东北大学机械设计基础课程设计作(共15页).doc

精选优质文档-倾情为你奉上机械设计课程设计计算说明书一、传动方案拟定.2二、电动机的选择.2三、计算总传动比及分配各级的传动比4四、运动参数及动力参数计算4五、传动零件的设计计算4六、轴的设计计算81、输出轴的设计计算-7 2、输入轴的设计计算-10七、滚动轴承的选择及校核计算11八、键联接的选择及计算12九联轴器的选择13十. 润滑与密封13十一.参考文献 13计算过程及计算说明一、传动方案拟定设计题目：用于胶带输送机的机械传动装置，电动机经一级V带传动结构，带动单级圆柱齿轮减速器。输送机连续工作，单向运转，载荷平稳，空载启动。小批量生产，使用期限8年，两班制工作，工作环境清洁。原始数据： 题号ZDD-6滚筒圆周力F（KN）1100带速度V（m/s）2.0卷筒直径D（mm） 320滚筒长度L（mm）600设计任务要求：1. 减速器装配图纸一张（零号图纸）2. 轴和齿轮零件图纸各一张（ 号图纸）3、 设计说明书一份二、电动机选择1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：总=带×2轴承×齿轮×联轴器×滚筒=0.95×0.992×0.97×0.97×0.96=0.84(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/1000总=1100×2.0/1000×0.84=2.62KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/D=60×1000×2.0/3.14×320=119.42r/min按手册推荐（P90,表2-11-1）的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ia=36。取V带传动比I1=24，则总传动比理时范围为Ia=624。故电动机转速的可选范围为nd=Ia×n筒nd=（624）×119.42=716.522866.08r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。根据容量和转速，由相关手册查出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)电动机重量N功率因数同步转速满载转速1Y100L2-43.015001430382.22Y 132S-63.01000960632.03Y 132M-83.0750710792.0根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案。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，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min 。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Y132S-6。其主要性能：额定功率：3KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0，质量63kg。三、计算总传动比及分配各级的伟动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/119.4=8.042、分配各级伟动比（1） 据指导书P90表2-11-1，取带i带 =2.5（带i=24合理）（2） i总=i齿轮×i带i齿轮=i总/i带=8.04/2.5=3.22四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=n电机=960r/minnII=nI/i带=960/2.5=384(r/min)nIII=nII/i齿轮=384/3.22=119.4(r/min)n=n/i联=119.40/1=119.40(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=P工作=2.61KWPII=PI×带=2.61×0.95=2.48KWPIII=PII×轴承×齿轮=2.48×0.99×0.97=2.38KWP= PIII×联×轴=2.38×0.99×0.99=2.33KW3、 计算各轴扭矩（N·m）TI=9.55×1000PI/nI=9.55×1000×2.61/960=25.96N·mTII=9.55×1000PII/nII=9.55×1000×2.48/384=61.67N·mTIII=9.55×1000PIII/nIII=9.55×1000×2.38/119.4=190.36N·m T=9.55×1000P/n=9.55×1000×2.33/119.4 =186.36 N·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P132表8.21得：kA=1.2PC=KAP=1.2×3=3.6KW由课本P134图8.13得：选用A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由课本得，推荐的小带轮基准直径为7595mm则取dd1=95mm>dmin=75dd2=n1/n2·dd1=960/384×95=237.5mm由课本P116表8.3，取dd2=236mm实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=960×95/236=387.09r/min转速误差为：(n2-n2)/n2=(384-387.09)/384=0.008<0.05(允许)带速V：V=dd1n1/60×1000=3.14×95×960/60×1000=5.01m/s在525m/s范围内，带速合适。（3） 确定带长和中心矩根据课本P134式（8.14）得0. 7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0. 