机械设计基础课程设计ZDD6.docx

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机械设计基础课程设计ZDD6

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………………………………………………8

1、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（３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：

η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η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/1000η总

=1100×2.0/1000×0.84

=2.62KW

3、确定电动机转速：

计算滚筒工作转速：

n筒=60×1000V/πD

=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I’a=3~6。

取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~24。

故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×n筒

nd=（6~24）×119.42=716.52~2866.08r/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

1

Y100L2-4

3.0

1500

1430

38

2.2

2

Y132S-6

3.0

1000

960

63

2.0

3

Y132M-8

3.0

750

710

79

2.0

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=8.04

2、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=2~4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/min

n

=nI/i带=960/2.5=384（r/min）

n

=n

/i齿轮=384/3.22=119.4（r/min）

nⅣ=n/i联=119.40/1=119.40（r/min）

2、计算各轴的功率（KW）

P

=P工作=2.61KW

P

=P

×η带=2.61×0.95=2.48KW

P

=P

×η轴承×η齿轮=2.48×0.99×0.97

=2.38KW

PⅣ=P

×η联×η轴=2.38×0.99×0.99

=2.33KW

3、计算各轴扭矩（N·m）

T

=9.55×1000P

/n

=9.55×1000×2.61/960

=25.96N·m

T

=9.55×1000P

/n

=9.55×1000×2.48/384

=61.67N·m

T

=9.55×1000P

/n

=9.55×1000×2.38/119.4

=190.36N·m

TⅣ=9.55×1000PⅣ/nⅣ=9.55×1000×2.33

/119.4

=186.36N·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=1.2

PC=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75~95mm

则取dd1=95mm>dmin=75

dd2=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=πdd1n1/60×1000

=3.14×95×960/60×1000

=5.01m/s

在5~25m/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

1.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）

1.7（95+236）≤a0≤2×（95+236）

所以有：

231.7mm≤a0≤662mm

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：

a≈a0+（Ld-L0）/2=500+（1600-1529.5）/2

=535mm

（4）验算小带轮包角

α1=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）Kα=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）KαKL

=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/Kα-1）+qV2

=[500×3.6/4×4.77×（2.5/0.97-1）+0.1×5.032]N

=151.04N

则作用在轴承的压力FQ，由课本P135式（8.20）

FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×151.04sin164.89/2

=1197.44N

2、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220~250HBS。

大齿轮选用45钢正火，齿面硬度170~210HBS；根据课本P211表10.22选8级精度。

齿面精糙度Ra≤3.2~6.3μm

（2）按齿面接触疲劳强度设计

由d1≥76.43（kT1（u+1）/φdu[σH]2）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φd=b/d1（b为轮齿宽度,单位为mm）取φd=1

（3）转矩T1

T1=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[σH]

[σH]=σHlimZNT/SH由课本P188图10.24查得：

σHlimZ1=560MpaσHlimZ2=530Mpa

由课本P212式计算应力循环次数NL

NL1=60n1rth=60×960×1×（10×52×40）

=1.20×109

NL2=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=1ZNT2=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=1.0

[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=560×1/1.0Mpa

=560Mpa

[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=530×1.06/1.0Mpa

=562Mpa

故得：

d1≥76.43（kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3

=76.43[1.1×100000×5/1×4×5602]1/3mm

=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

σF=（2kT1/bm2Z1）YFaYSa≤[σH]

确定有关参数和系数

分度圆直径：

d1=mZ1=2.5×25mm=62.5mm

d2=mZ2=2.5×100mm=250mm

齿宽：

b=φdd1=1×62.5mm=62.5mm

取b=65mmb1=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=2.65YSa1=1.59

YFa2=2.18YSa2=1.80

（8）许用弯曲应力[σF]

根据课本P189（10.14）式：

[σF]=σFlimYSTYNT/SF

由课本图10.25查得：

σFlim1=210MpaσFlim2=190Mpa

由图10.27查得：

YNT1=1YNT2=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

[σF]1=σFlim1YSTYNT1/SF=210/1.3Mpa

=162Mpa

[σF]2=σFlim2YSTYNT2/SF=190/1.3Mpa

=146Mpa

将求得的各参数代入式（10.24）

σF1=（2kT1/bm2Z1）YFa1YSa1

=（2×1.1×100000/65×2.52×25）×2.65×1.59Mpa

=91Mpa<[σF]1

σF2=（2kT1/bm2Z2）YFa1YSa1

=91×2.18×1.8/（2.65×1.59）Mpa

=85Mpa<[σF]2

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=m/2（Z1+Z2）=2.5/2（25+100）=156.25mm

