鲁东大学级机械设计基础课程设计说明书.docx
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鲁东大学级机械设计基础课程设计说明书
目录
1．传动方案拟定1
1.1工作条件：
1
1.2技术数据1
1.3传动简图（如下）1
2．电动机选择1
2.1电动机类型的选择：
1
2.2电动机功率选择：
1
2.2.1传动装置的总功率：
1
2.2.2电机所需的工作功率：
2
2.2.3确定电动机型号：
2
3．计算总传动比及分配各级的伟动比3
3.1总传动比3
3.2分配各级分动比3
4．运动参数及动力参数计算4
5．传动零件的设计计算5
5.1齿轮传动的设计计算5
6轴的设计计算6
6.1输入轴的设计计算6
6.1.1按扭矩初算轴径6
6.1.2轴的结构设计6
6.1.3按弯矩复合强度计算7
6.2输出轴的设计计算8
6.2.1按扭矩初算轴径9
6.2.2轴的结构设计9
7滚动轴承的选择及校核计算10
7.1计算输入轴承10
7.2计算输出轴承11
8键联接的选择及校核计算11
8.1输入轴采用平键联接11
8.2输入轴与齿轮联接采用平键联接12
8.3输出轴与齿轮2联接用平键联接12
9.装配图和零件规格尺寸表12
10.总结12
11.设计参考资料目录13
计算过程及计算说明
结果
1．传动方案拟定
第三组：
设计单级圆柱齿轮减速器和一级链传动
1.1工作条件：
工作年限
工作班制
工作环境
载荷性质
生产批量
8
2
清洁
平
小批
1.2技术数据
题号
滚筒圆周力F（N）
带速v（m/s）
滚筒直径D（mm）
滚筒长度L（mm）
ZDD-7
2000
2.0
300
400
1.3传动简图（如下）
2．电动机选择
2.1电动机类型的选择：
Y系列三相异步电动机
2.2电动机功率选择：
2.2.1传动装置的总功率：
η总=η联×η2滚轴×η齿轮×η滑轴×η链×η滚筒
=0.99×0.982×0.97×0.97×0.96×0.96
=0.824
2.2.2电机所需的工作功率：
P工作=FV/1000η总
=2000×2.0/1000×0.824
=4.85KW
2.2.3确定电动机型号：
传动滚筒转速
由课程设计ppt知，选取转速为1000和1500,的电动机。
查表2.9-1可选的Y系列三相异步电动机Y132M2-6型，额定
，或选Y132S-4型，额定
，满足
传动滚筒转速
现以同步转速为1500r/min及1000r/min两种方案比较，查得
电动机数据
方案号
电动机型号
额定功率（kW）
同步转速（/min）
满载转速（r/min
电动机质量/kg
总传动比
1
Y132S-4
5.5
1500
1440
68
11.31
2
Y132M2-6
5.5
1000
960
84
7.54
比较两种方案，方案1选用的电动机使总传动比较大。
为
使传动装置结构紧凑，选用方案2。
电动机型号为Y132M2-6。
由表2.9-2查得其主要性能数据列于下表：
电动机额定功率
/kW
5.5
电动机满载转速
/（r/min）
960
电动机轴伸径D/mm
38
电动机轴伸长度E/mm
80
电动机中心高H/mm
132
堵转转矩/额定转矩
2.0
3．计算总传动比及分配各级的伟动比
3.1总传动比
3.2分配各级分动比
据指导书P7表1，取链i链=2.5（单级减速器i=3~6合理）
∵i总=i齿轮×I链
∴i齿轮=i总/i链=7.54/2.5=3.02
4．运动参数及动力参数计算
计算各轴功率（KW），转速（r/min），
扭矩（N·mm）
0轴：
即电动机的主动轴
1轴：
即减速器的高速轴
2轴：
即减速器的低速轴
3轴：
即传动滚筒轴
5．传动零件的设计计算
5.1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240~285HBW。
