东北大学机械设计基础课程设计作ZDD6文档格式.docx
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带—
ni=960r/min
3、确定电动机转速：
计算滚筒工作转速:
n筒=60X1000V/nD
=60X1000XX320
二min
按手册推荐（P90,表2-11-1）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
I'
a=3~6。
取V带传动比I'
1=2~4,则总传动
比理时范围为I'
a=6~24。
故电动机转速的可
m=384r/min
选范围为n'
d=I'
aXn
nd=（6~24）X=~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，由相关手册查出三种适用的电动机型号：
（如下表）
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。
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。
dd2=237.5mm
4、确定电动机型号
取标准值
根据以上选用的电动机类型，所需的额定
dd2=236mm
功率及冋步转速，选定电动机型号为Y132S-&
其主要性能：
额定功率：
3KVy满载转速
n2‘二min
960r/min，额定转矩，质量63kg。
三、计算总传动比及分配各级的伟动比
V=5.01m/s
1、总传动比：
i总=n电动/n筒=960/=
2、分配各级伟动比
（1）据指导书P90表2-11-1,取带i带=（带
i=2~4合理）
231.7mnCaoW662m
（2）Ti总=i齿轮xi
m
・・i齿轮=i总/i带==
取a°
=500
四、运动参数及动力参数计算
Ld=1600mm
1、计算各轴转速（r/min）
n=n电机=960r/min
nii=ni/i带=960/=384（r/min）niii二nii/i齿轮=384/=（r/min）nW二n/i联=1=（r/min）
2、计算各轴的功率（KV）
R=P工作二
Pi=RXn带=x=
Pii=PiXn轴承Xn齿轮=xx
PW=PmXn联Xn轴二xx
3、计算各轴扭矩（N•m
Ti=x1000P/ni=x1000X960
=•m
a=535mm
Z=4根
F0=
Fq=
Th=xIOOORi/nii
=x1000X384
Tiii=XlOOORii/n111=X1000X
TIV=X1OOOPW/nIV=x1000X
/
=N-m
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P132表得：
kA二
PC=KAP=X3=
由课本P134图得：
选用A型V带
（2）确定带轮基准直径，并验算带速
i齿=4
乙=25
乙=100
u=4
T1二-m
aHlimZ1=560Mpa
aHlimZ2=530Mpa
N_1=X109
8
N-2=x10
ZnT1=1
由课本得，推荐的小带轮基准直径为
ZnT2=
75~95mm
贝卩取ddi=95mm>
dmin=75
dd2=ni/n2•ddi=960/384x95=237.5mm
[（Th]i=560Mpa
由课本P116表，取dd2=236mm
[（Th]2=562Mpa
实际从动轮转速n2'
二niddi/dd2=960x95/236
d1=58.3mm
m=2.5mm
转速误差为：
（n2-n2'
）/n2=/384
=＜（允许）
带速V:
V=nddini/60x1000
=x95x960/60x1000
d1=62.5mm
=5.01m/s
d2=250mm
在5~25m/s范围内，带速合适。
b=62.5mm
（3）确定带长和中心矩
b1=70mm
根据课本P134式（）得
0.7（ddi+dd2）WaoW2（ddi+dd2）
YFa1=
0.7（95+236）<
ao<
2X（95+236）
Ysa1=
所以有：
Wao<
662mm
YFa2=
由课本P134式（）得：
^Ysa2=
Lo=2a°
+（ddi+dd2）+（dd2-ddi）/4ao
=2X500+（95+236）+（236-95）2
（TFlim1=210Mpa
/（4X500）
（TFlim2=190Mpa
=1529.47mm
YnT1=1
根据课本P118表（）取Ld=1600mm
YnT2=1
根据课本P135式（）得：
Yst=2
a~ao+（Ld-L。
）/2=500+/2
Sf=
=535mm
（4）验算小带轮包角
ai=180-dd2-ddi/aX
tF1=91Mpa
=1800-（236-95）/535X
tF2=85Mpa
二>
120（适用）
（5）确疋带的根数
根据课本P127表（）Po=
根据课本P131式（）AP0=
根据课本P131图（）Ka=
根据课本P118表（）K_=
由课本P135式（）得
Z>
=P/P'
二Pc/（Po+APo）KaK
=+XX
（6）计算轴上压力
由课本P124表查得q=0.1kg/m，由式（）单
根V带的初拉力：
Fo=5OOR/ZV（Ka-1）+qV
=[500X4XX+X]N
a=156.25mm
V=3.13m/s
d=16mm
d1=16mm
