机械设计课程设计Word版

整理为word格式整理为word格式整理为word格式吉林大学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………….…….5五、传动零件的设计计算………………….….6六、轴的设计计算………….....12七、滚动轴承的选择及校核计算………….…19八、键联接的选择及计算………..……………22设计题目：V带——单级圆柱减速器机电系××机电工程班设计者：学号：指导教师：二○○八年8月22日整理为word格式整理为word格式整理为word格式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工作条件：使用年限8年，工作为二班工作制，载荷有中等冲击，允许螺旋轴转速偏差为5％，该机器由一般机械厂小批量生产。原始数据：；螺旋轴转速nw=135r/min,螺旋轴输入转矩T=300N·m。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=0.96×0.982×0.97×0.99=0.89(2)电机所需的工作功率：P工作=T·nw/9550=300×135/9550=4.24KW3、确定电动机转速：电机所需功率P≥P工作/η总=4.24/0.89=4.76KW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Y132M2其主要性能：额定功率：5.5KW，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=960/135=7.12、分配各级伟动比据指导书P7表1，取齿轮i齿轮=6（单级减速器i=3~6合理）∵i总=i齿轮×I带∴i带=i总/i齿轮=7.1/3.2=2.2四、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/minn=2\*ROMANII=nI/i带=960/2.2=436.4(r/min)n=3\*ROMANIII=n=2\*ROMANII/i齿轮=436.4/3.2=136(r/min)计算各轴的功率（KW）P=1\*ROMANI=P电机=5.5KWP=2\*ROMANII=P=1\*ROMANI×η带=5.5×0.95=5.225KWP=3\*ROMANIII=P=2\*ROMANII×η轴承×η齿轮=5.225×0.98×0.96=4.9157KW计算各轴扭矩（N·mm）T=1\*ROMANI=9.55×106P=1\*ROMANI/n=1\*ROMANI=9.55×106×5.5/960=54713.5N·mmT=2\*ROMANII=9.55×106P=2\*ROMANII/n=2\*ROMANIIn滚筒=135r/minη总=0.892P工作=4.24KW电动机型号Y132M2-6i总=7.1据手册得i齿轮=3.2i带=2.2nI=960r/minn=2\*ROMANII=435.4r/minn=3\*ROMANIII=136r/min∏P=1\*ROMANI=5.5KWP=2\*ROMANII=5.225KWP=3\*ROMANIII=4.9157KWT=1\*ROMANI=54713.5N·mmT=2\*ROMANII=114341.8N·mm整理为word格式整理为word格式整理为word格式=9.55×106×5.225/436.4=114341.8N·mmT=3\*ROMANIII=9.55×106P=3\*ROMANIII/n=3\*ROMANIII=9.55×106×4.9157/136=345183.3N·mm五、传动零件的设计计算皮带轮传动的设计计算选择普通V带截型由表5-6得：kA=1.4PC=KAP=1.4×5.5=7.7KW由图5-7得：选用B型V带确定带轮基准直径，并验算带速由课本图5-7得，推荐的小带轮基准直径为125~1则取D1=127mm验算带速==6.38m/s在5~25m/s范围内，带速合适。D2=（n1/n2）·D1=（960/436.4）×127=2由表5-8，取D2=280实际从动轮转速n2’=n1·D1/D2=960×127/=435.4r/min转速误差为：D1-D2/D2=1.8％<5％所以合适确定带长和中心矩根据课本P84式（5-14）得7(D1+D2)≤a0≤2(D1+D2)7(127+280)≤a0≤2×(127+280)所以有：284.9mm≤a0≤取a0=540mm带长：L0=2a0+1.57(D1+D2)+(D2-D1)/4a0=2×540+1.57(125+2800)+(280-125)2/4×540=1782取Ld=18中心距a≈a0+Ld-L0/2=540+=549(4)验算小带轮包角α1=1800-×57.30=1800-×57.30=1640（适用）（5）确定带的根数T=3\*ROMANIII=345183.3N·mmdd2=27取标准值dd2=280n2’=435.4V=6.3284.9mm≤a0取a0=540Ld=1a0=549整理为word格式整理为word格式整理为word格式根据表（5-5）P0=1.64KW根据表（5-10）△P0=0.30KW根据表（5-9）Kα=0.95根据表（5-3）KL=1.01由得Z=PC/P’=PC/(P1+△P1)KαKL=7.7/(1.64+0.30)×0.95×1.01=4.14取z=4,符合表5-7推荐槽数。(6)计算轴上拉力由表5-4查得q=0.17kg/m，由式（5-F0=（500PC/z）（2.5/Kα-1）+q2=（500×7.7/4×6.38）×(2.5/0.95-1)+0.17×6.382N=253N则作用在轴承的压力FQFQ=2ZF0sinα1/2=2×4×256.7sin=2004.3N齿轮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。