广州大学机械设计课程设计计算说明书综述Word下载.docx
《广州大学机械设计课程设计计算说明书综述Word下载.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《广州大学机械设计课程设计计算说明书综述Word下载.docx（24页珍藏版）》请在冰豆网上搜索。
根据Pm选取电动机的额定功率Pw，因为载荷较平稳，由查表选得Y系列电动机的额定功率Pd=4kW
△P%=（Pm-Pd）/Pm=（4.04-4）/4.04=0.99%可以选用该功率的电动机
（3）确定电动机的转速：
运输机卷筒轴的工作转速为：
nw=60×
1000V/πD=60×
1000×
1.1/（3.14×
400）=52.54r/min
按推荐传动比范围，取V带传动传动比i1=2∽4，单级直齿圆柱齿轮传动比i2=3∽5，则合理总传动比的范围为:
i=6∽20
故电动机的转速范围为：
nd=i*nw=（6∽20）×
52.54r/min=315.24∽1050.8r/min
符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min，1500r/min.再根据计算出的容量，挑选出电机做比较选择，取1000r/min的电动机。
所选电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如表-2和表-3所示。
表-1，待选电动机参数：
电动机型号
同步转速
（r/min）
额定功率
（KW）
满载转速
堵转转矩
最大转矩
质量（kg）
总传动比
额定转矩
Y132M1-6
1000，6极
4
960
2.0
73
18.27
表-2外形尺寸（mm）：
机座号
极数
A
B
C
D
E
F
G
H
K
AB
AC
AD
HD
BB
L
132M
6
216
178
89
42
+0.018
80
10
33
132
12
280
270
210
315
238
515
表-3安装尺寸（mm）：
中心高H
外形尺寸
L×
（AC/2+AD）×
底脚安装尺寸
A×
地脚螺栓孔
直径K
轴伸尺寸
D×
装键部位尺寸F×
515*（270/2+210）*315
216×
42.018×
10*33
二、传动装置的总传动比及分配各级传动比
电动机确定后，根据电动机的满载转速和工作装置的转速就可以计算传动装置的总传动比。
（1）计算总传动比：
由前面计算的输送机卷轴筒的转速为nw=52.54r/min
总传动比i=nm/nw=960/52.54=18.27
（2）分配各级传动比：
按推荐传动比范围，V带传动传动比i1=2∽4，单级圆柱齿轮传动比i2=3∽5，为使传动装置外廊尺寸尽可能紧凑，满足i1<
i2,按推荐i2≈1.3i1可取i1=3.73，则齿轮传动比：
i2=i/i1=18.27/3.73=4.89
（3）计算传动装置的运动参数和动力参数：
各轴的输入功率
电动机轴:
P0=3.10kW
主动轴:
P1=Pdŋ1=3.10*0.98=3.04kW
从动轴:
P2=P1ŋ2ŋ3=3.04*0.99*0.97=2.92kW
卷筒轴:
P3=P2ŋ2ŋ4=2.92*0.99*0.99=2.86kW
各轴输出功率
P1’=PⅠ*ŋ2=3.04*0.99=3.01kw
P2’=P2*ŋ2=2.92*0.99=2.89kw
P3’=P3*ŋ5=2.86*0.95=2.72kw
各轴的转速
电动机轴:
n。
=960r/min
主动轴:
n1=n。
/i1=960/3.73=257.37r/min
从动轴:
n2=n1/i2=257.37/4.89=52.63r/min
卷筒轴:
n3=n2=52.63r/min
各轴的输入转矩
电动机轴（输出）:
T0=9550*P0/n。
=9550*3.10/960=30.83N·
m
主动轴:
T1=9550*P1/n1=9550*3.04/257.37=112.80N·
从动轴:
T2=9550*P2/n2=9550*2.92/52.63=529.85N·
卷筒轴:
T3=9550*P3/n3=9550*2.86/52.63=518.96N·
各轴的输出转矩
T1’=9550*P1’/n1=9550*3.01/257.37=111.69N.m
从动轴:
T2’=9550*P2’/n2=9550*2.89/52.63=524.41N.m
T3’=9550*P3’/n3=9550*2.72/52.63=493.56N.m
计算结果如下表：
轴名
功率P（kW）
转矩T（N·
m）
转速n
r/min
输入
输出
电动机轴
3.10
30.83
主动轴
3.04
3.01
112.80