大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度229~286HBW；根据课本P139表6-12选9级精度。
（2）按齿面接触疲劳强度设计
确定有关参数如下：
传动比i齿=3.02取小齿轮齿数Z1=20。
则大齿轮齿数：
Z2=iZ1=3.02×20=60.4
实际传动比I0=60.4/20=3.02
传动比误差：
i-i0/I=3.02-3/3.02=0.79%<2.5%
可用齿数比：
u=i0=3
由课本P126表6-10取φd=0.9
（3）转矩T1
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×4.91/960
=48.85N·m
（4）载荷系数k
由课本P128表6-7取k=1.5
（5）许用接触应力[σH]
[σH1]=（380+HBW）Mpa=（380+260）Mpa=640Mpa
[σH2]=（380+0.7HBW）Mpa=（380+0.7×240）Mpa=548Mpa
[σF1]=（155+0.3HBW）Mpa=（380+0.7×8260）Mpa=233Mpa
[σF2]=（140+0.2HBW）Mpa=（140+0.2×240）Mpa=188Mpa
（6）由d1≥76.43（kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3
d1≥76.43（kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3
=76.43[1.5×48.85×（3.02+1）/0.9×3.8]1/3mm
=53.56mm
模数：
m=d1/Z1=33.75/20=2.68mm
取标准模数：
m=2.5mm
确定有关参数和系数
分度圆直径：
d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×60mm=150mm
计算齿轮传动的中心矩a
a=m/2（Z1+Z2）=2.5/2（20+60）=120mm
根据课本124
齿宽：
b=φdd1=0.9×50mm=45mm
取b=45mmb1=50mm
（7）齿形系数YFa
根据齿数Z1=20,Z2=60由查表得
YF1=2.97YF2=2.28
（8）校核齿根弯曲疲劳强度
σF1=2kT1YF1/bd1m=2×1.5×48850×2.97/45×50×2.5=72.29MPa≤[σF1]=233MPa
σF2=σF1×YF2/YF1=72.29MPa≤[σF2]=188MPa
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
（9）计算齿轮的圆周速度V
V=πd1n1/60×1000=3.14×50×960/60×1000
=2.35m/s
V=2.35m/s>2m/s采油润滑
齿轮精度等级为9级
6轴的设计计算
6.1输入轴的设计计算
6.1.1按扭矩初算轴径
选用45#调质，硬度217~255HBS
根据课程设计指导书P21例题
（1）、初步确定减速器外伸段轴颈
d=（0.8—1.0）d电机=（0.8—1.0）×38=30.4—38mm
（2）、选择联轴器
由传动装置工作条件拟选用弹簧柱销连轴器（GB5014—85）。
计算转矩Tc=KAT=1.5×39.8=59.7Nm
T=9.55P/n=39.8Nm其中KA=1.25—1.5此处取1.5
查表2.5—1及核对轴颈后选择HL3联轴器
（3）、最后确定减速器告诉轴外伸段直径为d=32mm
6.1.2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套筒定位，则采用过渡配合固定
（2）确定轴各段直径和长度
工段：
d1=32mm长度取L1=90mm
∵h=2cc=1mm
段:
d2=d1+2h=32+2×1=34mm
初选用深沟球球轴承，其内径为35mm,
宽度为17mm.