根据表6-2，选小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为230~240HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；选8级精度。齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1≥确定有关参数如下：传动比i齿=3.2取小齿轮齿数Z1=27。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=3.2×27=86.4实际传动比i0=87/27=3.22传动比误差：i-i0/i=3.2-3.22/3.2=0.6%<2.5%可用齿数比：u=i0=3.22由课表6-6取=1.0(3)转矩T1T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×5.225/436.4=114341.8N·mm(4)初选载荷系数kt=1.5由表得=189.8，ZH=2.42Z=4根F0=253NFQ=2004.3Ni齿=3.2Z1=27Z2=87u=3.22T1=114341.8N·mm整理为word格式整理为word格式整理为word格式Z==0.98,由图6-13得Z=0.78=1.67=0.318z1tan=2.3(5)许用接触应力[σH][σH]=σHlimZNT/SH由图6-16cσHlimZ1=540MpaσHlimZ2=390Mpa由式6-12计算应力循环次数NLNL1=60n1rth=60×436.4×1×(16×300×8)=1.0×109NL2=NL1/i0=1.0×109/3.22=3.14×108查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=1.00ZNT2=1.05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=540×0.98/1.0Mpa=529Mpa[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=390×1.05/1.0Mpa=413Mpa所以取[σH]2=413Mpa设计齿轮参数故得：d1t≥==72.08修正d1t：=m/s<2.00m/s所以选脂润滑查得KA=1.50，KV=1.07，K=1.12，K=1.20K=KAKVKK=1.50×1.07×1.12×1.2=2.16d1=d1mmαHlimZ1=540MpaαHlimZ2=390MpaNL1=1.00×109NL2=3.14×108ZNT1=1.00ZNT2=1.05[σH]1=529Mpa[σH]2=413Mpad1t=72.08m=3v=1.65m/s用脂润滑整理为word格式整理为word格式整理为word格式m==mm根据表6-1取标准模数：m=3计算齿轮传动的中心矩aa=m(Z1+Z2)/2cos=3×(27+87)/2cos150=177mm=arccosarccos分度圆直径：d1=mZ1/cos=3x27/cos=83.84mm=84mmd2=mZ2/cos=3x87/cos=270.16mm=270mm齿宽：b=d1=1.0×83.84mm=84取B1=85mm,B2=80mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度σF=YFaYSa≤[σ]F计算当量齿轮断面系数=0.67，由图6-28得=0.87齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=27,Z2=87由表6-19,6-20相得YFa1=2.53YSa1=1.62YFa2=2.16YSa2=1.78由图6-21，查得YN1=0.90,YN2=0.92[σF]=σFlimYSTYN/SF由课本图6-35C查得：σFlim1=340MpaσFlim2=310Mpa按一般可靠度选取安全系数SF=1.25计算两轮的许用弯曲应力[σF]1=σFlim1YN1/SF=340×0.90/1.25Mpa=244Mpa[σF]2=σFlim2YN2/SF=310×0.92/1.25Mpa=228Mpa将求得的各参数代入式（6-49）a=177mmd1=84d2=270B1=85B2=80YFa1=2.53YSa1=1.62YFa2=2.16YSa2=1.78YNT1=0.90YNT2=0.92σFlim1=340MpaσFlim2=310MpaSF=1.25σF1=244MpaσF2=228MpaσF1=55.1Mpa整理为word格式整理为word格式整理为word格式σF1=YFa1YSa1=2x2.16x114341.8x0.67x0.87x2.53x1.62/(85x84x3.0)Mpa=55.1Mpa<[σF]1σF2=σF1YFa2YSa2/YFa1YSa1=55.1x2.16x1.78/2.53x1.62Mpa=51.7Mpa<[σF]2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够轴六、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#调质，硬度217~255HBS取c=110d≥c考虑有键槽，将直径增大5%，则d=25.2×(1+7%)mm=26.97mm=∴选d=322