l_1=50mm
d2=22mm
则作用在轴承的压力Fq,由课本P135式（）
Fd=2Z^sinai/2=2x4X、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，所以齿轮米用软齿面。
小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为
220~250HBS大齿轮选用45钢正火，齿面硬度170~210HBS根据课本P211表选8级精度。
齿面精糙度Ra<
~^m
（2）按齿面接触疲劳强度设计
21/3
由di>
（k「（u+1）/©
du[（Th]）
由式（）确定有关参数如下：
传动比i齿=4
取小齿轮齿数乙=25。
则大齿轮齿数：
Z2=iZ1=4X25=100
实际传动比i0=100/4=25
传动比误差：
i-i。
/1=4-4/4=0%<
%可用
齿数比：
u=i0=4
L2=93mm
d3=35mm
L3=48mm
d4=45mm
L4=20mm
d5=30mm
L=100mm
Ft=
Fr=
由©
d=b/d1（b为轮齿宽度，单位为mm取©
d=1
（3）转矩T1
Ti=x1000XP/ni=x1000X3/960
=•mm
（4）载荷系数k
由课本P192表取k=
（5）许用接触应力[（Th]
[Th]=THlimZNT/SH由课本P188图查得：
THlimZ1=560MpaTHlimZ2=530Mpa
由课本P212式计算应力循环次数NL
NL1=60n1rth=60X960X1X（10X52X40）
=x109
98
NL2=Nl1/i=X10/4=x10
由课本P190图查得接触疲劳的寿命系数：
ZnT1=1ZNT2=
Fay=
Fby=
Faz=
MV=•m
通用齿轮和般工业齿轮，按般可靠度要求
选取安全系数S=
[（Th]1=（XHlimlZnTi/SH=560X1/
=560Mpa
[Th]2=XHlim2ZNT2/SH=530X
=562Mpa
故得：
di>
du[th]）
=[X100000X5/1X4X560]mm
=58.3mm
模数：
m=d/Z1=25=
根据课本P172表取标准模数：
（6）校核齿根弯曲疲劳强度
根据课本P195（）式
tF=（2k「/bm2Z1）YFaYSaW[th]
确定有关参数和系数
M=25N-m
M=-m
T=48N-m
Me=-m
te=
<
[T-1]b
d=35mm
分度圆直径：
di二mZ=X25mm二
d2二mZ=xi00mm=250mm
齿宽：
b=©
ddi=ix=
取b=65mmbi=70mm
（7）齿形系数YFa和应力修正系数Ysa根据齿数乙=20,Z2=120由表和表得YFa1=YSai二
Y^a2=YSa2=
（8）许用弯曲应力[（TF]
根据课本P189（）式：
[Tf]=TFlimYStYNt/SF
由课本图查得：
tFim1=210MpatFlim2=190Mpa
由图查得：
YNT1=1YnT2=1
试验齿轮的应力修正系数Yst=2
Fax=FBy=
Faz=FBz=
M=•m
按一般可靠度选取安全系数s=计算两轮的许用弯曲应力
[（Tf]1=aFlimlYStYNti/Sf=210/
=162Mpa
[Tf]2=TFlim2YStYNtJSF=190/
=146Mpa
将求得的各参数代入式（）
TFi=（2kTi/bm2Z）YFaiYsai
=（2XX100000/65XX25）XX
=91Mpa<
[tf]1
TF2=（2k「/bm2Z0YFa1Ysa1
=91xxxMpa
=85Mpa<
[tf]2
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
（9）计算齿轮传动的中心矩a
Me=•m
轴承预计寿命
48720h
Fs1=R52=
X1=1
y1=0
a=m/2（Zi+乙）=2（25+100）=156.25mm
（10）计算齿轮的圆周速度V
V=ndin1/6OX1000二XX955/60X1000
=3.13m/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钢调质，硬度217~255HBS
根据课本P271（）式，并查表，取c=118~107d>
（107~118）X（3/960）1/3mm=~17.3mm考虑有键槽，将直径增大5%则
d=x（1+5%）mm=6.1mm
•••选d=16mm
2、轴的结构设计
（1）轴上零件的定位，固定和装配
X2=1
y2=0
P1=
P2=
Lh=730295h
•预期寿命足够
Fr=
Fs1=
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
Xi=1
定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，贝慄用过
渡配合固定
yi=0
（2）确定轴各段直径和长度
工段：
di=16mm长度取Li=50mm
h=2cc=1.5mm
II段:
d2二di+2h=1$2x2X=22mm
「•d2=22mm
Pi=1355N
初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm,
P2=1355N
宽度为16mm.
