机械设计基础课程设计作业ZDD-2A

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 日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： 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=0.96×0.982×0.97×0

2、.99×0.96=0.85(2)电机所需的工作功率：P工作=FV/1000总=1000×2/1000×0.8412=2.7KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/D=60×1000×2.0/×50=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i= I1.*I2=2.5*3=7.5计算所需电机的转速nd=I× n筒=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，以及工作

3、情况查附表11-1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=960/85.99=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 i=i1*i2. in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=11.16/6=1.861四、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=960/1.861=515.9(r/min)nIII

4、=nII/i齿轮=515.9/6=85.97(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=P工作=2.7KWPII=PI×带=2.7×0.96=2.304KWPIII=PII×轴承×齿轮=2.592×0.98×0.96=2.438KW3、 计算各轴扭矩（N·mm）TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.4/960=23875N·mmTII=9.55×106PII/nII=9.55×106×2.592/458.2=47986.1N·

5、;mmTIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.438/85.9=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=1.2×3=3.6KW由课本P126图6-13得：选用A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由课本图6-13得，推荐的小带轮基准直径为80100mm则取dd1=100mm>dmin=80dd2=n1/n2·dd1=960/458.2×100=209.5mm由课本P

6、121表6-3，取dd2=180mm实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=960×100/180=533r/min转速误差为：n2-n2/n2=515.9-533/515.9=-0.033<0.05(允许)带速V：V=dd1n1/60×1000=×100×960/60×1000=5.03m/s在525m/s范围内，带速合适。（3） 确定带长和中心矩根据课本P127式（6-15）得初选中心距0. 7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0. 7(100+180)a02×(100+180)所以有：196mma0560mm由课本

7、P127式（6-16）得：L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0=2×500+1.57(100+180)+(180-100)2/4×500=1443mm根据课本P120表（6-2）取Ld=1400mm根据课本P127式（6-17）得：aa0+Ld-L0/2=500+1400-1443/2=500-21=479mm(4)验算小带轮包角1=1800-dd2-dd1/a×57.30=1800-180-100/479×57.30=1800-9.50=170.40>1200（适用）（5）确定带的根数根据课本P128表（6-5）P

8、1=0.97KW根据课本P129表（6-6）P1=0.10KW根据课本P129表（6-7）K=0.98根据课本P120表（6-2）KL=0.96由课本P129式（6-20）得Z=PC/P=PC/(P1+P1)KKL=3.6/(0.97+0.1) ×0.96×0.96=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：F0=500PC/ZV（2.5/K-1）+qV2=500×3.6/4×5.03×(2.5/0.98-1)+0.1×5.032N=141.2N则作用在轴承的压力FQ，由

9、课本P87式（5-19）FQ=2ZF0sin1/2=2×4×141.28sin170.4/2=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240260HBS。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d1ZEZH/H H) 2×kT1(i+1)/diH21/3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=6×20=120实际传动比I0=

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d=0.9(3)转矩T1T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.4/515.9=49980.6N·mm(4)载荷系数工作平稳取k=1(5)许用接触应力HH= 0.87HBS+380由课本P70 ,3-4查得： H1=524.4MpaH2= 343Mpa故得：d1 ZEZH/H H) 2×kT1(i+1)/diH21/3=49.68mm模数：m=d1/Z1=49.

11、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=2.5×20mm=50mmd2=mZ2=2.5×120mm=300mm齿宽：b=dd1=0.9×50mm=45mm取b=45mm b1=50mm (7)许用弯曲应力FF= Flim /SFFlim1=290Mpa Flim2 =210Mpa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 Yns1/SF=290×2×0

12、.88/1.25Mpa=408.32MpaF2=Flim2Yns2/SF =210×2×0.9/1.25Mpa=302.4Mpa将求得的各参数代入式（6-49）F1=(2kT1/bm2)Yfa1=77.2Mpa< F1F2=F1 Yns2/Yst1=11.6Mpa<F2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 (8)计算齿轮传动的中心矩aa=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm(9)计算齿轮的圆周速度VV=d1n1/60×1000=3.14×50×515.9/60×1000=1.3m/s六、轴的设计计算输入轴的设

13、计计算1、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=115d115 (2.592/515.9)1/3mm=19.7mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=19.7×(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

14、+2h=22+2×2×1.5=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=2×1.5=3mmd4=d3+2h=35+2×3=41mm长度与

15、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=49980.6N·mm求圆周力：FtFt=2T2/d2=50021.8/50=999.612N求径向力FrFr=Ft·tan=999.612×tan200=363.8N因为该轴两轴承对称，所以：L

16、A=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=182.05×50=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：MC2=FAZL/2=500.2×50=25N·m(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6N·m(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55×（P

17、2/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=1，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=26.62+(1×48)21/2=54.88N·m(7)校核危险截面C的强度由式（6-3）e=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413=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P157页式（7-2），表（7-4）取c=115dc(P3/n3)1/3=115(2.438/85.97)

18、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

19、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=2×271×103/300=1806.7N求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft·tan=1806.7×0.36379=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)由两边对称，书籍截C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=328.6×4

20、9=16.1N·m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N·m(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（16.12+44.262）1/2=47.1N·m(5)计算当量弯矩：根据课本P235得=1Mec=MC2+(T)21/2=47.12+(1×271)21/2=275.06N·m(6)校核危险截面C的强度由式（10-3）e=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453)=1.36Mpa<-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，

21、轴承预计寿命16×365×10=58400小时1、计算输入轴承（1）已知n=458.2r/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P185（8-9）得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N(2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N(3)求系数x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根据课本P184表（8-8）得e=0.

22、68FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1y1=0 y2=0(4)计算当量载荷P1、P2根据课本P183表（8-7）取f P=1.5根据课本P183（8-8）式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3NP2=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=37206AC型的Cr=23000N由课本P183（8-5c）式得LH=16670/n(ftCr/P)=16670/515.9×

23、(1×23000/750.3)3=930760.5h>48720h预期寿命足够2、计算输出轴承(1)已知n=76.4r/minFa=0 FR=FAZ=903.35N试选7207AC型角接触球轴承根据课本P185表（8-9）得FS=0.063FR,则FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N(2)计算轴向载荷FA1、FA2FS1+Fa=FS2 Fa=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=569.1N(3)求系数x、yFA1/FR1=569.1/903.35=0.63FA2/FR2=569.1/930.

24、35=0.63根据课本P184表（8-8）得：e=0.68FA1/FR1<e x1=1y1=0FA2/FR2<e x2=1y2=0(4)计算当量动载荷P1、P2根据表（8-7）取fP=1.5P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×903.35)=1355NP2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×903.35)=1355N(5)计算轴承寿命LHP1=P2 故P=1355 =3 7207AC型轴承Cr=30500N根据课本P183 表（8-6）得：ft=1根据课本P183 （8-5）式得Lh=16670/n(ftCr/P) =16670/85.97×(1×30500/1355)3=2212500.4h>48720h此轴承合格F=900NV=2.5m/sD=400mmL=600mmn滚筒=85.99r/min总=0.8412P工作=2.7KW电动机型号Y132S-6i总=11.16据手册得i齿轮=6i带=1.861nI =960r/minnII=515.9r/minnIII=85.97r/minPI=2.7KWPII=2.592KWPIII=2.438KWTI=23875N·mmTII=47986.1N·mmTIII=270763