考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。
取套筒长为17mm，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64mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故
段长：
L2=（64+17+2）=83mm
段直径d3=38mm
L3=50-2=48mm
Ⅳ段直径d3=38mm
∵h=2cc=2mm
d4=d3+2h=38+2×2=42mm
长度与右面的套筒相同，即L4=5mm
Ⅴ段直径d5=34mm.长度L5=29mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=255mm
6.1.3按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径：
已知d1=50mm
②求转矩：
已知T1=484400N·mm
③求圆周力：
Ft
根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=2×48840/50=1953.6N
④求径向力Fr
根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft·tanα=1954×tan200=711.2N
⑤因为该轴两轴承对称，所以：
LA=LB=42mm
（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=355.6N
FAZ=FBZ=Ft/2=976.8N
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=355.6×21=7.47N·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=976.8×21=20.51N·m
（4）绘制合弯矩图（如图d）
MC=（MC12+MC22）1/2=（6.022+16.762）1/2=17.8N·m
（5）绘制扭矩图（如图e）
转矩：
T=9.55×（P2/n2）×106=143N·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α=1，截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC2+（αT）2]1/2
=[21.802+（1×143）2]1/2=144N·m
（7）校核危险截面C的强度
由式（6-3）
σe=Mec/0.1d33=144/0.1×383
=26.4MPa<[σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
6.2输出轴的设计计算
6.2.1按扭矩初算轴径
选用45#调质钢，硬度（217~255HBW）
根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=120
d≥c（P3/n3）1/3=120（3.76/254.6）1/3=29.44mm
取d=34mm
6.2.2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，右轴承从右面装入。
（2）确定轴的各段直径和长度
初选6027型深沟球轴承，其内径为40mm，宽度为18mm。
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21.5mm，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
①求分度圆直径：
已知d2=300mm
②求转矩：
已知T2=144N·m
③求圆周力Ft：
根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=2×144×103/190=1515.8N
④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft·tanα=1515.8×0.36379=551.4N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=42mm
（1）求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=551/2=218N
FAZ=FBZ=Ft/2=1516/2=758N
（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=270.1×42=7.46N·m
（3）截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=742.1×42=15.58N·m
（4）计算合成弯矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（1.462+15.582）1/2
=17.27N·m
（5）计算当量弯矩：
根据课本P235得α=1
Mec=[MC2+（αT）2]1/2=[17.272+（1×144）2]1/2
=145.03N·m
（6）校核危险截面C的强度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d）=145.03/（0.1×1903）
=21.1Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够
7滚动轴承的选择及校核计算
根据条件，轴承预计寿命
10×365×8=29200小时
7.1计算输入轴承
（1）已知n1=960r/min
两轴承径向反力：
FR1=FR2=573.6N
初先两轴承为深沟球轴承6207型
根据课本P214（例）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=361.4N
（2）∵FS1+Fa=FS2Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