7(95+236)a02×(95+236)所以有：231.7mma0662mm由课本P134式（8.15）得：L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1) 2/4a0=2×500+1.57(95+236)+(236-95)2/(4×500)=1529.47mm根据课本P118表（8.4）取Ld=1600mm根据课本P135式（8.16）得：aa0+(Ld-L0)/2=500+(1600-1529.5)/2=535mm(4)验算小带轮包角1=1800-dd2-dd1/a×57.30=1800-(236-95)/535×57.30=164.890>1200（适用）（5）确定带的根数根据课本P127表（8.9）P0=0.87KW根据课本P131式（8.11）P0=0.12KW根据课本P131图（8.11）K=0.97根据课本P118表（8.4）KL=0.99由课本P135式（8.18）得Z>=PC/P=PC/(P0+P0)KKL=3.6/(0.87+0.12) ×0.97×0.99=3.79(6)计算轴上压力由课本P124表8.6查得q=0.1kg/m，由式（8.19）单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/K-1）+qV2=500×3.6/4×4.77×(2.5/0.97-1)+0.1×5.032N=151.04N则作用在轴承的压力FQ，由课本P135式（8.20）FQ=2ZF0sin1/2=2×4×151.04sin164.89/2=1197.44N2、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为220250HBS。大齿轮选用45钢正火，齿面硬度170210HBS；根据课本P211表10.22选8级精度。齿面精糙度Ra3.26.3m(2)按齿面接触疲劳强度设计由d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3由式（10.21）确定有关参数如下：传动比i齿=4取小齿轮齿数Z1=25。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=4×25=100实际传动比i0=100/4=25传动比误差：i-i0/I=4-4/4=0%<2.5% 可用齿数比：u=i0=4由d=b/d1(b为轮齿宽度,单位为mm)取d=1(3)转矩T1T1=9.55×1000×P/n1=9.55×1000×3/960=29843.7N·mm(4)载荷系数k由课本P192表10.1取k=1.1(5)许用接触应力HH= HlimZNT/SH由课本P188图10.24查得：HlimZ1=560Mpa HlimZ2=530Mpa由课本P212式计算应力循环次数NLNL1=60n1rth=60×960×1×(10×52×40)=1.20×109NL2=NL1/i=1.20×109/4=2.995×108由课本P190图10.27查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=1 ZNT2=1.06通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0H1=Hlim1ZNT1/SH=560×1/1.0Mpa=560MpaH2=Hlim2ZNT2/SH=530×1.06/1.0Mpa=562Mpa故得：d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3=76.431.1××5/1×4×56021/3mm=58.3mm模数：m=d1/Z1=58.3/25=2.33mm根据课本P172表10.3取标准模数：m=2.5mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度根据课本P195（10.24）式F=(2kT1/bm2Z1)YFaYSaH确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2.5×25mm=62.5mmd2=mZ2=2.5×100mm=250mm齿宽：b=dd1=1×62.5mm=62.5mm取b=65mm b1=70mm(7)齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=20,Z2=120由表10.13和表10.14得YFa1=2.65 YSa1=1.59YFa2=2.18 YSa2=1.80(8)许用弯曲应力F根据课本P189（10.14）式：F= Flim YSTYNT/SF由课本图10.25查得：Flim1=210Mpa Flim2 =190Mpa由图10.27查得：YNT1=1 YNT2=1试验齿轮的应力修正系数YST=2按一般可靠度选取安全系数SF=1.3计算两轮的许用弯曲应力F1=Flim1 YSTYNT1/SF=210/1.3Mpa=162MpaF2=Flim2 YSTYNT2/SF =190/1.3Mpa=146Mpa将求得的各参数代入式（10.24）F1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(2×1.1×/65×2.52×25) ×2.65×1.59Mpa=91Mpa< F1F2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1=91×2.18×1.8/(2.65×1.59)Mpa=85Mpa< F2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(25+100)=156.25mm(10)计算齿轮的圆周速度VV=d1n1/60×1000=3.14×62.5×955/60×1000=3.13m/s六、轴的设计计算输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45钢调质，硬度217255HBS根据课本P271（14.2）式，并查表14.1，取c=118107d（107118）×(3/960)1/3mm=15.617.3mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=15.3×(1+5%)mm=16.1mm选d=16mm2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定（2）确定轴各段直径和长度工段：d1=16mm 长度取L1=50mmh=2c c=1.5mmII段:d2=d1+2h=16+2×2×1.5=22mmd2=22mm初选用7206c型角接触球轴承，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+16+55）=93mmIII段直径d3=35mmL3=L1-L=50-2=48mm段直径d4=45mm由手册得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mmd4=d3+2h=35+2×3=41mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mm但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30+3×2）=36mm因此将段设计成阶梯形，左段直径为36mm段直径d5=30mm. 