机械设计课程设计Word文档格式.docx
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5.5KW，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=960/135=7.1
2、分配各级伟动比
（1）据指导书P7表1，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=7.1/3.2=2.2
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/min
n
=nI/i带=960/2.2=436.4（r/min）
=n
/i齿轮=436.4/3.2=136（r/min）
2、计算各轴的功率（KW）
P
=P电机=5.5KW
=P
η带=5.5×
0.95=5.225KW
η轴承×
η齿轮=5.225×
0.98×
0.96
=4.9157KW
3、计算各轴扭矩（N·
mm）
T
=9.55×
106P
/n
106×
5.5/960
=54713.5N·
mm
n滚筒=135r/min
η总=0.892
P工作=4.24KW
电动机型号
Y132M2-6
i总=7.1
据手册得
i齿轮=3.2
i带=2.2
nI=960r/min
=435.4r/min
=136r/min
∏
=5.5KW
=5.225KW
=114341.8N·
5.225/436.4
4.9157/136
=345183.3N·
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
由表5-6得：
kA=1.4
PC=KAP=1.4×
5.5=7.7KW
由图5-7得：
选用B型V带
（2）确定带轮基准直径，并验算带速
由课本图5-7得，推荐的小带轮基准直径为
125~140mm
则取D1=127mm﹥Dmin=125mm
验算带速
=
=6.38m/s
在5~25m/s范围内，带速合适。
D2=（n1/n2）·
D1=（960/436.4）×
127=279.4mm
由表5-8，取D2=280mm
实际从动轮转速n2’=n1·
D1/D2=960×
127/280
转速误差为：
D1-D2/D2=1.8％<
5％所以合适
（3）确定带长和中心矩
根据课本P84式（5-14）得
1.7（D1+D2）≤a0≤2（D1+D2）
1.7（127+280）≤a0≤2×
（127+280）
所以有：
284.9mm≤a0≤814mm
取a0=540mm
带长：
L0=2a0+1.57（D1+D2）+（D2-D1）/4a0
=2×
540+1.57（125+2800）+（280-125）2/4×
540
=1782mm
取Ld=1800mm：
中心距a≈a0+Ld-L0/2=540+
=549mm
（4）验算小带轮包角
α1=1800-
57.30
=1800-
=1640（适用）
（5）确定带的根数
dd2=279.4mm
取标准值
dd2=280mm
n2’=435.4r/min
V=6.38m/s
取a0=540
Ld=1800mm
a0=549mm
根据表（5-5）P0=1.64KW
根据表（5-10）△P0=0.30KW
根据表（5-9）Kα=0.95
根据表（5-3）KL=1.01
由得
Z=PC/P’=PC/（P1+△P1）KαKL
=7.7/（1.64+0.30）×
0.95×
1.01
=4.14
取z=4,符合表5-7推荐槽数。
（6）计算轴上拉力
由表5-4查得q=0.17kg/m，由式（5-22）单根V带的初拉力：
F0=（500PC/z
）（2.5/Kα-1）+q
2
=（500×
7.7/4×
6.38）×
（2.5/0.95-1）+0.17×
6.382N
=253N
则作用在轴承的压力FQ
FQ=2ZF0sinα1/2=2×
4×
256.7sin
=2004.3N
齿轮
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。
根据表6-2，选小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为230~240HBS。
大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；
选8级精度。
齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm
（2）按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥
确定有关参数如下：
传动比i齿=3.2
取小齿轮齿数Z1=27。
则大齿轮齿数：
Z2=iZ1=3.2×
27=86.4
实际传动比i0=87/27=3.22
传动比误差：
i-i0/i=3.2-3.22/3.2=0.6%<
2.5%可用
齿数比：
u=i0=3.22
