机械设计基础课程设计作业1

1、机械设计课程设计计算说明书目：胶带输送机传动装置的设计工程技术学院：设计者：指导教师：年月曰计算过程及计算说明一、传动方案拟定第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动(1)工作条件：使用年限8年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。(2)原始数据：滚筒圆周力F=900N;带速V=2.5m/s;滚筒直径D=400mm;滚筒长度L=600mm。二、电动机选择1、电动机类型的选择：丫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：2“总=刀带义刀轴承义刀齿轮义刀联轴器X“漆筒2=0.96X0.982义0.97X0.99X0.96=0.85(2)电机所需的工作功率：P工=FV/100

2、0y总=1000X2/1000X0.8412=2.7KWF=900NV=2.5m/sD=400mmL=600mmn漆简=85.99r/min总=0.8412P口乍=2.7KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n简=60X1000V/ntD=60X1000X2.0/无X50=76.43r/min初定各级传动的传动比i,由课本表11-3取V带传动的初定传动比i=0.5,闭式齿轮的传动比i=3则电动机型号i=I1'*I2=2.5*3=7.5Y132S-6计算所需电机的转速n，d=I'X行7.5*85.98=6454、确定电动机型号根据电动机的额定功率Ped>=Pd及同步转速

3、，以及工作情况查附表111选定电动机型号为Y132S-6o其主要性能：额定功率：3KW,满载转速960r/min,额定转矩2.0。i总=11.16质量63kgo据手册得三、计算总传动比及分配各级的伟动比i齿轮=6i带=1.8611、总传动比：i总=n电动/n简=960/85.99=11.162、分配各级传动比(1)将中传动比分配到各级传动中，使满足ni=960r/mini=i1*i2.in取齿轮i齿轮=6(单级减速器i=36合理)nii=515.9r/min(2)总=1齿轮XI带niii=85.97r/mini带=i总/i齿轮=11.16/6=1.861四、运动参数及动力参数计算Pi=2.7K

4、W1、计算各轴转速(r/min)PII=2.592KWnI=n电机=960r/minnII=nI/i带=960/1.861=515.9(r/min)PIII=2.438KWnIII=nII/i齿轮=515.9/6=85.97(r/min)2、计算各轴的功率(KW)PI=P口,=2.7KWTI=23875N-mmPIInPIX=2.7X0.96=2.304KWTII=47986.1N-mmPIII=PIIx7齿轮=2.592X0.98X0.96TIII=270763N-mm=2.438KW3、计算各轴扭矩(Nmm)TI=9.55X106pI/nI=9.55X106X2.4/960=23875N-

5、mmTII=9.55X106PII/nII6=9.55X10X2.592/458.2=47986.1N-mmTIII=9.55X106PIII/nIII=9.55X106X2.438/85.9=270763N-mm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P125表6-4且每日两班制，所以得：kA=1.2Pc=KaP=1.2X3=3.6KW由课本P126图6-13得：选用A型V带dd2=186.1mm(2)确定带轮基准直径，并验算带速取标准值由课本图6-13得，推荐的小带轮基准直径为dd2=180mm80100mm则取dd1=100mm>dmin=80n2

6、'=533r/mindd2=n1/n2dd1=960/458.2x100=209.5mmV=5.03m/s由课本P121表6-3,取dd2=180mm实际从动轮转速n2，=ndd1/dd2=960x100/180=533r/min转速误差为：n2-n2'/n=515.9-533/515.9=-0.033<0.05(允许)带速V:V=xdd1n1/60X1000=xX100X960/60X1000=5.03m/s在525m/s范围内，带速合适。196mmCa0w560mm(3)确定带长和中心矩根据课本P127式(6-15)得初选中心距取a0=5000.7(d d1+d d2

7、)Wa00 2(dd1+d d2)0.7(100+180)<a0<2X(100+180)所以有：196mKa00560mm由课本P127式(6-16)得：L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0=2X500+1.57(100+180)+(180-100)2/4X500=1443mm根据课本P120表(6-2)取Ld=1400mm根据课本P127式(6-17)得：a=ao+Ld-L0/2=500+1400-1443/2=500-21=479mm(4)验算小带轮包角“1=1800-dd2-dd1/aX57.30=1800-180-100/479X57.30=

