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机械原理课程设计封面

发布时间:2022-08-08 点击:50次

机械原理课程设计自动盖章机的设计

不同的机器往往由有限的几种常用机构组成,如内燃机、压缩机和冲床等的主体机构都是曲柄滑块机构。这些机构的运动不同于一般力学上的运动,它只与其几何约束有关,而与其受力、构件质量和时间无关。1875年 ,德国的 F.勒洛把上述共性问题从一般力学中独立出来,编著了《理论运动学》一书,创立了机构学的基础。书中提出的许多概念、观点和研究方法至今仍在沿用。1841年,英国的R.威利斯发表《机构学原理》。19世纪中叶以来,机械动力学也逐步形成。进入20世纪,出现了把机构学和机械动力学合在一起研究的机械原理。1934年,中国的刘仙洲所著《机械原理》一书出版。1969年,在波兰成立了国际机构和机器原理协会,简称IFTOMM。

机构学的研究对象是机器中的各种常用机构,如连杆机构、凸轮机构、齿轮机构、螺旋机构和间歇运动机构(如棘轮机构、槽轮机构等)以及组合机构等。它的研究内容是机构结构的组成原理和运动确定性,以及机构的运动分析和综合。机构学在研究机构的运动时仅从几何的观点出发,而不考虑力对运动的影响。

机械动力学的研究对象是机器或机器的组合。研究内容是确定机器在已知力作用下的真实运动规律及其调节、摩擦力和机械效率、惯性力的平衡等问题。

按机械原理的传统研究方式,一般不考虑构件接触面间的间隙、构件的弹性或温差变形以及制造和装配等所引起的误差。这对低速运转的机械一般是可行的。但随着机械向高速、高精度方向发展,还必须研究由上述因素引起的运动变化。因而从40年代开始,又提出了机构精确度问题。由于航天技术以及机械手和工业机器人的飞速发展,机构精确度问题已越来越引起人们的重视,并已成为机械原理的不可缺少的一个组成部分。

课程设计包括两个层面:一是侧重于技术层面,是课程工作者从事的一切活动,包括他对达成课程目标所需的各种因素、技术和程序,进行构想、计划、选择的慎思过程;另一个层面更为侧重具体设计前的理论研究和准备。教育科研机构的专家学者对课程的研究并拟订出课程学习方案,为决策部门服务,拟订教育教学的目的任务,确定选材范围和教学科目,编写教科书等都属于课程设计活动。课程设计的过程中涉及到很多方面的课程要素,最主要的课程要素包括课程目标、课程内容、学生的学习活动以及课程评价等。

机械原理课程设计的设计目的

机械原理课程设计的主要目的是为学生在完成课堂教学基本内容后提供一个较完整的从事机械设计初步实践的机会。《机械原理课程设计》的编写宗旨就是指导学生能在短时间内,将所学的机械基础理论运用于一个简单的机械系统,通过机械传动方案总体设计,机构分析和综合,进一步巩固掌握课堂教学知识,并结合实际得到工程设计方面的初步训练,培养学生综合运用技术资料,提高绘图、运算的能力。同时,注重学生创新意识的开发。1.设计目的

机械原理课程是培养学生具有机械理论能力的技术基础课。

课程设计则是机械设计课程的实践性教学环节,同时也是我学习机械专业来第一次全面的自主进行机械设计能力的训练。在这个为期两周的过程里,我们有过紧张,有过茫然,有过喜悦,感受到了学习的艰辛,也收获到了学有所获的喜悦,回顾一下,我觉得进行机械原理课程设计的目的有如下几点:

(1)通过课程设计实践,树立正确的设计思想,增强创新意识,培养综合运用机械原理课程和其他先修课程的的理论与实际知识去分析和解决机械设计问题的能力。

(2)学习设计机械产品的一般方法,掌握机械设计的一般规律。

(3)通过制定设计方案,合理选择传动机构,正确计算零件的工作能力,确定尺寸及掌握机械零件,再进行结构设计,达到了解和掌握机械零件,机械传动装置或简单机械的设计过程和方法。