由课表6-6取
=1.0
（3）转矩T1
T1=9.55×
P/n1=9.55×
（4）初选载荷系数kt=1.5
由表得
=189.8
，ZH=2.42
Z=4根
F0=253N
FQ=2004.3N
i齿=3.2
Z1=27
Z2=87
u=3.22
T1=114341.8N·
Z
=0.98,由图6-13得Z
=0.78
=1.67
=0.318
z1tan
=2.3
（5）许用接触应力[σH]
[σH]=σHlimZNT/SH由图6-16c查得：
σHlimZ1=540MpaσHlimZ2=390Mpa
由式6-12计算应力循环次数NL
NL1=60n1rth=60×
436.4×
1×
（16×
300×
8）
=1.0×
109
NL2=NL1/i0=1.0×
109/3.22=3.14×
108
查得接触疲劳的寿命系数：
ZNT1=1.00ZNT2=1.05
通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0
[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=540×
0.98/1.0Mpa
=529Mpa
[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=390×
1.05/1.0Mpa
=413Mpa
所以取[σH]2=413Mpa设计齿轮参数
故得：
d1t≥
=
=72.08mm
修正d1t：
m/s<
2.00m/s
所以选脂润滑
查得KA=1.50，KV=1.07，K
=1.12，K
=1.20
K=KAKVK
K
=1.50×
1.07×
1.12×
1.2=2.16
d1=d1
αHlimZ1=540Mpa
αHlimZ2=390Mpa
NL1=1.00×
NL2=3.14×
ZNT1=1.00
ZNT2=1.05
[σH]1=529Mpa
[σH]2=413Mpa
d1t=72.08mm
m=3mm
v=1.65m/s
用脂润滑
m=
mm
根据表6-1取标准模数：
计算齿轮传动的中心矩a
a=m（Z1+Z2）/2cos
=3×
（27+87）/2cos150=177mm
=arccos
arccos
分度圆直径：
d1=mZ1/cos
=3x27/cos
=83.84mm=84mm
d2=mZ2/cos
=3x87/cos
=270.16mm=270mm
齿宽：
b=
d1=1.0×
83.84mm=84mm
取B1=85mm,B2=80mm
（6）校核齿根弯曲疲劳强度
σF=
YFaYSa≤[σ]F
计算当量齿轮断面系数
=0.67，由图6-28得
=0.87
齿形系数YFa和应力修正系数YSa
根据齿数Z1=27,Z2=87由表6-19,6-20相得
YFa1=2.53YSa1=1.62
YFa2=2.16YSa2=1.78
由图6-21，查得YN1=0.90,YN2=0.92
[σF]=σFlimYSTYN/SF
由课本图6-35C查得：
σFlim1=340MpaσFlim2=310Mpa
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=σFlim1YN1/SF=340×
0.90/1.25Mpa
=244Mpa
[σF]2=σFlim2YN2/SF=310×
0.92/1.25Mpa
=228Mpa
将求得的各参数代入式（6-49）
a=177mm
d1=84mm
d2=270mm
B1=85mm
B2=80mm
YFa1=2.53
YSa1=1.62
YFa2=2.16
YSa2=1.78
YNT1=0.90
YNT2=0.92
σFlim1=340Mpa
σFlim2=310Mpa
SF=1.25
σF1=244Mpa
σF2=228Mpa
σF1=55.1Mpa
σF1=
YFa1YSa1
=2x2.16x114341.8x0.67x0.87x2.53x1.62/（85x84x3.0）Mpa
=55.1Mpa<
[σF]1
σF2=σF1YFa2YSa2/YFa1YSa1
=55.1x2.16x1.78/2.53x1.62Mpa
=51.7Mpa<
[σF]2
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
轴
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#调质，硬度217~255HBS
取c=110
d≥c
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=25.2×
（1+7%）mm=26.97mm=27mm
∴选d=32mm
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）确定轴各段直径工段：
d1=32mm
初选用7208AC型角接触球轴承，其内径为40mm,
宽度为18mm.