考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内
Lh=
壁应有一定距离。
取套筒长为20mm通过密封
盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器
故轴承合格
和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段
长为55mm安装齿轮段长度应比轮毂宽度小
2mm故II段长：
L2=（2+20+16+55=93mm
III段直径da=35mm
La=Li-L=50-2=48mm
A型平键8X7
（Tjy=
W段直径d4=45mm
由手册得：
c=h=2c=2x=3mm
d4=da+2h=35+2x3=41mm
A型平键
长度与右面的套筒相同，即L4=20mm
10X8
但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，
应便于轴承的拆卸，应按标准杳取由手册得安
djy
装尺寸h=3.该段直径应取：
（30+3X2）
=36mm
因此将W段设计成阶梯形，左段直径为
36mm
V段直径d5=30mm.长度L5=19mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm
16X10
（3）按弯矩复合强度计算
Tjy=
①求分度圆直径：
已知di=50mm
②求转矩：
已知T2=•m
3求圆周力：
Ft
根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=x1000/50二
4求径向力Fr
根据课本P127（6-35）式得
Fr二Ft•tana=xtan200=
5因为该轴两轴承对称，所以：
L^=L3=50mm
（1）绘制轴受力简图（如图a）
（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）
轴承支反力：
Fay=FBy=F「/2二
FAZ=FBZ=Ft/2=
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。
截面C在垂直面弯矩为
MV=FAyL/2=X50=*m
⑶绘制水平面弯矩图（如图c）
截面C在水平面上弯矩为:
MH=FazL/2=X50=25N・m
⑷绘制合弯矩图（如图d）
M=（h/2+M2）"
2=+25）1/2=•m
（5）绘制扭矩图（如图e）
转矩：
T=X（P2/n2）X106=48N・m
（6）绘制当量弯矩图（如图f）
转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，
取a=1，截面C处的当量弯矩：
Me二[M+（aT）2]1/2
=[+（1X48）2]1/2=•m
（7）校核危险截面C的强度
由式（6-3）
3
（Te=Me/=x41
=<
[（T-i]b=60MPa
•••该轴强度足够。
输出轴的设计计算
1、按扭矩初算轴径
选用45#调质钢，硬度（217~255HB$
根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=115
d>
c（P3/n3）1/3=115X1/3=35.08mm
取d=35mm
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
1求分度圆直径：
已知d2=300mm
2求转矩：
已知T3=271N・m
3求圆周力Ft:
根据课本P191（）式得
Ft=2Ts/d2=2XX103/300=
4求径向力Fr根据课本P191（）式得
Fr=Ft•tana=x=
5T两轴承对称
「•L二LB=49mm
（1）求支反力Fax、Fby、Faz>
Fbz
Fax二FBY=Fr/2=2二
Faz二FBz二Ft/2=2二
（2）由两边对称，截面C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为
MV=FayL/2=X49/2=•m
（3）截面C在水平面弯矩为
MH=FazL/2二X49/2=•m
（4）计算合成弯矩
M=（M2+M2）1/2
/\1/2
=（+）
（5）计算当量弯矩：
根据课本P271得a=1
Me二[M+（aT）2]1/2=[+（1x271）2]1/2
（6）校核危险截面C的强度
