机械设计基础课程设计

一、传动方案拟定设计两级圆柱齿轮减速器工作条件：使用年限10年，工作为一班工作制，载荷平稳，环境清洁。（1） 原始数据：滚筒圆周力F=2600N；带速V=1.1m/s；滚筒直径 D=250mm；滚筒长度L=250mm。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=0.960.9820.970.990.96=0.85(2)电机所需的工作功率：P 工作=FV/1000总=26001.1/10000.85=2.431KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n 筒=601000V/D=6010001.1/250=84.08r/min按手册 P7 表1 推荐的传动比合理范围，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=Ian 筒=（624）84.08=5042018r/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：如指导书P15 页第一表。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传动比1、总传动比：i 总=n 电动/n 筒=960/84.0=11.422、分配各级伟动比（1） 据指导书P7 表1，取齿轮i 齿轮=6（单级减速器i=36 合理）（2） i 总=i 齿轮I 带i 带=i 总/i 齿轮=11.42/6=1.904四、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=960/1.904=504.2 (r/min)nIII=nII/i 齿轮=504.2/6=84.0(r/min)2、计算各轴的功率（KW）PI=P 工作=2.4KWPII=PI带=2.40.96=2.304KWPIII=PII轴承齿轮=2.3040.980.96=2.168KW3、计算各轴扭矩（Nmm）TI=9.55106PI/nI=9.551062.4/960=23875NmmTII=9.55106PII/nII=9.551062.304/504.2=43639.8NmmTIII=9.55106PIII/nIII=9.551062.168/80.4=257517Nmm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 P83 表5-9 得：kA=1.2PC=KAP=1.23=3.9KW由课本P82 图5-10 得：选用A 型V 带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由课本图 5-10 得，推荐的小带轮基准直径为75100mm则取 dd1=100mmdmin=75dd2=n1/n2dd1=960/504.2100=190.4mm由课本P74 表5-4，取dd2=200mm实际从动轮转速 n2=n1dd1/dd2=960100/200=480r/min转速误差为：n2-n2/n2=504.2-480/504.2=0.0481200（适用）（5）确定带的根数根据课本 P78 表（5-5）P1=0.95KW根据课本P79 表（5-6）P1=0.11KW根据课本P81 表（5-7）K=0.96根据课本P81 表（5-8）KL=0.96由课本 P83 式（5-12）得Z=PC/P=PC/(P1+P1)KKL=3.9/(0.95+0.11) 0.960.96=3.99(6)计算轴上压力由课本 P70 表5-1 查得q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V 带的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/K-1）+qV2=5003.9/45.03(2.5/0.96-1)+0.15.032N=158.01N则作用在轴承的压力FQ，由课本P87 式（5-19）FQ=2ZF0sin1/2=24158.01sin167.6/2=1256.7N2、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240260HBS。大齿轮选用45 钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本P139 表6-12 选7 级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m(2)按齿面接触疲劳强度设计由 d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3由式（6-15）确定有关参数如下：传动比 i 齿=6取小齿轮齿数 Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=620=120实际传动比 I0=120/2=60传动比误差：i-i0/I=6-6/6=0%2.5% 可用齿数比：u=i0=6由课本P138 表6-10 取d=0.9(3)转矩T1T1=9.55106P/n1=9.551062.4/504.2=43458.2Nmm(4)载荷系数k由课本P128 表6-7 取k=1(5)许用接触应力HH= HlimZNT/SH 由课本P134 图6-33 查得：HlimZ1=570Mpa HlimZ2=350Mpa由课本P133 式6-52 计算应力循环次数NLNL1=60n1rth=60504.21(836510)=0.88109NL2=NL1/i=0.88109/6=1.47108由课本 P135 图6-34 查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=0.92 ZNT2=0.98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=5700.92/1.0Mpa=524.4MpaH2=Hlim2ZNT2/SH=3500.98/1.0Mpa=343Mpa故得：d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3=76.43123875(6+1)/0.9634321/3mm=48.97mm模数：m=d1/Z1=48.97/20=2.45mm根据课本P191 表12-1 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F=(2kT1/bm2Z1)YFaYSaH确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2.520mm=50mmd2=mZ2=2.5120mm=300mm齿宽：b=dd1=0.950mm=45mm取b=45mm b1=50mm(7)齿形系数YFa 和应力修正系数YSa根据齿数 Z1=20,Z2=120 由表6-9 相得YFa1=2.80 YSa1=1.55 YFa2=2.14 YSa2=1.83(8)许用弯曲应力F根据课本P136（6-53）式：F= Flim YSTYNT/SF由课本图 6-35C 查得：Flim1=290Mpa Flim2 =210Mpa由图6-36 查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9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=1.25计算两轮的许用弯曲应力F1=Flim1 YSTYNT1/SF=29020.88/1.25Mpa=408.32MpaF2=Flim2 YSTYNT2/SF =21020.9/1.25Mpa=302.4Mpa将求得的各参数代入式（6-49）F1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(2150021.8/452.5220) 2.801.55Mpa=77.2Mpa F1F2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1=(2150021.8/452.52120) 2.141.83Mpa=11.6Mpa 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(20+120)=175mm(10)计算齿轮的圆周速度VV=d1n1/601000=3.1450458.2/601000=1.2m/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#调质，硬度217255HBS根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=115d115 (2.304/504.2)1/3mm=19.0mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=19.0(1+5%)mm=19.95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L1=50mmh=2c c=1.5mmII 段:d2=d1+2h=22+221.5=28mmd2=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=21.5=3mmd4=d3+2h=35+23=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+32）=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=50021.8Nmm求圆周力：Ft根据课本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N求径向力Fr根据课本 P127（6-35）式得Fr=Fttan=1000.436tan200=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MC1=FAyL/2=182.0550=9.1Nm(3)绘制水平面弯矩图（如图c）截面C 在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=500.250=25Nm(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6Nm(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55（P2/n2）106=48Nm(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：Mec=MC2+(T)21/2=26.62+(148)21/2=54.88Nm(7)校核危险截面C 的强度由式（6-3）e=Mec/0.1d33=99.6/0.1413=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=35.08mm2、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=271Nm求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=2271103/300=1806.7N求径向力Fr 根据课本P127（6-35）式得Fr=Fttan=1806.70.36379=657.2N两轴承对称LA=LB=49mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6NFAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N(2)由两边