(4)学习进行机械基础技能的训练,例如:计算、绘图、查阅设计资料和手册等。

机械原理课程设计--------自动打印机

对于机床行业而言,焊接操作机,产业集群的形成需要两个条件:一方面,在生产机床的厂家中涌现出一批有实力的民营企业;另一方面,在使用机床的用户中涌现出一批有实力的产业品牌和区域品牌。而经过改革开放30年,这两个条件都已经具备了。

在民营企业方面,2007年民营企业已经取代国有企业成为机床出口主力军,占比35.7%,超出国有企业0.4个百分点。在产业品牌和区域品牌方面,中国有170多个知名的产业品牌和区域品牌居世界第一,例如中国的服装和鞋,温州的打火机和扬州的牙刷等等。他还告诉记者,浙江有一个县成立了机床协会,大大小小的机床厂有四五百家。

中国机床的产业集群已经成为一种趋势,这种趋势在本届展览会也得到了充分体现。产业集群渐成规模的江苏、上海、陕西和天津等省市纷纷组团参展,其中江苏组团参展面积达到3000平方米。

产业集群的结果是刺激了机床的消费。在过去的5年中,中国一直居于世界机床消费的领导地位,2008年中国机床消费总额将逼近180亿美元。作为世界最大的机床进口国和最大的机床消费国,国外的机床厂商都十分看重中国的市场,铣边机,每逢双年举办的原“中国国际机械装备展览会”和“中国机床工具商品展览交易会”,都有很多国外的机床厂商参展。在上一届展览会,有美国、德国、意大利、英国、法国、瑞士、日本、韩国、西班牙等25个国家的354家厂商参展。因此,经商务部批准,自本届展览会开始,变位机,原“中国国际机械装备展览会”和“中国机床工具商品展览交易会”,正式更名为中国国际机床工具展览会。

对机床行业的中国式营销,曾经有两个经典的批评:一是高端失守,二是低端混战。据统计,2007年我国进口机床107672台,同比下降1%;进口金额约70.72亿美元,同比下降2%;进口机床平均单价65682.77美元,滚轮架,同比下降1.4%。而2007年我国出口机床约832万台,同比增长5%;出口金额16.51亿美元,同比增长39%;出口机床平均单价19..42美元,同比增长32.36%。两相比较,进口的负增长和出口的高增长,说明所谓高端失守和低端混战的观点有失偏颇。用周国都的话来说,机床工业的数控化率明显上升,一批具有自主知识产权的高品质加工中心、数控机床面世,并已装备到国家级重点工程项目中。

曾经有人用“战战兢兢,如履薄冰”这样的词语,来预测机床行业的发展趋势。但周国都说:“到目前为止,数控火焰自动切割机,所有预测机床行业发展趋势的专家,都预测错了。”他表示,到2020年我国的工业化基本实现之时,作为工作母机,机床工业旺盛的国内市场需求,都不会出现衰退和逆转。

在这样的背景下,第九届中国国际机床工具展览会将为参展厂商提供一个最好的平台,组织国内外真正的买家到会。周国都预测,第九届中国国际机床工具展览会的成交额,有望达到20亿元。

机械原理课程设计

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求一份机械原理相关的课程设计

我们在做《机械设计课程设计》呢,下面是我的课程设计说明书,仅供参考。 一、传动方案拟定第二组第三个数据:设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器

(1) 工作条件:使用年限10年,每年按300天计算,两班制工作,载荷平稳。

(2) 原始数据:滚筒圆周力F=1.7KN;带速V=1.4m/s;

滚筒直径D=220mm。

运动简图

二、电动机的选择

1、电动机类型和结构型式的选择:按已知的工作要求和 条件,选用 Y系列三相异步电动机。

2、确定电动机的功率:

(1)传动装置的总效率:

η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒

=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95

=0.86

(2)电机所需的工作功率:

Pd=FV/1000η总

=1700×1.4/1000×0.86

=2.76KW

3、确定电动机转速:

滚筒轴的工作转速:

Nw=60×1000V/πD

=60×1000×1.4/π×220

=121.5r/min

根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围,取V带传动比Iv=2~4,单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5,则合理总传动比i的范围为i=6~20,故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=(6~20)×121.5=729~2430r/min

符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表

方案 电动机型号 额定功率 电动机转速(r/min) 传动装置的传动比

KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮

1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63

2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89

综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,比较两种方案可知:方案1因电动机转速低,传动装置尺寸较大,价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。

