机械设计课程设计说明书1

（一）电机的选择1.选择电机的类型和结构形式：依工作条件的要求，选择三相异步电机封闭式结构u=380vY型2.电机容量的选择工作机的功率P工作机=F牵*V运输带/1000=2500×1.4÷1000＝3.5kWV带效率：0.96滚动轴承效率：0.99齿轮传动效率（闭式）:0.97x1(对)联轴器效率：0.99传输总效率=η带×η轴承×η齿轮×η联轴器＝0.96×0.993×0.96×0.99=0.8945则，电机功率Pd=P工作机／η=3.5÷0.8945=3.913kW3.电机转速确定工作机主动轴转速n工作机=60×ν÷﹙πd﹚=60×1.4÷0.28÷π=95.49r/minV带传动比范围：2~4一级圆柱齿轮减速器传动比范围：3~6总传动比范围：6~24∴电动机转速的可选范围为：573~2292r/min在此范围的电机的同步转速有：750r/min1000r/min1500r/min依课程设计指导书Y系列三相异步电机技术数据（JB3074-82）选择电机的型号为；Y112M-4性能如下表：电机型号功率KW满载时额定转矩质量转速nr/min电压V电流A功率因数Y112M-4414403808.820.822.2424电机主要外形和安装尺寸： （二）传动装置的运动和动力参数计算所选电机满载时转速nm=1440r/min总传动比：i总==1440÷95.49=15.081.分配传动比及计算各轴转速i总=iD×i带传动的传动比iD=3一级圆柱齿轮减速器传动比i=i总/i=15.08÷3=5.03则高速轴I轴转速n1=nm/iD=1440÷3r/min=480r/min则低速轴II轴的转速n2=nⅠ/i=480÷5.03r/min=96r/min2.各轴输入功率，输出功率P输出=P输入，效率如前述。则高速轴I轴的输入功率PI=P×η带=3.913×0.96=3.756kW输出功率PI＇=PI×η轴=3.756×0.99=3.719kW则低速轴II轴的输入功率PII=PI＇×η齿=3.719×0.97=3.607kW，输出功率PII＇=PⅡ×η轴=3.607×0.99=3.571kW3.各轴输入转矩:小带轮输入转矩Td=9550×P0÷n0=9550×3.013÷1440=25.95N/mI轴输入转矩TI=9550×PⅠ÷n1=9550×3.756÷480=74.73N/mII轴输入转矩TII=9550×PⅡ÷n2=9550×3.607÷96=360.69N/m（三）V带传动设计1.确定计算功率Pc已知电机输出功率，依教材《机械设计基础》表11.5，取KA=1.2,故Pc=KA×Pd=1.2×3.913=4.696kW2.选择普通V带型号已知Pc，nm，结合教材《机械设计基础》，由图11.8确定所使用的V带为A型。3.确定大小带轮基准直径d1，d2。由《机械设计基础》表11.6取d1=100，带传动比iD已知，则d2=iD·d1﹙1－ε﹚=3×100×﹙1－1％﹚=297mm4.验算带速vν=πd1n1/﹙60×1000﹚=100π×1440/﹙60×1000﹚m/s=7.540m/s5.求V带基准长度和中心距（L0，a）初定中心距=1.5（d1+d2)=1.5×﹙100＋297﹚mm=595.5mm,选a0=600带长L0=2a0+π/2×﹙d1＋d2﹚＋﹙d1＋d2﹚2/4a0=2×600＋0.5π×﹙100＋297﹚＋﹙100＋297﹚2÷4÷600mm=1839.7mm由表11.2，对A型带进行选用，Ld=2000mm则实际中心距：a=a0＋﹙Ld－L0﹚/2=600＋﹙2000－1839.7﹚/2mm=680mm6.验算小带轮包角α=180°－﹙d2－d1﹚57.3°/a=180°－﹙297－100﹚57.3°/680=163.4>120°合格。7.求V带根数Z已知n1，d1，查表11.3得P0=1.31kW已知传动比iD，查表11.3得ΔP0=0.17kW已知α1，查表11.4得Kα=0.96，查表11.2得KL=1.03则V带根数Z=Pc/﹙﹙P0＋ΔP0﹚KαKL﹚=4.696÷﹙﹙1.31＋0.17﹚×0.96×1.03﹚=3.21。取Z=4根8.求作用在带轮上的压力FQ由《机械设计基础》表11.1，可知A型带每米质量q=0.1㎏/m单根V带的拉力F0=500Pc/﹙Z×ν﹚×﹙2.5/Kα－1﹚＋qv2=500×4.696÷﹙4×7.540﹚×﹙2.5÷0.96－1﹚＋0.1×7.5402N=130.6N作用在轴上的压力FQ=2ZF0sinα/2=2×4×130.6×sin﹙163.4÷2﹚=1033.6.（四）减速器（齿轮）参数的确定1.