111.69
257.37
从动轴
2.92
2.89
529.85
524.41
52.63
卷筒轴
2.86
2.72
518.96
493.56
三、传动零件的设计计算
1、V带传动设计
计算及说明
1）确定计算功率：
考虑到载荷性质和运转时间长短等因素影响，按轻型输送机，载荷变动微小，每天工作小时数为10~16h，查《机械设计基础》表8-4，取工作系数kA=1.2,
则计算功率Pd=Ka*P0=1.2x3.10=3.72kw
2）选定带型：
根据计算功率Pd和小带轮转速n1，由《机械设计基础》表8-9初选定带的型号为A型、
3）确定带轮的基准直径d1和d2：
①根据V带截型参考《机械设计基础》表8-5选取小带轮基准直径，要求d1≥dmin，并取为标准值。
初取d1=100mm；
②验算带的速度v。
根据v=πd1*n1/60x1000=3.14*100*960/（60*1000）=5.024（m/s）
因为v=5.024（m/s）∝[5,20]m/s符合实际的需要。
③确定大带轮的基准直径d2。
根据d2=i1*d1=3.73*100=373mm）。
查《机械设计基础》表8-5，取d2=375（mm）
④验算传动比
i带=d2/d1=375/100=3.75
△i%=（i带–i1）/i1=（3.75–3.73）/3.75=0.53%<
5%符合要求
4）确定中心距a和带的基准长度Ld。
初定中心距为0.7（d1+d2）<
a0<
2（d1+d2）,则：
332.5<
950
取定a0=600mm
根据带传动的几何关系，按下式计算所需的基准长度Ld’为：
Ld’≈2a0+π（d1+d2）/2+（d2-d1）2/4a0
=2x600+3.14x（100+375）/2+（375-100）2/（4x600）=1977.26mm
根据Ld’查《机械设计基础》表8-6选取与之接近的V带基准长度Ld，选取
Ld=2000mm
根据Ld计算实际中心距为a≈a0+（Ld-Ld’）/2
=600+（2000-1977.26）/2=611.37mm
圆整至a=610mm
为便于安装和调整中心距，需留出一定的中心距调整余量。
中心距的变动范围为：
amin=a-0.015Ld=610-0.015x2000=580mm
amax=a+0.03Ld=610+0.03x2000=670mm
5）验算小带轮的包角α1
α1≈180°
-（d2-d1）x57.5°
/a
=180°
-（375-100）x57.5°
/610=154.08°
>
120°
6）确定带的根数Z
根据包角α1≈154.08°
，带长Ld=2000mm，以及传动比为i1=3.73，小带轮转速
n。
=960r/min；
分别查《机械设计基础》表8-3，表8-6，表8-7得到：
包角系数Ka=0.93；
长度系数KL=1.03；
单根V带的基本额定功率P0=0.95kw；
△P0=0.11kw；
计算带的根数：
Z=Pd/（P0+△P0）KaKL=3.72/[（0.95+0.11）x0.93x1.03]
=3.71因此取Z=4
7）确定带的初拉力F0
初拉力的大小是保证带传动正常工作的重要因素，保证传动正常工作单饿单根V带合适的初拉力为：
查《机械设计基础》表8-1得，A截型V带的单位长度质量为q=0.10kg/m,则：
F0=500Pd（2.5/Ka–1）/Zv+qv2
=500x3.72x（2.5/0.93-1）/（4x5.024）+0.10x5.0242=158.77N
8）计算带作用在轴上的力Q
压轴力Q=2ZF0sin（α1/2）=2x4x158.77xsin（154.08/2）=1244.76N
2、齿轮传动的设计与计算
由之前计算得到数据有低速级齿轮的动力参数有：
P1=3.04kw;
n1=257.37r/min;
T1=112800N·
mm;
i2=4.89
1）选择齿轮材料和确定许用应力
①齿轮材料
查《机械设计课程设计手册》第二章材料的参数，于表2-7优质碳素结构钢中，选择45号钢材料，再参考《机械设计基础》表9-4齿轮常用材料及许用应力，为使大小齿轮的寿命相近，选择：
小齿轮选用45钢，调质，HBS1=240；
大齿轮选用45钢，正火，HBS2=200；
HBS1-HBS2=220-180=40合适
②许用应力
根据大小齿轮的HBS,查《机械设计基础》表9-4得：
小齿轮
许用接触应力[σh1]=380+0.7HBS1=380+0.7x240=548MPa
许用弯曲应力[σF1]=140+0.2HBS1=140+0.2x200=188MPa
大齿轮
许用接触应力[σh2]=380+0.7HBS2=380+0.7x180=520MPa