8、1800-9.50=170.40>1200(适用)(5)确定带的根数根据课本P128表(6-5)Pi=0.97KW根据课本P129表(6-6)Pi=0.10KW根据课本P129表(6-7)Ka=0.98根据课本P120表(6-2)Kl=0.96由课本P129式(6-20)得Z=Pc/p'=P(P1+Pi)ka=3.6/(0.97+0.1)治.96X0.96=3.57(6)计算轴上压力由课本P119表6-1查得q=0.1kg/m,由式(6-21)单根V带的初拉力：_,一2Fo=500Pc/ZV(2.5/Ko-1)+qV=500X3.6/4X5.03X(2.5/0.98-1)+0.1

9、5.032N=141.2N则作用在轴承的压力Fq,由课本P87式(5-19)Fq=2ZFosina/2=2X4X141.28sin170.4/2=1126.3N2、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40Cr调质，齿面硬度为240260HBs0大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS;根据课本P59表3-1选7级精度。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1)ZEZH/aHH)2XkT1(i+1)/小diaH21/3由式(6-15)确定有关参数如下：传动比i齿=6Ld=1400mmao=479mmZ=4根Fo=158.01NFq=1

10、256.7Ni齿=6Zi=20Z2=120u=6Ti=49980.6N-mm取小齿轮齿数Z1=20o则大齿轮齿数：Z2=iZ1=6X20=120实际传动比10=120/20=6传动比误差：i-i0/I=6-6/6=0%<2.5%可用齿数比：u=i=6单级传动，齿轮相对轴承对称布置，由课本P75表3-7取模度系数<1)d=0.9转矩T1T1=9.55X106XP/n1=9.55X106X2.4/515.9=49980.6N-mm(4)载荷系数工作平稳取k=1(5)许用接触应力bH(rH=0.87HBS+380由课本P70,3-4查得：H1=524.4MpaH2=343Mpa故得：d1

11、>ZEZH/bHH)2XkT1(i+1)/小di°H21/3=49.68mm模数：m=d1/Z1=49.68/20=2.48mm根据课本P61表3-2取标准模数：m=2.5mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度根据课本P132(6-48)式。Flim=0.7HBS+275确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2.5x20mm=50mmd2=mZ2=2.5x120mm=300mm齿宽：b=<j)dd1=0.9x50mm=45mm取b=45mmb1=50mm(7)许用弯曲应力bf(f=Hm/SFaFlim1=290Mpa用而2=210Mpa按一般可靠度选取安全系数SF=1.25

12、计算两轮的许用弯曲应力(f1=bFlim1丫ns1/SF=290X2X0.88/1.25Mpa=408.32Mpa(f2=bFlim2Yns2/SF=210X2X0.9/1.25Mpa=302.4Mpa将求得的各参数代入式(6-49)aF1=(2kT1/bm2)Yfa1=77.2Mpa<aF1bF2=bF1Yns2/Yst1=11.6Mpa<bF2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(8)计算齿轮传动的中心矩abH1=524.4Mpa6H2=343MpaZE=189.8(Mpa)ZH=2.5d1=49.68mmm=2.5mmd1=50mmd2=300mmb=45mmb1=50mm0Tlim1

13、=290MpaaFlim2=210MpaYns1=0.88Yns2=0.9Sf=1.250T1=77.2MpaF2=11.6Mpa1/2a=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm(9)计算齿轮的圆周速度VV=Ttdini/60X1000=3.14X50X515.9/60X1000=1.3m/s六、轴的设计计算输入轴的设计计算a =175mmV =1.3m/s1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255HBs根据课本P157(7-2)式，并查表7-4,取c=115d>115(2.592/515.9)1/3mm=19.7mm考虑有键槽，将直径增大5%,则d=19.