选择材料及确定许用应力由《机械设计基础》表13.9得：小齿轮用：45钢，热处理方式：调质，齿面硬度为217~255大齿轮用：45钢，热处理方式：正火，齿面硬度为162~210由表13.13，取安全系数SH=1，SF=1。则许用应力为：[σH1]=σHlim1/SH=580MPa.[σH2]=σHlim2/SH=530MPa[σF1]=σFE1/SF=420MPa.[σF2[=σFE2/SF=300MPa2.按齿面接触强度设计设齿轮按8级精度制造，按齿面接触强度设计。由表13.10得载荷系数K=1.0，由表13.15得齿宽系数Φd=1.0。小齿轮输入功率P=3.719，转矩T1=9.55××=9550×1000×3.719÷480=73992N·mm=73.99N·m，由表13.11可得弹性系数ZE=189.8则小齿轮直径d1≥确定齿轮模数：齿数比iˋ=Z2/Z1=n1/n2=480/96=5.0因为中心距a=d1/2×﹙1＋iˋ﹚=53÷2×﹙1＋5﹚mm=159mm故m=﹙0.01~0.02﹚a=1.59~3.18mm,按表13.1，标准模数m=2.5mm，确定齿轮齿数Z1和Z2Z1=d1/m=53÷2.5=21.2=22Z2=iˋZ1=5.0×22=110. =110实际传动比i=Z2/Z1=110/22=5实际标准中心距离a=﹙d1＋d2﹚÷2=﹙55＋275﹚÷2mm=165mm齿宽b=φd·d1=1×55mm=55mm（圆整）为补偿安装误差，取小齿轮齿宽b1=b+5=55＋5mm=60mm3.验算轮齿弯曲强度①确定齿轮的许用应力由图13.27，弯曲疲劳极限取σFlim1=225Mpa,σFlim2=200Mpa.由表13.13，弯曲强度的最小安全系数SFmin=1,由表13.14，两齿轮的相对应力集中系数Ysr1=0.86,Ysr2=0.98计算两齿轮的许用弯曲应力[σ]F1=σFlim1/SFminYsr1=225÷1÷0.86=261.6Mpa[σ]F2=σFlim2/SFminYsr2=200÷1÷0.98=204.1Mpa②计算两齿轮的齿根的弯曲应力由表13.12，两齿轮的齿形系数YF1=2.72YF2=2.19比较YF1/[σ]值YF1/[σ]F1=2.72/261.6=0.0104YF2/[σ]F2=2.19/204.1=0.0107计算小齿轮的齿根弯曲应力σF1=2000KT1YF1/b2m2Z1=2000×1×73.99×2.72÷﹙55×2.52×22﹚=53.223Mpa<[σ]F1满足条件合适4.齿轮的圆周速度V=d1n1π/﹙60×1000﹚=π×55×480÷﹙60×1000﹚m/s=1.3823m/s=1.4m/s对照表13.5可知，选着8级精度是合适的。（五）轴的结构设计及验算1.高速轴及低速轴的材料选择根据表16.1，高速轴材料为：45钢，热处理方式：调质低速轴材料为：45钢，热处理方式：正火高速轴极限强度[σB1]=650Mpa，低速轴极限强度[σB2]580Mpa根据表16.8得，两根轴的许用弯曲应力[σ-1b]=45N/mm2．轴颈初估初选小轮轴颈，根据扭转强度计算初估轴颈。由表16.7得常数C110=21.8mm，结合大带轮轮毂内径，圆整后暂取d1=22mm大轮轴颈=36.8，结合联轴器内径，圆整后暂取d2=383轴的径向尺寸设计根据轴及轴上零部件的固定，定位，安装要求，初步确定轴的径向尺寸。高速轴：（带尺寸的草图）各尺寸确定的依据：d1=24mm,d2=d1＋2h=242×﹙2~3﹚×1.6mm=30.4~33.6mm,根据密封圈尺寸取带=35mmd3=d2＋﹙1~2﹚mm=36~37mm,根据轴承尺寸直径取d3=40mm,d4=d3＋﹙1~2﹚mm=40＋﹙1~2﹚=41~42mm,取d4=42mm,由于是齿轮轴，d5=d6=d4=42mmd7=d3=40mm低速轴：（带尺寸的草图）各尺寸确定的依据:根据联轴器的直径取d1=38mm,d2=d1＋2×﹙2~3﹚Cmm= 38＋2×﹙2~3﹚×2mm=46~50mm,根据密封圈取50mm,d3=d2＋﹙1~5﹚mm=51~55mm,根据轴承直径取55mm,d4=d3＋﹙1~2﹚mm=57mm,d5=d4＋2h=d4＋2×﹙2~3﹚×2.5mm=67mm,根据轴承的安装尺寸取d6=62mm，d7=d3=55mm5.轴的轴向尺寸设计根据轴及轴上零部件的固定，定位，安装要求，初步确定轴的轴向尺寸。