4、确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型,所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为

Y100l2-4。

其主要性能:额定功率:3KW,满载转速1420r/min,额定转矩2.2。

三、计算总传动比及分配各级的传动比

1、总传动比:i总=n电动/n筒=1420/121.5=11.68

2、分配各级传动比

(1) 取i带=3

(2) ∵i总=i齿×i 带π

∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89

四、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速(r/min)

nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)

nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)

滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)

2、 计算各轴的功率(KW)

PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KW

PII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW

3、 计算各轴转矩

Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m

TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m

TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m

五、传动零件的设计计算

1、 皮带轮传动的设计计算

(1) 选择普通V带截型

由课本[1]P189表10-8得:kA=1.2 P=2.76KW

PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW

据PC=3.3KW和n1=473.33r/min

由课本[1]P189图10-12得:选用A型V带

(2) 确定带轮基准直径,并验算带速

由[1]课本P190表10-9,取dd1=95mmdmin=75

dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm

由课本[1]P190表10-9,取dd2=280

带速V:V=πdd1n1/60×1000

=π×95×1420/60×1000

=7.06m/s

在5~25m/s范围内,带速合适。

(3) 确定带长和中心距

初定中心距a0=500mm

Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0

=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450

=1605.8mm

根据课本[1]表(10-6)选取相近的Ld=1600mm

确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2

=497mm

(4) 验算小带轮包角

α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a

=1800-57.30×(280-95)/497

=158.6701200(适用)

(5) 确定带的根数

单根V带传递的额定功率.据dd1和n1,查课本图10-9得 P1=1.4KW

i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW

查[1]表10-3,得Kα=0.94;查[1]表10-4得 KL=0.99

Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]

=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]

=2.26 (取3根)

(6) 计算轴上压力

由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m,由课本式(10-20)单根V带的初拉力:

F0=500PC/ZV[(2.5/Kα)-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN

则作用在轴承的压力FQ

FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)

=791.9N

2、齿轮传动的设计计算

(1)选择齿轮材料与热处理:所设计齿轮传动属于闭式传动,通常

齿轮采用软齿面。查阅表[1] 表6-8,选用价格便宜便于制造的材料,小齿轮材料为45钢,调质,齿面硬度260HBS;大齿轮材料也为45钢,正火处理,硬度为215HBS;

精度等级:运输机是一般机器,速度不高,故选8级精度。

(2)按齿面接触疲劳强度设计

由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3

确定有关参数如下:传动比i齿=3.89

取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数:Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78

由课本表6-12取φd=1.1

(3)转矩T1

T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm

(4)载荷系数k : 取k=1.2

(5)许用接触应力[σH]

[σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得:

σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa

接触疲劳寿命系数Zn:按一年300个工作日,每天16h计算,由公式N=60njtn 计算

N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109

N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108

查[1]课本图6-38中曲线1,得 ZN1=1 ZN2=1.05

按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0

[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa

[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa

故得:

d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3

=49.04mm

模数:m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm

取课本[1]P79标准模数第一数列上的值,m=2.5

(6)校核齿根弯曲疲劳强度

σ bb=2KT1YFS/bmd1

确定有关参数和系数

分度圆直径:d1=mZ1=2.5×20mm=50mm

d2=mZ2=2.5×78mm=195mm

齿宽:b=φdd1=1.1×50mm=55mm

取b2=55mm b1=60mm

(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得:YFS1=4.35,YFS2=3.95

(8)许用弯曲应力[σbb]

根据课本[1]P116:

[σbb]= σbblim YN/SFmin

由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为: σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa

由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN:YN1=1 YN2=1

弯曲疲劳的最小安全系数SFmin :按一般可靠性要求,取SFmin =1

计算得弯曲疲劳许用应力为

[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa

[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa

校核计算

σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa [σbb1]

σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa [σbb2]

故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够

(9)计算齿轮传动的中心矩a

a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm

(10)计算齿轮的圆周速度V

计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s

因为V<6m/s,故取8级精度合适.