长度L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm(3)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1=50mm求转矩：已知T2=50.02N·m求圆周力：Ft根据课本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=50.02×1000/50=1000.436N求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft·tan=1000.436×tan200=364.1N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm(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=182.05NFAZ=FBZ=Ft/2=500.2N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MV=FAyL/2=182.05×50=9.1N·m(3)绘制水平面弯矩图（如图c）截面C在水平面上弯矩为：MH=FAZL/2=500.2×50=25N·m(4)绘制合弯矩图（如图d）M=(MV2+MH2)1/2=(9.12+252)1/2=26.6N·m(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=48N·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=1，截面C处的当量弯矩：Me=M2+(T)21/2=26.62+(1×48)21/2=99.6N·m(7)校核危险截面C的强度由式（6-3）e=Me/0.1d33=99.6/0.1×413=14.5MPa< -1b=60MPa该轴强度足够。输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217255HBS）根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=115dc(P3/n3)1/3=115×(2.168/76.4)1/3=35.08mm取d=35mm2、轴的结构设计（1）轴的零件定位，固定和装配单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。（2）确定轴的各段直径和长度初选7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。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41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(3)按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d2=300mm求转矩：已知T3=271N·m求圆周力Ft：根据课本P191（10.15）式得Ft=2T3/d2=2×191.71×103/300=1278.07N求径向力Fr根据课本P191（10.15）式得Fr=Ft·tan=1278.07×0.36379=464.95N两轴承对称LA=LB=49mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=464.95/2=232.48NFAZ=FBZ=Ft/2=1278.07/2=639.04N(2)由两边对称，截面C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为MV=FAYL/2=232.48×49/2=11.4N·m(3)截面C在水平面弯矩为MH=FAZL/2=639.04×49/2=31.3N·m(4)计算合成弯矩M=（MV2+MH2）1/2=（11.42+31.32）1/2=33.31N·m(5)计算当量弯矩：根据课本P271得=1Me=M2+(T)21/2=33.312+(1×271)21/2=273.04N·m(6)校核危险截面C的强度由式（14.3）e=Me/（0.1d3）=273.04/(0.1×453)=1.36Mpa<-1b=60Mpa此轴强度足够七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命16×365×8=48720小时1、计算输入轴承（1）已知n=657.53r/min两轴承径向反力：Fr1=Fr2=500.2N初先两轴承为角接触球轴承7206AC型根据课本P298表（15.16）得轴承内部轴向力FS=0.68Fr 则FS1=FS2=0.68Fr1=340.136N(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=340.136N FA2=FS2=340.136N(3)求系数x、yFA1/Fr1=340.136N/500.2N=0.68FA2/Fr2=340.136N/500.2N=0.68根据课本P295表（15.13）得e=0.68FA1/Fr1<e x1=1 FA2/Fr2<e x2=1y1=0 y2=0(4)计算当量载荷P1、P2根据课本P295表（15.12）取f P=1.5根据课本P294（15.1）式得P1=fP(x1Fr1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3NP2=fp(x2Fr1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N(5)轴承寿命计算P1=P2 故取P=750.3N角接触球轴承=3根据手册得7206AC型的Cr=23000N由课本P296（15.5）式得Lh=16670/n(ftCr/P)=16670/657.53×(1×23000/750.3)3=h>48720h预期寿命足够2、计算输出轴承(1)已知n=109.59r/minFa=0 