲疲勞強度設(shè)計計算 按式（6-34）計算法面模數(shù) 確定公式內(nèi)各參數(shù)計算值：載荷系數(shù)K 查表6-6，取K=1.2；小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩T1 N·mm； 復合齒形系數(shù)YFS 由， ，查圖6-21得， , ； 重合度系數(shù) 由 得； 螺旋角影響系數(shù) 由及式（6-27）可得 ，取計算， ；許用應(yīng)力 查圖6-22(b)，=460 MPa， 查表6-7，取SF=1.25，

12、則 MPa；計算大、小齒輪的并進行比較 因為，故 ，于是 mm。（5）按齒面接觸疲勞強度設(shè)計計算 按式（6-32）計算小齒輪分度圓直徑確定公式中各參數(shù)值： 材料彈性影響系數(shù)ZE 查表6-8, ； 由圖6-33選取區(qū)域系數(shù) ； 重合度系數(shù) ； 螺旋角影響系數(shù) ； 許用應(yīng)力查圖6-19(b)，MPa查表6-7,取SH=1，則 MPa 于是 mm，mm。（6）幾何尺寸計算 根據(jù)設(shè)計準則，mnmax(2.45,1.928)=2.45 mm，按表6-1圓整為標準值，取mn3mm；確定中心距mm，圓整取a=135 mm；確定螺旋角； mm； mm； mm； 取 mm， mm，取 mm。（7）驗算初選精度等

13、級是否合適 圓周速度 m/s，v20m/s且富余較大，可參考表6-5有關(guān)條件將精度等級定為8級。（8）結(jié)構(gòu)設(shè)計及繪制齒輪零件圖（略）。例14-1 如圖145所示單級齒輪減速器，已知高速軸的輸入功率P1=14.4KW，轉(zhuǎn)速n1=456.5r/min；齒輪傳動主要參數(shù)：法向模數(shù)mn=3mm，傳動比i=3.35，小齒輪齒數(shù)z1=20，分度圓的螺旋角14°506，小齒輪分度圓直徑d1=62.07mm，大齒輪分度圓直徑d2=207.93mm，中心矩a=135mm，齒寬b1=60mm，b2=55mm。要求設(shè)計低速軸。解 （1）擬定軸上零件的裝配方案（見14.3.1節(jié)，軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計。見下圖） （2

14、）確定軸上零件的定位和固定方式（見圖146，見下圖）（3）按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑 選45號鋼，低速軸的輸入功率 P2=P1·1·2=14.4×0.99×0.97=13.83KW (1為高速軸滾動軸承的效率，2為齒輪嚙合效率)；輸出功率 P2=P2·3=13.83×0.99=13.69KW (3為低速軸滾動軸承的效率)；低速軸的轉(zhuǎn)速n2=n1/i=456.5/3.35=136.3r/min?？傻?mm （4）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段長度和直徑從聯(lián)軸器向左取第一段，由于聯(lián)軸器處有一鍵槽,軸徑應(yīng)增加5，取55mm，根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩 N&#

15、183;mm，查標準GB/T5014-2003，選用LX4型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=84mm,軸段長L1=80mm；右起第二段,考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，取該軸段直徑為標準系列值的63mm，軸段長度L2軸承端蓋長度+端蓋端面與聯(lián)軸器端面間距。軸承端蓋尺寸按軸承外徑大小、連接螺栓尺寸來確定，根據(jù)便于軸承端蓋的裝拆及對軸承添加潤滑脂的要求，再結(jié)合箱體設(shè)計時軸承座結(jié)構(gòu)尺寸要求，取該軸段長L2=50mm；右起第三段，該段裝滾動軸承，取該軸段直徑為65mm，軸段長度L3軸承寬+軸承端面與箱體內(nèi)壁間距+箱體內(nèi)壁與齒輪端面間距。因為軸承有軸向力和徑向力，暫選用角接觸球軸承7213C，其尺寸為d&

16、#215;D×B=65mm×120mm×23mm，支反力作用點距軸承外端面24.2mm。根據(jù)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計中齒輪端面離箱體內(nèi)壁應(yīng)大于箱體壁厚、軸承端面距箱體內(nèi)壁約為315mm（脂潤滑取大值）等要求，取該軸段長L3=52mm； 右起第四段，該段裝有齒輪，直徑取70mm，根據(jù)鍵連接強度計算（見例題112），齒輪輪轂長80mm、鍵長63mm。為了保證定位的可靠性，取軸的長度為L4=78mm；右起第五段，考慮齒輪的軸向定位，需有定位軸肩，取軸肩直徑為=80mm，長度為L5=8mm；右起第六段，該段為滾動軸承的定位軸肩(因本齒輪傳動的圓周速度很小，可不考慮安裝擋油環(huán))，其直徑