高速轴：（带尺寸的草图）各尺寸确定的依据：根据V带轮的选择确定l1=46mm，l4=b－﹙2~3﹚mm=58mm,l5=1.4h=1.4×4=6.4mm,l7=B=23mm,齿轮至机体内壁的距离H=10mm,轴承至机体内壁的距离Δ=8mm轴承宽度C=C1＋C2＋(5~10﹚＋δ=18＋16＋(5~10﹚＋8mm=47mm,e=1.2d3=1.2×8=9.6mm,K=18mm,l2=K＋e＋﹙C－B－Δ﹚=18＋9.6＋﹙47－8－23﹚mm=43.6mm=44mml3=Δ＋B＋﹙2~3﹚＋H=18＋8＋2＋10mm=43mm,l6=H－＋Δ－l5=10＋8－6.4=11.4mm.低速轴：（带尺寸的草图）各尺寸确定的依据：根据所选联轴器确定此轴段长度l1=80，l4=b－﹙2~3﹚mm=55－﹙1~2)mm=53mml5=1.4h=1.4×4=5.6mm=6mm,l7=B=18mm,齿轮至机体内壁的距离H=10mm，轴承至机体内壁的距离Δ=8mm（无挡油板），C=C1＋C2＋(5~10)＋δ=18+16+8+5mm=47mm,e=1.2d3=1.2×8mm=9.6mm,联轴器到轴承盖的距离K=18mm，l2=K+e+(C－Δ－B)=18+9,6+﹙47－8－18﹚mm=54mm,l3=B+Δ＋﹙2~3﹚＋H=18+8+2+10mm=38mm,l6=H+Δ－l5=10+8－6mm=12mm(六)、轴的强度校核1．高速轴校核已知轴的各部分尺寸，带轮的压轴力，齿轮的受力。求垂直面的支撑反力FvⅠ=FvⅡ=Ft1/2=2717.5/2N=1358.8N求水平面的支撑反力L1=l1/2+K+e+﹙C－Δ－B/2﹚=46/2＋18＋9.6＋﹙52－8－23/2﹚mm=83.1mmL2=L3=b/2+H+Δ+B/2=60/2+10＋8＋23/2mm=59.5mmFHⅠ=FHⅡ=989.1/2N=494.55N－FQ＋FHⅠ+FHⅡ=0L1·FHⅠ+FHⅡ·﹙L2+L3+L1﹚=0FHⅡ=－737NFHⅠ=1770.25N垂直平面的弯矩图水平面的弯矩图不考虑考虑由图可知，合成弯矩按最不利的情况，即带轮压轴力与齿轮受力共面，则，=171928N·mm求轴传递的转矩：TT=Ft1×d1/2=2717.5×24÷2=74731.25N·mm求危险截面当量弯矩=171928.62＋﹙0.6×74731.25﹚2=177679.4N·mm计算危险截面处的直径=34.1mm若考虑到键对轴的削弱，将d增加5%故危险轴段直径为：Φ35,8mmmm＜结构设计尺寸Φ42mm，合格。2.低速轴校核已知轴的各部分尺寸，齿轮的受力。求垂直面的支撑反力FvⅠ=FvⅡ=Ft2/2=2623.1/2N=1311.55N求水平面的支撑反力FHⅠ=FHⅡ=954.8/2N=477.4N垂直平面的弯矩图水平面的弯矩图由图可知，合成弯矩按最不利的情况，则，=76067N·mm求轴传递的转矩：TT=Ft2×d1/2=2623.2×38÷2=369.6N·m求危险截面当量弯矩=76067+(0.6+360600)2)=229393.3N·mm计算危险截面处的直径=37.1mm若考虑到键对轴的削弱，将d增加5%故危险轴段直径为：Φ=38.9mm＜结构设计尺寸Φ57mm，合格。（七）轴承寿命校核根据《课程设计指导书》选出轴承牌号高速轴承的主要参数轴承代号轴承内经mm轴承外径mm轴承宽度mm径向基本额定动载荷Cr630840902340.8低速轴承的主要参数轴承代号轴承内经mm轴承外径mm轴承宽度mm径向基本额定动载荷Cr601155901830.2高速轴根据轴的受力情况可知，高速轴上靠近带轮一侧的轴承所受的径向力最大，故为最危险轴承。径向力计算：已知轴的各部分尺寸，带轮的压轴力，齿轮的受力。寿命计算由表16-8得，温度系数ft=1.0,由表16-9得，载荷系数fp=170879小时设计要求寿命为40880h，满足要求。低速轴径向力计算：已知轴的各部分尺寸，齿轮的受力。寿命计算由表16-8得，温度系数ft=1.0,由表16-9得，载荷系数fp=1.8303160小时设计要求寿命为40880h，满足要求（八）联轴器的选择根据轴孔直径d2=38mm输出转矩T=428.52N·m依据《课程设计指导书》，选定联轴器型号：TL6联轴器选择表公称转矩许用转数DD1D2转动惯量质量6305000r/min160mm0.6㎏·m28㎏（九）键连接的选择和计算本设计减速器共需键：3个1.高速轴上所需键，安装轴段直径为：=24mm查表选择普通圆头平键为：h=7mm，b=8mm，根据对应轴段长度，确定键长L=40mm2.低速轴上齿轮所需键，安装轴段直径为：=17mm，查表选择普通圆头平键为：h=10mm，b=16mm，根据对应轴段长度，确定键长L=45mm3.大轴上联轴器所需键,其安装段直径为：=38mm，查表选择普通圆头平键为：h=1