六、轴的设计计算

从动轴设计

1、选择轴的材料 确定许用应力

选轴的材料为45号钢,调质处理。查[2]表13-1可知:

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知:[σb+1]bb=215Mpa

[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa

2、按扭转强度估算轴的最小直径

单级齿轮减速器的低速轴为转轴,输出端与联轴器相接,

从结构要求考虑,输出端轴径应最小,最小直径为:

d≥C

查[2]表13-5可得,45钢取C=118

则d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm

考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准,取d=35mm

3、齿轮上作用力的计算

齿轮所受的转矩:T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N

齿轮作用力:

圆周力:Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N

径向力:Fr=Fttan200=2036×tan200=741N

4、轴的结构设计

轴结构设计时,需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式,按比例绘制轴系结构草图。

(1)、联轴器的选择

可采用弹性柱销联轴器,查[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器:35×82 GB5014-85

(2)、确定轴上零件的位置与固定方式

单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,轴承对称布置

在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器,齿轮靠油环和套筒实现

轴向定位和固定,靠平键和过盈配合实现周向固定,两端轴

承靠套筒实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定 ,轴通

过两端轴承盖实现轴向定位,联轴器靠轴肩平键和过盈配合

分别实现轴向定位和周向定位

(3)、确定各段轴的直径

将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配(如图),

考虑联轴器用轴肩实现轴向定位,取第二段直径为d2=40mm

齿轮和左端轴承从左侧装入,考虑装拆方便以及零件固定的要求,装轴处d3应大于d2,取d3=4 5mm,为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3,取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5

满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.

(4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.

(5)确定轴各段直径和长度

Ⅰ段:d1=35mm 长度取L1=50mm

II段:d2=40mm

初选用6209深沟球轴承,其内径为45mm,

宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm,通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度,并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定,为此,取该段长为55mm,安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长:

L2=(2+20+19+55)=96mm

III段直径d3=45mm

L3=L1-L=50-2=48mm

Ⅳ段直径d4=50mm

长度与右面的套筒相同,即L4=20mm

Ⅴ段直径d5=52mm. 长度L5=19mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm

(6)按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径:已知d1=195mm

②求转矩:已知T2=198.58N?m

③求圆周力:Ft

根据课本P127(6-34)式得

Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N

④求径向力Fr

根据课本P127(6-35)式得

Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N

⑤因为该轴两轴承对称,所以:LA=LB=48mm

(1)绘制轴受力简图(如图a)

(2)绘制垂直面弯矩图(如图b)

轴承支反力:

FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N

FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N

由两边对称,知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m

截面C在水平面上弯矩为:

MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m

(4)绘制合弯矩图(如图d)

MC=(MC12+MC22)1/2=(17.762+48.482)1/2=51.63N?m

(5)绘制扭矩图(如图e)

转矩:T=9.55×(P2/n2)×106=198.58N?m

(6)绘制当量弯矩图(如图f)

转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化,取α=0.2,截面C处的当量弯矩:

Mec=[MC2+(αT)2]1/2

=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m

(7)校核危险截面C的强度

由式(6-3)

σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453

=7.14MPa [σ-1]b=60MPa

∴该轴强度足够。

主动轴的设计

1、选择轴的材料 确定许用应力

选轴的材料为45号钢,调质处理。查[2]表13-1可知:

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知:[σb+1]bb=215Mpa

[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa

2、按扭转强度估算轴的最小直径

单级齿轮减速器的低速轴为转轴,输出端与联轴器相接,

从结构要求考虑,输出端轴径应最小,最小直径为:

d≥C

查[2]表13-5可得,45钢取C=118

则d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm

考虑键槽的影响以系列标准,取d=22mm

3、齿轮上作用力的计算

齿轮所受的转矩:T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N

齿轮作用力:

圆周力:Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N

径向力:Fr=Fttan200=2130×tan200=775N

确定轴上零件的位置与固定方式

单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,轴承对称布置

在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定

,靠平键和过盈配合实现周向固定,两端轴

承靠套筒实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定 ,轴通

过两端轴承盖实现轴向定位,

4 确定轴的各段直径和长度

初选用6206深沟球轴承,其内径为30mm,

宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面与箱体内壁应有一定矩离,则取套筒长为20mm,则该段长36mm,安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。