17、應(yīng)小于滾動軸承內(nèi)圈外徑，取=74mm，長度L6=17mm；右起第七段，該段為滾動軸承安裝處，取軸徑=65mm，長度L7=25mm。典型軸系結(jié)構(gòu)（5）求齒輪上作用力的大小、方向作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T2=9.55×106P2/n2=9.55×106×13.83/136.3=969×103 N·mm圓周力： N 徑向力： N 軸向力： Fa2=Ft2·tan=9317.4×tan14°506=2468 NFt2,、Fr2、Fa2的方向如圖所示。（6）軸承的徑向支反力根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，

18、建立如圖14-17所示的力學模型。水平面的徑向支反力: FHA=FHB=Ft2/2=4658.7 N；垂直面的徑向支反力：FVA=(-Fa2×d2/2+Fr2×64)/128=(-2468×208/2+3508.2×64)/128=-251.2 N， FVB=(Fa2×d2/2+Fr2×64)/ 128=(2468×208/2+3508.2×64)/ 128=3759.2 N；（7）畫彎矩圖（圖上內(nèi)容尚未修改）剖面C處的彎矩：水平面的彎矩：MHC= FHA×64=298.2×103 Nmm；垂直

19、面的彎矩：MVC1= FVA×64=-16.1×103 Nmm，MVC2= FVA×64+Fa2×d2/2=240.6×103 Nmm。合成彎矩：N·m，N·m。（8）畫轉(zhuǎn)矩圖 T=Ft2×d2/2=969 N·m。（9）畫當量彎矩圖圖14-17 軸的當量彎矩圖因軸是單向回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，0.6，剖面C處的當量彎矩： N·m。（10）判斷危險截面并驗算強度 剖面C右側(cè)當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表14-1查得許用彎曲應(yīng)力-1=6

20、0 MPa。e=Me/W=Me/（0.1d3）=696.3×103/（0.1×703） =20.3 MPa<-1。 剖面D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該處也可能是危險截面。MD=T=0.6×969=581.4 N·m，e=M/W= MD/（0.1d 3）=581.4×103/(0.1×553) =34.95 MPa<-1， 故確定的尺寸是安全的。（11）繪制軸的工作圖（見圖14-18）（圖上內(nèi)容尚未修改）例12-3 某工程機械傳動裝置中軸承的配置形式如圖12-10所示，暫定軸承型號為7213AC。已知軸承處徑向載荷 =46

21、65.5 N， = 5986.2N，軸向力=2468N，轉(zhuǎn)速=136.3 r/min，運轉(zhuǎn)中受沖擊較小，常溫下工作，預期壽命3年，試問所選軸承型號是否恰當。解 （1）先計算軸承1、2的軸向力、由表12-10查得軸承的內(nèi)部軸向力為： N（方向見圖所示） N（方向見圖所示） N 例12-3的軸承裝置軸承B為壓緊端 N；而軸承A為放松端 N（2）計算軸承A、B的當量動載荷由表12-9查得e=0.68，而； 由表12-9可得=1、=0；=0.41、=0.87。故當量動載荷為：=1×4665.5+0×3172.5=4665.5N=0.41×5986.2+0.87×

22、5640.5=7361.6N（3）計算所需的徑向基本額定動載荷因軸的結(jié)構(gòu)要求兩端選擇同樣尺寸的軸承，因為，故應(yīng)以軸承B的徑向當量動載荷為計算依據(jù)。兩班制工作，一年按300個工作日計算，則Lh=16×300×3=14400 h，因常溫下工作，查表12-6得=1；受沖擊載荷較小，查表12-7得=1.1，所以N（4）查表125得7213AC軸承的徑向基本額定動載荷=66500 N。因為，故所選7213AC軸承安全。例11-2 如圖11-24a所示，齒輪輪轂與軸采用普通平鍵連接。己知軸徑d70mm，初定輪轂長度等于齒寬55mm，傳遞轉(zhuǎn)矩T969×103 N·mm，有輕微沖擊，輪轂材料為40Cr，軸的材料45鋼。試確定平鍵的連接尺寸，并校核連接強度。若連接強度不足，可采取什么措施?