许用弯曲应力[σF2]=140+0.2HBS2=140+0.2x180=180MPa
2）设计齿轮参数
对于HBS<
350的闭式软齿面齿轮传动，可以先按齿面接触疲劳强度进行设计，然后校核齿根弯曲疲劳强度。
1在本例中，钢制齿轮的弹性模量E=2.06x105MPa；
压力角α=20°
；
工作系数K=1.3~1.6，因为齿轮对称布置，所以取K=1.3；
对于闭式软齿面传动，齿轮对称靠近轴承，齿宽系数ψd=0.8~1.4，选择ψd=1。
按照设计公式可得：
mm
②对于闭式软齿面齿轮传动，在满足弯曲强度的条件下，应去较多的齿数Z1和较小的模数，这样可以增大重合数，提高传动的平稳度，还可以节省制造费用，一般Z1=20~40。
在本例中选取：
小齿轮的齿数Z1=35；
大齿轮齿数Z2=i2*Z2=4.89x35=171.15；
为使齿轮磨损均匀，应使两轮齿数互为质数，因此Z2=172
验算传动比△i%=|Z2/Z1–i2|/i2=|172/35-4.89|/4.89=0.49%满足条件
③主要尺寸计算
齿轮模数m=d1/Z1=66.43/35=1.89取标准值m=2
中心距a2=m（Z1+Z2）/2=2x（35+172）/2=207m
大齿轮齿宽b2=ψd*m*Z1=1x2x35=70mm,
为了便装配，齿宽一般取小齿轮比大齿轮宽5~10mm，因此：
小齿轮齿宽b1=b2+5=70+6=76mm
3）验算齿根弯曲疲劳强度
由之前的数据得：
小齿轮许用弯曲屈服应力[σF1]=188MPa；
大齿轮许用弯曲屈服应力[σF2]=180MPa；
载荷系数K=1.3；
又由Z1=35；
Z2=172查《机械设计基础》表9-8得到正常齿制标准外齿合齿轮的齿形系数为：
YF1=2.46；
YF2=2.06应用公式得：
σF1=2KT1YF/b2Z1m
=2x1.3x112800x2.46/（70x35x2
）
=73.62MPa<
[σF1]=188MPa
σF2=σF1*YF2/YF1=73.62x2.06/2.46=61.65MPa<
[σF2]=180MPa
齿根弯曲疲劳强度足够。
4）齿轮的精度等级
根据V=πdn/（60x1000）=3.14x66.43x960/（60x1000）=3.3m/s
参考《机械设计基础》表9-5各类机器所用齿轮传动的精度等级范围，及表9-6直齿圆柱齿轮精度等级与圆周速度的关系，HBS<
350，选择齿轮精度为等级9。
5）将齿轮的主要尺寸和几何参数汇总成下表：
名称
代号及公式
齿数
Z
35
172
分度圆直径
D=mz
70
344
齿顶高
ha=ha*m
2
齿根高
hf=（ha*+c*）
1.25
全齿高
h=（2ha*+c*）
2.25
齿顶圆直径
da=（z+2ha*）m
74
348
齿根圆直径
df=（z-2ha*-2c*）m
65
339
基圆直径
db=Dcosα
65.78
323.25
齿距
P=πm
6.28
齿厚
S=p/2
3.14
齿槽宽
E=p/2
中心距
a=（d1+d2）/2
207
传动比
i=z2/z1
4.91
注：
对正常齿ha*=1.0；
c*=0.25；
压力角α=20°
.
6）齿轮的结构设计
因为小齿轮的齿顶圆直径da1=74mm<
160mm，因此暂定采用实心式结构。
因为大齿轮的齿顶圆直径da2=348mm<
500mm，为减轻重量，节约材料和便于搬运和装拆，采用腹板式结构。
7）选定带轮结构
由带轮基准直径d1=100mm；
d2=375mm，以及电动机轴直径为D=42.018mm为依据，确定小带轮为实心式结构，大带轮为轮辐式结构。
四、校检实际转速
各级传动零件的参数确定后，应计算执行装置的实际转速，并验算实际转速与设计要求的转速偏差是构在许用范围。
本例带式输送机起传动滚筒轴的实际转速为
nw’=nd/i带xi齿=960/（3.75x4.91）=52.13r/min
实际转速与设计要求的转速偏差
△n%=|nw-nw’|/nwx100%=|52.54-52.13|/52.24x100%=0.21%<
5%
因此该传动装置可用。
五、轴的计算
主动轴的计算和设计
1）选择轴的材料
从经济性以及对之前的小齿轮所选的材料考虑，参考《机械设计课程设计手册》第二章材料的参数，选择45号刚为高速轴材料，调质处理，HBS=220，查《机械设计基础》表13-1得到许用弯曲应力[σ-1]=60MPa
并由之前的计算结果有：
P1’=3.01kw;
T1’=111690N·
2）按转矩估算轴的最小直径
查《机械设计基础》表13-2轴常用材料的许用切应力[τ]T及A值，对轴上弯矩较小，的载荷较平稳，无轴向载荷，轴只做单向运转，A取较小值，反之A取大值。
对于45钢有A∝[103,126].