14、7X(1+5%)mm=20.69:选d=22mm2、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d=22mm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=22mm长度取Li=50mmh=2cc=1.5mmII段:d2=d1+2h=22+2x2X1.5=28mm:d2=28mm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d 1 =22mmL 1=50m

15、md 2=28mm20mm,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=48mmIV段直径d4=45mm由手册得：c=1.5h=2c=2x1.5=3mmL2=93mmd 3=35mmL 3=48mmd 4=41mmL4=20mmd4=d3+2h=35+2x3=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

16、径应取：(30+3X2)=36mm因此将IV段设计成阶梯形，左段直径为36mmV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 di=50mm求转矩：已知 T2=49980.6N-mm求圆周力：FtFt=2T 2/d 2=50021.8/50=999.612N求径向力FrFr=Ft - tan 999.612 Xtan20 0=363.8N因为该轴两轴承对称，所以：La=l B=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=F by=F"2=182.05NF

17、az =F bz =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Mci=F AyL/2=182.05X50=9.1N -m(3)绘制水平面弯矢!图(如图 c)Mcj-TrnTfTl irTrnTri-nTrnnTTMe截面C在水平面上弯矩为:d 5=30mmL=100mmFt =1000.436NFr=364.1NFay =182.05NFby =182.05NFaz =500.2NM ci =9.1N mMc2=FazL/2=500.2X50=25N-mMc2=25N - mM c =26.6N- mT=48N - mMec =99.6N- mae =14

18、.5MPa<b -1 bd=35mmFt =1806.7N(4)绘制合弯矩图(如图d)Mc=(Mci2+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6N-m(5)绘制扭矩图(如图e)转矩：T=9.55X(P2/n2)xi06=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a=1,截面C处的当量弯矩:Mec=Mc2+(at21/2=26.62+(1X48)21/2=54.88N-m(7)校核危险截面C的强度由式(6-3)ae=Mec/0.1d33=99.6/0.1X413=14.5MPa<b-1b=60MPa:该轴强度足够。输出轴的设计计算

19、1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度(217255HBs)根据课本P157页式(7-2),表(7-4)取c=115d>c(P3/n3)1/3=115(2.438/85.97)1/3=35.06mm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

20、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P127(6-34)式得Ft=2T3/d2=2X271X103/300=1806.7N求径向力Fr根据课本P127(6-35)式得Fr=Ft-tana=1806.7X0.36379=657.2N.,两轴承对称;La=lB=49mm(1)求支反力Fax、Fby、Faz、FbzFax=Fby=F"2=657.2/2=328.6NFaz=FB

21、Z=Ft/2=1806.7/2=903.35N(2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为Mci=FayL/2=328.6X49=16.1N-m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FazL/2=903.35X49=44.26N-m(4)计算合成弯矩Mc=(Mci2+MC22)1/2=(16.12+44.262)1/2=47.1N-m计算当量弯矩：根据课本P235得a=1Mec=Mc2+(aT21/2=47.12+(1X271)21/2=275.06N-m(6)校核危险截面C的强度由式(10-3)ae=Mec/(0.1d)=275.06/(0.1必53)=1.36Mpa<(r-

22、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16X365X10=58400小时1、计算输入轴承(1)已知nn=458.2r/min两轴承径向反力：Fri=Fr2=500.2N初先两轴承为角接触球轴承7206AC型根据课本P185(8-9)得轴承内部轴向力Fs=0.63Fr则Fsi=Fs2=0.63Fri=315.1NFS1+Fa=FS2Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端Fai=Fsi=315.1NFa2=Fs2=315.1N求系数x、yFai/Fri=315.1N/500.2N=0.63Fa2/Fr2=315.1N/500.2N=0.63根据

23、课本P184表(8-8)得e=0.68Fai/Fri<ex1=1Fa2/FR2<eX2=1y1=0y2=0(4)计算当量载荷Pi、P2根据课本P183表(8-7)取fp=1.5根据课本P183(8-8)式得P1=fp(x1FR1+yiFai)=1.5X(1X500.2+0)=750.3NP2=fp(x2FR1+y2Fa2)=1.5X(1X500.2+0)=750.3N(5)轴承寿命计算-Pi=P2故取P=750.3NFax=Fby=328.6NFaz=Fbz=903.35NMci=16.1N-mMC2=44.26N-mMc=47.1N-mMec=275.06N-m0e=1.36Mpa<CT-1b轴承预计寿命58400hFsi=FS2=315.1Nx1=1y1=0x2=1二角接触球轴承£=37206AC型的Cr=23000N由课本P183（