FA1=FS1=361.4NFA2=FS2=361.4N
（3）求系数x、y
FA1/FR1=361.4N/573.6N=0.63
FA2/FR2=361.4N/573.6N=0.63
根据课本P192表（12-12）得e=0.44
FA1/FR1y1=0y2=0
（4）计算当量载荷P1、P2
根据课本P191表（12-10）取fP=1.5
根据课本P212（11-6）式得
P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×573.6+0）=860.4N
P2=fp（x2FR1+y2FA2）=1.5×（1×573.6+0）=860.4N
（5）轴承寿命计算
∵P1=P2故取P=860.4N
∵深沟球轴承ε=3
根据手册得6207型的Cr=19800N
由课本P191（12-11）式得
LH=16670/n（ftCr/P）ε
=16670/960×（1×19800/750.3）3
=319503.90h>29200h
∴预期寿命足够
7.2计算输出轴承
（1）已知nⅢ=254.6r/min
Fa=0FR=FAZ=540.2N
试选6207型深沟球轴承
根据课本P265表（11-12）得FS=0.63FR,则
FS1=FS2=0.63FR=0.63×540=340.6N
（2）计算轴向载荷FA1、FA2
∵FS1+Fa=FS2Fa=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=340.6N
（3）求系数x、y
FA1/FR1=340.6/540.2=0.63
FA2/FR2=340.6/540.2=0.63
根据课本P192表（12-12）得：
e=0.68
∵FA1/FR1y1=0
∵FA2/FR2y2=0
（4）计算当量动载荷P1、P2
根据P191表（112-10）取fP=1.5
根据式（12-19）得
P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×540.2）=810.3N
P2=fP（x2FR2+y2FA2）=1.5×（1×540.2）=810.3N
（5）计算轴承寿命LH
∵P1=P2故P=810.3ε=3
根据手册P716207型轴承Cr=19800N
根据课本P191表（12-9）得：
ft=1
根据课本P212（11-10c）式得
Lh=16670/n（ftCr/P）ε
=16670/254.6×（1×19800/810.3）3
=952266.9h>29200h
∴此轴承合格
8键联接的选择及校核计算
8.1输入轴采用平键联接
轴径d1=32mm,L1=80mm
查手册得，选用A型平键，得：
键A10×8GB1096-79l=L1-b=80-10=70mm
T1=48.84N·mh=8mm
根据课本P243（10-5）式得
σp=4T2/dhl=4×48400/32×8×70
=10.75Mpa<[σR]（110Mpa）
8.2输入轴与齿轮联接采用平键联接
轴径d2=38mmL2=40mmT=39.4N·m
查手册P51选A型平键
键12×8GB1096-79
l=L3-b=40-12=28mmh=8mm
σp=4T/dhl=4×48840/38×8×28
=22.7Mpa<[σp]（110Mpa）
8.3输出轴与齿轮2联接用平键联接
轴径d3=44mmL3=40mmT=141N·m
查手册P51选用A型平键键12×8GB1096-79
l=L2-b=40-12=28mmh=8mm
据课本P243式（10-5）得
σp=4T/dhl=4×144000/44×8×28=58.4Mpa<[σp]
9.装配图和零件规格尺寸表
10.总结
在课程设计过程中，我发现自己的知识是如此的缺乏，自己综合应用所学的专业知识能力是如此的不足，几年来的学习了那么多的课程，今天才知道自己并不会用．让我有了紧迫感，说明课程设计确实是使我有所收获的，使我更加相信，只要努力，以后我的梦将不再是梦。
通过这课程设计，我对课本的基础知识又有了更深刻的理解，并学会了设计实践中理论联系实际，灵活运用知识的技巧。
这次的课程设计培养了我严肃认真的学习态度，并能根据在设计中遇到的问题作出相应的解决，我将在以后的学习过程认真学习专业知识，在此基础上学会灵活运用，在实践中锻炼自己；在以后做事过程中，会考虑周到；要有信心，有耐心；勿浮躁，并在课余时间多看相关的书籍；熟练在这次设计中所遇到的问题，巩固以免下次再出同样的错
11.设计参考资料目录
机械设计基础课程设计：
孙德志主编
F=2000N
V=2.0m/s
D=300mm
L=400mm
η总=0.824
P工作=4.85KW
滚筒转速n=
电动机型号
Y132M1-6
总传动比7.54
I链=2.5
P
=4.91KW
P
=4.76KW\
P3=4.3KW\
T
=48.84N·m
T
=143N·m
T3=323.14N·m
u=3
Z1=20
Z260
[σH]1=640Mpa
[σH]2=548Mpa
[σF]1=233Mpa
[σF]2=188Mpa
M=2.68
d1=50mm
d2=150mm
b=45mm
b1=50mm
a=120mm
YFa1=2.97
YFa2=2.28
σF1=233Mpa
σF2=188Mpa
V=2.35m/s
d=32mm
d1=32mm
L1=90mm
d2=34mm
L2=83mm
d3=38mm
L3=48mm
d4=42mm
L4=5mm
d5=34mm
L5=29mm
L=255mm
Ft=1954N
Fr=711N
FAY=355.6N
FBY=355.6N
FAZ=976.8N
MC1=7.41N·m
MC2=20.51N·m
MC=21.80N·m
T=144N·m
Mec=144N·m
σe=26.4MPa
<[σ-1]b
d=34mm
551
Ft=1515.8N
FAX=FBY=727.9N
FAZ=FBZ=742.1N
FAY=355.6N
FBY=355.6N
MC1=7.46N·m
MC2=15.58N·m
MC=17.27N·m
Mec=145.03N·m
σe=21.1Mpa
<[σ-1]b
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