按公式
轴端直径查标准取标准得：
d1=25mm
3）轴的结构设计
根据轴系结构分析要点，结合后述尺寸确定，考虑到圆柱齿轮传动，选用深沟球轴承，采用凸缘式轴承盖，依靠普通平键联接实现周向固定，利用轴肩结构实现轴与轴承的轴向固定。
考虑到小齿轮分度圆直径与轴的直径差距不大的情况，采用齿轮轴的结构方案。
轴与其它零部件相配合的具体情况见后装配。
轴的结构草图设计图如下图所示，
轴的结构设计主要有三项内容：
①各轴段径向尺寸的确定；
②各轴段轴向长度的确定；
③其它尺寸（如键槽、圆角、到角，退刀槽等）的确定。
①各轴段径向尺寸的确定
如草图所示，从轴段
=25㎜开始，逐段选取相邻轴段的直径。
起定位固定作用，考虑V带大轮的内孔倒角，定位轴肩高度取h=2.5，故
=
+2h=30mm,取
=30mm，该尺寸应满足密封件的直径系列要求。
与轴承内径相配合，考虑安装方便，结合轴的标准直径系列并符合轴承内径系列，取
=35mm，初选定轴承代号为6207。
d4即为小齿轮部分，将d4作为分度圆的直径，即d4=70mm。
根据对称性d3=d5=35mm;
②轴向尺寸的确定
从L1段开始，L1段与V带的大轮配合，由之前的计算的大带轮的轮缘宽为B=65±
3mm，考虑大带轮的轴向固定要求，L1应略小于大带轮的宽度2-3mm，取L1=60mm。
L2段，该段上要安装密封部件，方便在不拆下带轮的情况下打开箱盖，估算可得，L2=35mm
L3安装轴承段，L3=40mm
L4因采用齿轮轴结构，L4即为小齿轮的齿宽L4=b1=76mm
根据对称性，有L3=L5=40mm；
两轴承中心距L=2L3+L4–17（轴承厚度）=139mm
③其他尺寸
大带轮与轴的周向固定采用A型普通平键，查《机械设计课程设计手册》第53页关于键连接，由d1=25mm，L1=60mm选GB/T1096键A6x6x50
4）按弯曲和扭转复合强度对轴进行强度计算
①齿轮的受力计算
由T1’=111.69N·
m=111690N·
圆周力Ft=2T1’/d1=2x111690/70=3222.86N
径向力Fr=Fttanα=3222.86xtan20°
=1173.03N
因为选用的是直齿齿轮，因此不存在轴向力。
根据之前的计算该轴还将受到V带大轮所带来的压力Fq=Q=1244.76N。
根据之前的计算，得到大带轮和相近轴承的中心距为
L’=L1/2+L2+B（轴承宽）/2=60/2+35+14/2=72mm
②求水平面支反力和弯矩
支反力：
FB1=[FQ（L’+L）+FrL/2]/L=[1244.76x（72+135）+1173.03x135/2]/135=2495.15N
FA1=Fq+Fr-FB1=1244.76+1173.03-2495.15=-77.36N
Mc1=FA1L/2=-77.36x135/2=-5221.8N·
MB1=FqL’=1244.76x72=89622.72N·
③求竖直面支反力和弯矩
FA2=FB2=Ft/2=3222.86/2=1611.43N
弯矩：
Mc2=FA2L/2=1611.43x135/2=108771.53N·
④合成弯矩：
MB合=MB1=89622.72N·
⑤由之前的计算得到该轴的扭矩为T1’=111690N·
⑥计算当量弯矩
由于扭矩不变，应力校正系数α≈0.3，根据当量弯矩公式
⑦校检轴的强度
由当量弯矩图知道，B轴承处的直径较小，弯矩最大，该剖面存在危险，应该进行校核验算，根据轴的材料可得许用弯曲应力[σ-1]=60MPa，代入公式：
因为实际的d3=35mm>
25.17mm,因此该轴满足强度要求
从动轴的计算和设计
基于和主动轴处相同的考虑，选择45号钢为从动轴材料，调质处理，HBS=220，查《机械设计基础》表13-1得到许用弯曲应力[σ-1]=60MPa
P2‘=2.89kw；
n2=52.63r/min；
T2‘=524410N·
mm；
因为轴端要安装联轴器，各轴端直径查联轴器标准取标准得：
d1=40mm
如上图示。
轴的结构草图设计图如图所示，
1轴段径向尺寸的确定
=40㎜开始，逐段选取相邻轴段的直径。
起定位固定作用，定位轴肩高度取h=2.5，故
+2h=45mm,，该尺寸应满足密封件的直径系列要求。
=50mm，初选定轴承代号为6010。
d4与大齿轮配合，由于大齿轮为腹板式结构，考虑到齿轮装拆的
升级会员 