Fr=FAZ=903.35N试选7207AC型角接触球轴承根据课本P298表（15.16）得FS=0.68Fr,则FS1=FS2=0.68Fr=0.68×903.35=614.28N(2)计算轴向载荷FA1、FA2FS1+Fa=FS2 Fa=0任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=614.28N(3)求系数x、yFA1/Fr1=614.28/903.35=0.68FA2/Fr2=614.28/930.35=0.68根据课本P295表（15.13）得：e=0.68FA1/Fr1<e x1=1y1=0FA2/Fr2<e x2=1y2=0(4)计算当量动载荷P1、P2根据表（15.12）取fP=1.5根据式（15.1）得P1=fP(x1Fr1+y1FA1)=1.5×(1×903.35)=1355NP2=fp(x2Fr2+y2FA2)=1.5×(1×903.35)=1355N(5)计算轴承寿命LHP1=P2 故P=1355 =3根据手册 7207AC型轴承Cr=30500N根据课本得：ft=1根据课本P296 （15.5）式得Lh=16670/n(ftCr/P) =16670/109.59×(1×30500/1355)3=.6h>48720h此轴承合格八、键联接的选择及校核计算轴径d1=22mm,L1=50mm查手册得，选用C型平键，得：键A 8×7 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mmT2=48N·m h=7mm根据课本P279（14.7）式得jy =4T2/dhl=4×48000/22×7×42=29.68Mpajy(110Mpa)2、输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径d3=35mm L3=48mm T=271N·m查手册P51 选A型平键键10×8 GB1096-79l=L3-b=48-10=38mm h=8mmjy=4T/dhl=4×/35×8×38=101.87Mpa<jy(110Mpa)3、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d2=51mm L2=50mm T=61.5N.m查手册P51 选用A型平键键16×10 GB1096-79l=L2-b=50-16=34mm h=10mm据课本P243式（10-5）得jy =4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<jy九联轴器的选择1联轴器传递的计算转矩Tc=KAT= KATo=1.5×24.27=36.41 N·m2.初估外伸端最小直径dmin=(0.81)d电=(0.81) ×38=30.438mm3.选联轴器选用弹性销联轴器（查表2-14-1），选LH3，其公称转矩To=63 N·m>36.41 N·m轴孔直径dmin=30mm,dmax=38mm,适合。故选LH3联轴器ZC34×82/JB32×82 GB/T5014-2003主动端dz=34mm,Z型轴孔L1=82mm,B型键槽十.润滑与密封因齿轮的转速大于12m/s，所以用喷油润滑.根据课本P23（表2.4）可采用机械密封减速器的密封是为了防止漏油和外界灰尘和水等进入常见的漏油部位有分箱面、轴头、盖端及视孔盖等。分箱面的密封，可在箱体剖分面上开回油槽，轴伸出处密封的装置有垫圈，O型橡胶圈和唇形密封圈。十一.参考文献机械设计资料（手册，图册，标准和规范等）以及使用经验数据，进行经验估算和数据处理等。1陈立德主编.机械设计基础. 高等教育出版社出版.2孙德志 张伟华 邓子龙主编.机械设计基础课程设计.科学出版社出版.F=1100NV=2.0m/sD=320mmL=600mn滚筒=119.4r/min总=0.84P工作=2.62KW电动机型号Y132S-6i总=8.04据手册得i齿轮=3.22i带=2.5nI =960r/minnII=384r/minnIII=119.4r/minn=119.4 r/minPI=2.61KWPII=2.48KWPIII=2.38KWP=2.33 KWTI=25.96N·mTII=61.67N·mTIII=190.36N·mT=186.36 N·mdd2=237.5mm取标准值dd2=236mmn2=387.09r/minV=5.01m/s231.7mma0662mm取a0=500Ld=1600mma=535mmZ=4根F0=151.04NFQ =1197.44Ni齿=4Z1=25Z2=100u=4T1=29843.7N·mHlimZ1=560MpaHlimZ2=530MpaNL1=1.20×109NL2=2.995×108ZNT1=1ZNT2=1.06H1=560MpaH2=562Mpad1=58.3mmm=2.5mmd1=62.5mmd2=250mmb=62.5mmb1=70mmYFa1=2.65YSa1=1.59YFa2=2.18YSa2=1.80Flim1=210MpaFlim2 =190MpaYNT1=1YNT2=1YST=2SF=1.3F1=91MpaF2=85Mpaa =156.25mmV =3.13m/sd=16mmd1=16mmL1=50mmd2=22mmL2=93mmd3=35mmL3=48mmd4=45mmL4=20mmd5=30mmL=100mmFt =1000.436NFr=364.1NFAY =182.05NFBY =182.05NFAZ =500.2NMV=9.1N·mMH=25N·mM =26.6N·mT=48N·mMe =99.6N·me =14.5MPa<-1bd=35mmFt =1278.07NFAX=FBY =232.48NFAZ=FBZ =639.04NMV=11.4N·mMH=31.3N·mM =33.31N·mMe =273.04N·me =1.36Mpa<-1b轴承预计寿命48720hFS1=FS2=340.136Nx1=1y1=0x2=1y2=0P1=750.3NP2=750.3NLh=h预期寿命足够Fr =903.35NFS1=614.28Nx1=1y1=0x2=1y2=0P1=1355NP2=1355NLh =.6h故轴承合格A型平键8×7jy =29.68MpaA型平键10×8jy =101.87MpaA型平键16×10jy =60.3Mpa上传说明：本文档非东北大学学生所作，但作业题目要求和东北大学所使用课本中的作业题DDZ-6一样，故在此上传供东北大学的学弟学妹们学习参考。由于涉及版权问题，希望同学们不要侵权，自觉在学习参考过以后删除，并不做流通。版权及最终解释权归原作者所有。（已经擦出涉及个人隐私的部分）专心-专注-专业