、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）确定轴各段直径工段：d1=32mm初选用7208AC型角接触球轴承，其内径为宽度为18mm(3)按弯矩复合强度计算①求分度圆直径：已知d1=84②求转矩：已知T2=50021.8N·mm③求圆周力：Ft=2T2/d2=2x114341.8/84=2868N④求径向力FrFr=Ft·tanα/cos=2868×tan200/cos150=1080.7NFa=Ft·tan=2868xtan150=768.48N⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=72mm(1)绘制轴受力简图（如图a）σF2=51.7Mpad=32Ft=2868NFr=1080.7NFa=768NLA=72LB=72整理为word格式整理为word格式整理为word格式绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FY=FAY=FBY=Fr/2=1434NFZ=FAZ=FBZ=Ft/2=540NF支=由两边对称，知截面C的弯矩也对称。MC=F支L=1532x72=110304N·mm(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=114341.8N·mm(6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪按脉动循环变化，取α=0.6，截面C处的当量弯矩：Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[1103042+(0.6×114341.8)2]1/2=131877.4N·mm(7)校核危险截面C的强度由式（6-3）σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413=40.246MPa<[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）取c=110d≥c=c(P3/n3)1/3=110(4.9/136)1/3=36.3d=36.3×(1+7%)mm=3取d=42mm2、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7211AC型角接球轴承，其内径为55mm，宽度为FAY=1434NFBY=1434NF支=1532MC=11030N·mmT=114341.8N·mmMec=131877.4N·mmσe=40.246MPa<[σ-1]bd=42整理为word格式整理为word格式整理为word格式(3)按弯扭复合强度计算①求分度圆直径：已知d2=270②求转矩：已知T3=345183.3N·mm根据作用力与反作用力得圆周力：Ft==2868N求径向力Fr=1080.7N轴向力Fa=768.48N③∵两轴承对称∴LA=LB=72(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFY=FAY=FBY=Fr/2=1434NFZ=FAZ=FBZ=Ft/2=540NF支=(2)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称MC=F支L=1532x72=110304N·mm(5)α=0.6Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[1103042+(0.6×345183.3)2]1/2=234598.9N·mm(6)校核危险截面C的强度由式（10-3）σe=Mec/（0.1d3）=234598.9/(0.1×423)=31.7Mpa<[σ-1]b=60Mpa∴此轴强度足够轴承七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命16×300×8=38400小时1、计算输入轴承（1）已知nⅡ=436.4r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=1532N初先两轴承为角接触球轴承7208得轴承内部轴向力FS=0.68FR则FS1=FS2=0.68FR1=1042N(2)Fa=768N故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1+Fa=1810NFA2=FS2=1042N(3)求系数x、yFA1/FR1=1810N/1532N=1.18FA2/FR2=1042N/1532N=0.68Ft=2868NFAX=FBY=1434NFAZ=FBZ=540NF支=1532NMC=110304N·mmMec=234598.N·mσe=31.7Mpa<[σ-1]b轴承预计寿命38400hFS1=FS2=1532Nx1=0.41整理为word格式整理为word格式整理为word格式根据课本P263表（11-8）得e=0.68FA1/FR1<ex1=0.41FA2/FR2<ex2=1y1=0.87y2=0(4)计算当量载荷P1、P2fP=1.5根据课本P262（11-6）式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(0.41×1532+0.87x1810)=3304N不难看出P1>P2(5)轴承寿命计算故取P=3304N∵角接触球轴承ε=3根据手册得7208AC型的Cr=LH=∴预期寿命足够计算输出轴承因为Cr输入3/n入=35.23/436.4=100<Cr输出3/n出