DOC《《机械设计基础》课程设计》

2、计算各轴的功率(KW) 查【2】第10章中表10-2机械传动和摩擦副的效率概略值,确定各部分效率为:联轴器效率η1=0.99,一对滚动轴承传动效率η2=0.98,闭式齿轮传动效率η3=0.97,V带传动效率η4=0.96,一对滑动轴承传动效率η5=0.97. 查【2】,由式(2-12)知PⅠ=Pdη01 式中,Pd――电动机的实际输出功率;

η01――电动机与Ⅰ轴间的传动效率. 同理, PⅡ=PⅠη12= Pdη01η12 PⅢ= PⅡη23= Pdη01η12η23 其余类推.所以: 电动机的额定功率 Pd=1.455 KW Ⅰ轴功率: PⅠ= Pdη01 =Pd*η4 Ⅱ轴功率: PⅡ= Pdη01η12 = Pd*η4*η3*η2 Ⅲ轴功率: PⅢ= Pdη01η12η23 = Pd*η4*η3*η2*η2*η1*η5 工作机轴功率:P工作机= Pdη01η12η23ηw = Pd*η4*η3*η2*η2*η1*η5*ηw

3、计算各轴转矩(N・m) 查【2】,由式(2-15)知TⅠ=Td・i0・η01 式中,Td――电动机轴的输出转矩, Td=9550*Pd/nm 其中:Pd――电动机实际输出功率;

nm――电动机转速. 所以 TⅠ= Td・i0・η01=9550*(Pd/nm) i0・η01 同理 TⅡ= TⅠ・i1・η12 TⅢ= TⅡ・i2・η23 其余类推.所以: 电动机轴的输出转矩 Td=9550*Pd/nm =9550*(1.455/1400) Ⅰ轴转矩:TⅠ= Td・i01・η01 = Td・i01・η4 = Td*2.2*0.96 Ⅱ轴转矩:TⅡ= TⅠ・i12・η12 = TⅠ・i12・η3・η2 = TⅠ*4*0.97*0.98 Ⅲ轴转矩:TⅢ= TⅡ・i23・η23 = TⅡ・i23・η2・η1・η5 = TⅡ*1*0.98*0.99*0.97 工作机输出转矩:T工作机= TⅢ・ηw= TⅢ*0.96 运动和动力参数,如表4-1所示: 表4-1 运动和动力参数 n0=1400 r/min nⅠ=636.4r/min nⅡ=159.1r/min nⅢ=159.1r/min PⅠ=1.397 KW PⅡ=1.328 KW PⅢ=1.250KW P工作机=1.2KW Td=9.926N・m TⅠ=20.965 N・m TⅡ=79.716N・m TⅢ=75.020N・m T工作机=72.02 N・m

五、V带传动设计 结果

1、确定设计功率 根据传递的功率Pd、载荷性质、原动件种类和工作情况(三班制)等确定设计功率, 查【1】得P=KA・Pd 查表9-7得工作情况系数KA =1.3 Pd =1.455 KW 故P=KA・Pd≈1.892 KW

2、选择V带的带型 根据P= 1.892 KW 、nⅠ=1400 r/min, 查【1】图9-8 普通V带选型图,选用 Z型.

3、确定带轮的基准直径dd并验算带速 初选小带轮的基准直径 国家标准中规定了普通V带轮的最小基准直径和带轮的基准直径系列,查【1】表9-3,取小带轮的基准直径dd1=

80 mm. 验算带速 查【1】 由式(9-22)得V=πdd1 n1/(60*1000) =3.14*80*1400/(60*1000) 因5m/s R>

r或h>

C1(见图7-1). 图7-1 安装滚动轴承处的R和r可由轴承标准中查取.轴肩高度h应大于R外,还要小于轴承内圈厚度,以便拆卸轴承. 查【2】P42有配合或安装标准件的直径:轴上有轴、孔配合要求的直径,如图7-2所示的安装齿轮和联轴器处的直径d3 、d1,一般应取标准值(见【2】表10-7表14-1).另外,安装轴承及密封元件处的轴径d

2、d3 和d8 ,应与轴承及密封元件孔径的标准尺寸一致(见表13-2和表17-5). 查【2】P43,非定位轴肩:轴径变化仅为装拆方便时,相邻直径要小些,一般为1~3mm,如图7-1中的d2与d3,d6与d7 处的直径变化.这里轴径变化圆角r为自由表面过度圆角,r大些(见图7-1(c)). 因此,由初算并考虑键影响及联轴器孔径方位等,取d1=25.0mm,考虑前面所述决定径向尺寸的各种因素,其他各段直径可确定为d2=30.0mm,d3=35.0mm,d4=41.0mm,d5=45.0mm,d6=53.0mm,d7=45.0mm,d8=35.0mm. 选择轴承型号 根据所选定的轴承直径,初选深沟球轴承,代号为6007.查【2】表13-2知,轴承宽度B出=14mm,安装尺寸D出=62mm. 确定轴的轴向尺寸 由轴上安装零件确定的轴段长度 如图7-1中l