（3）按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径：
已知d1=84mm
②求转矩：
已知T2=50021.8N·
③求圆周力：
Ft=2T2/d2=2x114341.8/84=2868N
④求径向力Fr
Fr=Ft·
tanα/cos
=2868×
tan200/cos150=1080.7N
Fa=Ft·
tan
=2868xtan150=768.48N
⑤因为该轴两轴承对称，所以：
LA=LB=72mm=L
（1）绘制轴受力简图（如图a）
σF2=51.7Mpa
d=32mm
Ft=2868N
Fr=1080.7N
Fa=768N
LA=72mm
LB=72mm
（3）绘制垂直面弯矩图（如图b）
轴承支反力：
FY=FAY=FBY=Fr/2=1434N
FZ=FAZ=FBZ=Ft/2=540N
F支=
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。
MC=F支
L=1532x72=110304N·
（5）绘制扭矩图（如图e）
转矩：
T=114341.8N·
（6）绘制当量弯矩图（如图f）
转矩产生的扭剪按脉动循环变化，取α=0.6，截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC2+（αT）2]1/2
=[1103042+（0.6×
114341.8）2]1/2=131877.4N·
（7）校核危险截面C的强度
由式（6-3）
σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×
413
=40.246MPa<
[σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
输出轴的设计计算
选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）
=c（P3/n3）1/3=110（4.9/136）1/3=36.3mm
d=36.3×
（1+7%）mm=38.8mm
取d=42mm
（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7211AC型角接球轴承，其内径为55mm，宽度为21mm。
FAY=1434N
FBY=1434N
F支=1532
MC=11030N·
Mec=131877.4N·
σe=40.246MPa
<
[σ-1]b
d=42mm
（3）按弯扭复合强度计算
已知d2=270mm
已知T3=345183.3N·
根据作用力与反作用力得
圆周力：
Ft==2868N
求径向力
Fr=1080.7N
轴向力
Fa=768.48N
③∵两轴承对称
∴LA=LB=72mm
（1）求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
（2）由两边对称，书籍截C的弯矩也对称
（5）α=0.6
345183.3）2]1/2=234598.9N·
（6）校核危险截面C的强度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d3）=234598.9/（0.1×
423）
=31.7Mpa<
[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够
轴承
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
16×
8=38400小时
1、计算输入轴承
（1）已知nⅡ=436.4r/min
两轴承径向反力：
FR1=FR2=1532N
初先两轴承为角接触球轴承7208AC型
得轴承内部轴向力
FS=0.68FR则FS1=FS2=0.68FR1=1042N
（2）Fa=768N
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
FA1=FS1+Fa=1810NFA2=FS2=1042N
（3）求系数x、y
FA1/FR1=1810N/1532N=1.18
FA2/FR2=1042N/1532N=0.68
FAX=FBY=1434N
FAZ=FBZ=540N
F支=1532N
MC=110304N·
Mec=234598.N·
m
σe=31.7Mpa
轴承预计寿命38400h
FS1=FS2=1532N
x1=0.41
根据课本P263表（11-8）得e=0.68
FA1/FR1<
ex1=0.41FA2/FR2<
ex2=1
y1=0.87y2=0
（4）计算当量载荷P1、P2
fP=1.5
根据课本P262（11-6）式得
P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×
（0.41×
1532+0.87x1810）=3304N
不难看出P1>
P2
（5）轴承寿命计算
故取P=3304N
∵角接触球轴承ε=3
根据手册得7208AC型的Cr=35200N
LH=
∴预期寿命足够
2、计算输出轴承
因为Cr输入3/n入=35.23/436.4=100<
Cr输出3/n出=50.53/136=947
由公式LH=
可知预期寿命足够
八、键联接的选择及校核计算
1.输入轴与V带轮的键
轴径d1=32mm
查手册得，选用A型平键，得：
键AbxhxL1=10x8x50l=L1-b=50-10=40mm
T2=114341.8N·
mmh=8mm
σp=4T2/dhl=2x114341.8/32x8x40
=22.33Mpa<
[σR]（110Mpa）
2、输入轴与齿轮1联接采用平键联接
轴径d3=45mmL3=70mmT=114341.8N·
选A型平键bxhxl=14x9x70
l=L3-b=70-14=56mmh=9mm
σp=4T/dhl=4×
114341.8/45×
9×
56
=20.17Mpa<
[σp]（110Mpa）
3、输出轴与齿轮2联接用平键联接
轴径d2=62mmL2=63mmT=345183.3N·
选用A型平键
键bxhxL2=18x11x63
l=L2-b=63-18=45mmh=11mm
345183.3/62×
11×
45=44.99Mpa<
[σp]
4、输出轴与联轴器联接用平键联接
轴径d2=42mmL2=70mmT=345183.3N·
选用C型平键
y1=0.87
x2=1
y2=0
P1=3304N
P1>
h
A型平键10x8x50
σp=22.33Mpa
A型平键
14x9x70
σp=20.17Mpa
18x11x63
σp=44.99Mpa
C型平键
12x8x70
σp=70.85Mpa
键bxhxL2=12x8x70
l=L2-b=70-12=58mmh=8mm
345183.3/42×
8×
58=70.85Mpa<
（注：
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