东北大学机械设计基础课程设计作业ZDD2Word文档下载推荐.docx

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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×

η滚筒

=0.96×

0.982×

0.97×

0.99×

0.96

=0.85

（2）电机所需的工作功率：

P工作=FV/1000η总

=1000×

2/1000×

0.8412

=2.7KW

3、确定电动机转速：

计算滚筒工作转速：

n筒=60×

1000V/πD

=60×

1000×

2.0/π×

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=I’1.*I’2=2.5*3=7.5

计算所需电机的转速

n’d=I’×

n筒=7.5*85.98=645

4、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=11.16

2、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=3~6合理）

（2）∵i总=i齿轮×

I带

∴i带=i总/i齿轮=11.16/6=1.861

1、计算各轴转速（r/min）

nI=n电机=960r/min

n=nI/i带=960/1.861=515.9（r/min）

n=n/i齿轮=515.9/6=85.97（r/min）

2、计算各轴的功率（KW）

P=P工作=2.7KW

P=P×

η带=2.7×

0.96=2.304KW

η轴承×

η齿轮=2.592×

0.98×

=2.438KW

3、计算各轴扭矩（N·

mm）

T=9.55×

106P/n=9.55×

106×

2.4/960

=23875N·

mm

106P/n

=9.55×

2.592/458.2

=47986.1N·

2.438/85.9

=270763N·

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=1.2

PC=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

80~100mm

则取dd1=100mm>

dmin=80

dd2=n1/n2·

dd1=960/458.2×

100=209.5mm

由课本P121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=πdd1n1/60×

1000

=π×

100×

960/60×

=5.03m/s

在5~25m/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

1.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）

1.7（100+180）≤a0≤2×

（100+180）

所以有：

196mm≤a0≤560mm

由课本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：

a≈a0+Ld-L0/2=500+1400-1443/2

=500-21

=479mm

（4）验算小带轮包角

α1=1800-dd2-dd1/a×

57.30

=1800-180-100/479×

=1800-9.50

=170.40>

1200（适用）

（5）确定带的根数

根据课本P128表（6-5）P1=0.97KW

根据课本P129表（6-6）△P1=0.10KW

根据课本P129表（6-7）Kα=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）KαKL

=3.6/（0.97+0.1）×

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/Kα-1）+qV2

=[500×

3.6/4×

5.03×

（2.5/0.98-1）+0.1×

5.032]N

=141.2N

则作用在轴承的压力FQ，由课本P87式（5-19）

FQ=2ZF0sinα1/2=2×

4×

141.28sin170.4/2

=1126.3N

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。

小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。

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d1≥[ZEZH/[σH]H）2×

kT1（i+1）/φdi[σH]2]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=6×

20=120

实际传动比I0=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φd=0.9

（3）转矩T1

T1=9.55×

P/n1=9.55×

2.4/515.9

=49980.6N·

（4）载荷系数工作平稳

取k=1

（5）许用接触应力[σH]

[σH]=0.87HBS+380由课本P70,3-4查得：

[σH]1=524.4Mpa

[σH]2=343Mpa

故得：

d1≥[ZEZH/[σH]H）2×

=49.68mm

模数：

m=d1/Z1=49.68/20=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

σFlim=0.7HBS+275

确定有关参数和系数

分度圆直径：

d1=mZ1=2.5×

20mm=50mm

d2=mZ2=2.5×

120mm=300mm

齿宽：

b=φdd1=0.9×

50mm=45mm

取b=45mmb1=50mm

（7）许用弯曲应力[σF]

[σF]=σFlim/SF

σFlim1=290MpaσFlim2=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

[σF]1=σFlim1Yns1/SF=290×

2×

0.88/1.25Mpa

=408.32Mpa

[σF]2=σFlim2Yns2/SF=210×

0.9/1.25Mpa

=302.4Mpa

将求得的各参数代入式（6-49）

σF1=（2kT1/bm2）Yfa1=77.2Mpa<

[σF]1

σF2=σF1Yns2/Yst1=11.6Mpa<

[σF]2

故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够

（8）计算齿轮传动的中心矩a

a=m/2（Z1+Z2）=2.5/2（20+120）=175mm

（9）计算齿轮的圆周速度V

V=πd1n1/60×

1000=3.14×

50×

515.9/60×

=1.3m/s

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

根据课本P157（7-2）式，并查表7-4，取c=115

d≥115（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=22mm

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=50mm

∵h=2cc=1.5mm

段:

d2=d1+2h=22+2×

1.5=28mm

∴d2=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,故段长：

L2=（2+20+16+55）=93mm

段直径d3=35mm

L3=L1-L=50-2=48mm

Ⅳ段直径d4=45mm

由手册得：

c=1.5h=2c=2×

1.5=3mm

d4=d3+2h=35+2×

3=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+3×

2）=36mm

因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mm

Ⅴ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

①求分度圆直径：

已知d1=50mm

②求转矩：

已知T2=49980.6N·

③求圆周力：

Ft

Ft=2T2/d2=50021.8/50=999.612N

④求径向力Fr

Fr=Ft·

tanα=999.612×

tan200=363.8N

⑤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=182.05N

FAZ=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·

（4）绘制合弯矩图（如图d）

MC=（MC12+MC22）1/2=（9.12+252）1/2=26.6N·

（