(2)按弯扭复合强度计算

①求分度圆直径:已知d2=50mm

②求转矩:已知T=53.26N?m

③求圆周力Ft:根据课本P127(6-34)式得

Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N

④求径向力Fr根据课本P127(6-35)式得

Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N

⑤∵两轴承对称

∴LA=LB=50mm

(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N

FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N

(2) 截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m

(3)截面C在水平面弯矩为

MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m

(4)计算合成弯矩

MC=(MC12+MC22)1/2

=(192+52.52)1/2

=55.83N?m

(5)计算当量弯矩:根据课本P235得α=0.4

Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2

=59.74N?m

(6)校核危险截面C的强度

由式(10-3)

σe=Mec/(0.1d3)=59.74x1000/(0.1×303)

=22.12Mpa[σ-1]b=60Mpa

∴此轴强度足够

(7) 滚动轴承的选择及校核计算

一从动轴上的轴承

根据根据条件,轴承预计寿命

L'h=10×300×16=48000h

(1)由初选的轴承的型号为: 6209,

查[1]表14-19可知:d=55mm,外径D=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN,

查[2]表10.1可知极限转速9000r/min

(1)已知nII=121.67(r/min)

两轴承径向反力:FR1=FR2=1083N

根据课本P265(11-12)得轴承内部轴向力

FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N

(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0

故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端

FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N

(3)求系数x、y

FA1/FR1=682N/1038N =0.63

FA2/FR2=682N/1038N =0.63

根据课本P265表(14-14)得e=0.68

FA1/FR1e x1=1 FA2/FR2e x2=1

y1=0 y2=0

(4)计算当量载荷P1、P2

根据课本P264表(14-12)取f P=1.5

根据课本P264(14-7)式得

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N

P2=fp(x2FR1+y2FA2)= 1.5×(1×1083+0)=1624N

(5)轴承寿命计算

∵P1=P2 故取P=1624N

∵深沟球轴承ε=3

根据手册得6209型的Cr=31500N

由课本P264(14-5)式得

LH=106(ftCr/P)ε/60n

=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h48000h

∴预期寿命足够

二.主动轴上的轴承:

(1)由初选的轴承的型号为:6206

查[1]表14-19可知:d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,

基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=111.5KN,

查[2]表10.1可知极限转速13000r/min

根据根据条件,轴承预计寿命

L'h=10×300×16=48000h

(1)已知nI=473.33(r/min)

两轴承径向反力:FR1=FR2=1129N

根据课本P265(11-12)得轴承内部轴向力

FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N

(2) ∵FS1+Fa=FS2 Fa=0

故任意取一端为压紧端,现取1端为压紧端

FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N

(3)求系数x、y

FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63

FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63

根据课本P265表(14-14)得e=0.68

FA1/FR1e x1=1 FA2/FR2e x2=1

y1=0 y2=0

(4)计算当量载荷P1、P2

根据课本P264表(14-12)取f P=1.5

根据课本P264(14-7)式得

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N

P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)= 1693.5N

(5)轴承寿命计算

∵P1=P2 故取P=1693.5N

∵深沟球轴承ε=3

根据手册得6206型的Cr=19500N

由课本P264(14-5)式得

LH=106(ftCr/P)ε/60n

=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h48000h

∴预期寿命足够

七、键联接的选择及校核计算

1.根据轴径的尺寸,由[1]中表12-6

高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为:键8×36 GB1096-79

大齿轮与轴连接的键为:键 14×45 GB1096-79

轴与联轴器的键为:键10×40 GB1096-79

2.键的强度校核

大齿轮与轴上的键 :键14×45 GB1096-79

b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm

圆周力:Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N

挤压强度: =56.93125~150MPa=[σp]

因此挤压强度足够

剪切强度: =36.60120MPa=[ ]

因此剪切强度足够

键8×36 GB1096-79和键10×40 GB1096-79根据上面的步骤校核,并且符合要求。

八、参考资料目录

[1]《机械设计基础课程设计》,高等教育出版社,陈立德主编,2004年7月第2版;

[2] 《机械设计基础》,机械工业出版社 胡家秀主编 2007年7月第1版

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这个我年轻的时候倒是做过,可你不自己搞,能学好吗?课程设计和毕业设计是非常重要的学习手段,对将来的工作至关重要,除非你将来不想搞专业了,拿着文凭转行。