（10）计算齿轮的圆周速度V

V=πd1n1/60×1000=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217~255HBS

根据课本P271（14.2）式，并查表14.1，取c=118~107

d≥（107~118）×（3/960）1/3mm=15.6~17.3mm

考虑有键槽，将直径增大5%，则

d=15.3×（1+5%）mm=16.1mm

∴选d=16mm

2、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=50mm

∵h=2cc=1.5mm

段:

d2=d1+2h=16+2×2×1.5=22mm

∴d2=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

段长：

L2=（2+20+16+55）=93mm

段直径d3=35mm

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

Ⅳ段直径d4=45mm

由手册得：

c=1.5h=2c=2×1.5=3mm

d4=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Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mm

Ⅴ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

①求分度圆直径：

已知d1=50mm

②求转矩：

已知T2=50.02N·m

③求圆周力：

Ft

根据课本P127（6-34）式得

Ft=2T2/d2=50.02×1000/50=1000.436N

④求径向力Fr

根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft·tanα=1000.436×tan200=364.1N

⑤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=182.05N

FAZ=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α=1，截面C处的当量弯矩：

Me=[M2+（αT）2]1/2

=[26.62+（1×48）2]1/2=99.6N·m

（7）校核危险截面C的强度

由式（6-3）

σe=Me/0.1d33=99.6/0.1×413

=14.5MPa<[σ-1]b=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（217~255HBS）

根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=115

d≥c（P3/n3）1/3=115×（2.168/76.4）1/3=35.08mm

取d=35mm

2、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

①求分度圆直径：

已知d2=300mm

②求转矩：

已知T3=271N·m

③求圆周力Ft：

根据课本P191（10.15）式得

Ft=2T3/d2=2×191.71×103/300=1278.07N

④求径向力Fr根据课本P191（10.15）式得

Fr=Ft·tanα=1278.07×0.36379=464.95N

⑤∵两轴承对称

∴LA=LB=49mm

（1）求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAX=FBY=Fr/2=464.95/2=232.48N

FAZ=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α=1

Me=[M2+（αT）2]1/2=[33.312+（1×271）2]1/2

=273.04N·m

（6）校核危险截面C的强度

由式（14.3）

σe=Me/（0.1d3）=273.04/（0.1×453）

=1.36Mpa<[σ-1]b=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nⅡ=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=FS2Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=340.136NFA2=FS2=340.136N

（3）求系数x、y

FA1/Fr1=340.136N/500.2N=0.68

FA2/Fr2=340.136N/500.2N=0.68

根据课本P295表（15.13）得e=0.68

FA1/Fr1

y1=0y2=0

（4）计算当量载荷P1、P2

根据课本P295表（15.12）取fP=1.5

根据课本P294（15.1）式得

P1=fP（x1Fr1+y1FA1）=1.5×（1×500.2+0）=750.3N

P2=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ε=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

=730295h>48720h

∴预期寿命足够

2、计算输出轴承

（1）已知nⅢ=109.59r/min

Fa=0Fr=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、FA2

∵FS1+Fa=FS2Fa=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、y

FA1/Fr1=614.28/903.35=0.68

FA2/Fr2=614.28/930.35=0.68

根据课本P295表（15.13）得：

e=0.68

∵FA1/Fr1

y1=0

∵FA2/Fr2

y2=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）=1355N

P2=fp（x2Fr2+y2FA2）=1.5×（1×903.35）=1355N

（5）计算轴承寿命LH

∵P1=P2故P=1355ε=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）ε

=16670/109.59×（1×30500/1355）3

=1734787.6h>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A8×7GB1096-79l=L1-b=50-8=42mm

T2=48N·mh=7mm

根据课本P279（14.7）式得

σjy=4T2/dhl=4×48000/22×7×42

=29.68Mpa≤[σjy]（110Mpa）

2、输入轴与齿轮联接采用平键联接

轴径d3=35mmL3=48mmT=271N·m

查手册P51选A型平键

键10×8GB1096-79

l=L3-b=48-10=38mmh=8mm

σjy=4T/dhl=4×271000/35×8×38

=101.87Mpa<[σjy]（110Mpa）

3、输出轴与齿轮2联接用平键联接

轴径d2=51mmL2=50mmT=61.5N.m

查手册P51选用A型平键

键16×10GB1096-79

l=L2-b=50-16=34mmh=10mm

据课本P243式（10-5）得

σjy=4T/dhl=4×6100/51×10×34=60.3Mpa<[σjy]

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=36.41N·m

2.初估外伸端最小直径

dmin=（0.8~1）d电=（0.8~1）×38=30.4~38mm

3.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=63N·m>36.41N·m轴孔直径dmin=30mm,

dmax=38mm,适合。

故选LH3联轴器ZC34×82/JB32×82GB/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