由式（）
（Te=Me/（）=x45）
[（T-1]b=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，轴承预计寿命
16X365X8=48720小时
1、计算输入轴承
（1）已知nn二min
两轴承径向反力：
Fr1=Fr2=
初先两轴承为角接触球轴承7206AC型
根据课本P298表（）得轴承内部轴向力
Fs=贝yFsi=Fs2==
（2）・Fsi+Fa=F2Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
FAi=Fsi=FA2=Fs2=
⑶求系数x、y
Fai/Fr1==
FA2/Fr2==
根据课本P295表（）得e=
Fai/Fr1<
eX1=1FA2/Fr2<
eX2=1
yi=0y2=0
（4）计算当量载荷R、P2
根据课本P295表（）取fp=
根据课本P294（）式得
Pi=fp（xiFri+yiFAi）=x（1x+0）=
F2=fP（X2Fr1+y2FA2）=x（1x+0）=
（5）轴承寿命计算
TPi二F2故取P=
T角接触球轴承£
=3
根据手册得7206AC型的Cr=23000N
由课本P296（）式得
Lh=16670/n（ftCr/P）£
=16670/x（1x23000/3
=730295h>
二预期寿命足够
2、计算输出轴承
（1）已知n皿二min
Fa=OFr=FAz=
试选7207AC型角接触球轴承
根据课本P298表（）得Fs=,则
Fs1=Fs2==X=
⑵计算轴向载荷Fa1、Fa2
•Fsi+Fa=F^2Fa=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：
Fai=Fa2=Fsi=
Fa2/Fr2==
根据课本P295表（）得：
e=
•FAl/Fr1<
e•・X1=1
•*FA2/Fr2<
e••X2=1
（4）计算当量动载荷R、P2
根据表（）取fp=
根据式（）得
Pi=fp（xiFri+yiFAi）=x（1x=1355N
F2=fp（x2Fr2+y2FA2）=x（1x=1355N
（5）计算轴承寿命Lh
TPi=F2故F=1355e=3
根据手册7207AC型轴承Cr=30500N
根据课本得：
ft=1
根据课本P296（）式得
Lh=16670/n（ftCr/P）e
=16670/x（1x30500/1355）
=>
二此轴承合格
八、键联接的选择及校核计算
轴径di=22mm,L=50mm
查手册得，选用C型平键，得：
键A8X7GB1096-79l=Li-b=50-8=42mm
T2=48N・mh=7mm
根据课本P279（）式得
九=4T』dhl=4X48000/22X7X42
=w[（Tjy]（110Mpa）
2、输入轴与齿轮联接采用平键联接
轴径d3=35mmL=48mmT=271Nm
查手册P51选A型平键
键10X8GB1096-79
l=L3-b=48-10=38mmh=8mm
（Tjy=4T/dhl=4X271000/35X8X38
[（Tjy]（110Mpa）
3、输出轴与齿轮2联接用平键联接
轴径d2=51mmL2=50mmT二查手册P51选用
键16X10GB1096-79
l=L2-b=50-16=34mmh=10mm
据课本P243式（10-5）得
（Tjy=4T/dhl=4x6100/51x10X34=<
[（Tjy]
九.联轴器的选择
1联轴器传递的计算转矩
Tc=KAT=KAToX=N-m
2.初估外伸端最小直径
dmin二~1）d电=~1）x38=~38mm
3.选联轴器
选用弹性销联轴器（查表2-14-1）,选LH3,
其公称转矩
To=63N・m>
N-m轴孔直径dmin=30mm,
dmax=38mm适合。
故选LH3联轴器ZC34X82/JB32X82GB/T5014-2003
主动端dz=34mm,Z型轴孔L仁82mm,BS键槽
十•润滑与密圭寸
因齿轮的转速大于12m/s，所以用喷油润滑.根据课本P23（表）可米用机械密封
减速器的密封是为了防止漏油和外界灰尘和水等进入常见的漏油部位有分箱面、轴头、盖端及视孔盖等。
分箱面的密封，可在箱体剖分面上开回油槽，轴伸出处密封的装置有垫圈，0型橡胶圈和唇形密圭寸圈。
十.参考文献
机械
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