机械设计课程设计Word文档格式.docx

1、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=7.12、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=36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/minn=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带=5.50.95=5.225KW轴承

2、齿轮=5.2250.980.96=4.9157KW3、 计算各轴扭矩（Nmm）T=9.55106P/n1065.5/960=54713.5Nmmn滚筒=135r/min总=0.892P工作=4.24KW电动机型号Y132M2-6i总=7.1据手册得i齿轮=3.2i带=2.2nI =960r/min=435.4r/min=136r/min=5.5KW=5.225KW=114341.8N5.225/436.44.9157/136=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=1.4PC=KAP=1.45.5=7.7KW由图5-7得：选

3、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125140mm则取D1=127mmDmin=125mm验算带速=6.38m/s在525m/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=n1D1/ D2=960127/280转速误差为：D1- D2/ D2=1.85 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）a02（D1+ D2）1. 7（127+280）a02（127+280）所以有：284.9mma0814mm取a0

4、=540mm带长：L0=2a0+1.57（D1+ D2）+（ D2- D1）/4a0=2540+1.57（125+2800）+（280-125）2/4540=1782mm取Ld=1800mm：中心距aa0+Ld-L0/2=540+=549mm（4）验算小带轮包角1=1800-57.30=1800-=1640（适用）（5）确定带的根数dd2=279.4mm取标准值dd2=280mmn2=435.4r/minV=6.38m/s取a0=540Ld=1800mma0=549mm根据表（5-5）P0=1.64KW根据表（5-10）P0=0.30KW根据表（5-9）K=0.95根据表（5-3）KL=1.0

5、1由得Z=PC/P=PC/（P1+P1）KKL=7.7/（1.64+0.30） 0.951.01=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/K-1）+q2=（5007.7/46.38）（2.5/0.95-1）+0.176.382N=253N则作用在轴承的压力FQFQ=2ZF0sin1/2=24256.7sin=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

6、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Ra1.63.2m（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=3.227=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T1T1=9.55P/n1=9.55（4）初选载荷系数kt=1.5由表得=189.8， ZH=2.42Z=4根F0=253NFQ =2004.3Ni齿=3.2Z1=27Z2=87u=3.2

7、2T1=114341.8NZ=0.98, 由图6-13得 Z=0.78=1.67=0.318z1tan=2.3 （5）许用接触应力HH= HlimZNT/SH由图6-16c查得：HlimZ1=540Mpa HlimZ2=390Mpa由式6-12计算应力循环次数NLNL1=60n1rth=60436.41（163008）=1.0109NL2=NL1/i0=1.0109/3.22=3.14108查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=1.00 ZNT2=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=1.0H1=Hlim1ZNT1/SH=5400.98/1.0Mpa=529MpaH2=

8、Hlim2ZNT2/SH=3901.05/1.0Mpa=413Mpa所以取H2=413Mpa设计齿轮参数故得：d1t = =72.08mm修正d1t：m/s2.00m/s所以选脂润滑查得KA=1.50， KV=1.07，K=1.12， K=1.20K=KA KV KK=1.501.071.121.2=2.16d1= d1HlimZ1=540MpaHlimZ2=390MpaNL1=1.00NL2=3.14ZNT1=1.00ZNT2=1.05H1=529MpaH2=413Mpad1t=72.08mmm=3mmv=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aa=m（

9、Z1+Z2）/2cos= 3（27+87）/2cos150=177mm=arccosarccos分度圆直径：d1= mZ1/ cos=3x27/ cos=83.84mm=84mmd2=m Z2/ cos=3x87/ cos=270.16mm=270mm齿宽：b= d1=1.083.84mm=84mm取B1=85mm, B2=80mm（6）校核齿根弯曲疲劳强度F=YFaYSaF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=2.53 YSa1=1.62YFa2=2.16 YSa2=1.

10、78由图6-21，查得YN1=0.90, YN2=0.92 F= Flim YSTYN/SF由课本图6-35C查得：Flim1=340Mpa Flim2 =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F1=Flim1 YN1/SF=3400.90/1.25Mpa=244MpaF2=Flim2 YN2/SF =3100.92/1.25Mpa=228Mpa将求得的各参数代入式（6-49）a=177mmd1=84mmd2=270mmB1=85mmB2=80mmYFa1=2.53YSa1=1.62YFa2=2.16YSa2=1.78YNT1=0.90YNT2=0.92Fli

11、m1=340MpaFlim2 =310MpaSF=1.25F1=244MpaF2=228MpaF1=55.1 MpaF1=YFa1YSa1=2x2.16x114341.8x0.67x0.87x2.53x1.62/（85x84x3.0）Mpa=55.1Mpa F1F2=F1 YFa2 YSa2/YFa1YSa1=55.1x2.16x1.78/2.53x1.62Mpa=51.7Mpa F2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217255HBS取c=110dc考虑有键槽，将直径增大5%，则d=25.2（1+7%）mm=26.97mm=27

12、mm选d=32mm2、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求分度圆直径：已知d1=84mm求转矩：已知T2=50021.8N求圆周力：Ft=2T2/d2=2x114341.8/84=2868N求径向力FrFr=Fttan/cos=2868tan200/cos150=1080.7NFa=

13、Fttan=2868xtan150=768.48N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）F2=51.7Mpad=32mmFt =2868NFr=1080.7NFa=768NLA=72mmLB=72mm（3） 绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FY=FAY=FBY=Fr/2=1434NFZ=FAZ=FBZ=Ft/2=540NF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=0.6，截面C处的当量弯矩

14、：Mec=MC2+（T）21/2=1103042+（0.6114341.8）21/2=131877.4N（7）校核危险截面C的强度由式（6-3）e=Mec/0.1d33=99.6/0.1413=40.246MPa -1b=60MPa该轴强度足够。输出轴的设计计算选用45#调质钢，硬度（217255HBS）=c （P3/n3）1/3=110（4.9/136）1/3=36.3mmd=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

15、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 =1434NFBY =1434NF支=1532MC=11030NMec =131877.4Ne =40.246MPa-1bd=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两轴承对称LA=LB=72mm（1）求支反力FAX、FBY、FAZ、

16、FBZ （2）由两边对称，书籍截C的弯矩也对称 （5）=0.6 345183.3）21/2=234598.9N （6）校核危险截面C的强度由式（10-3）e=Mec/（0.1d3）=234598.9/（0.1423）=31.7Mpa-1b=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168=38400小时1、计算输入轴承（1）已知n=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

17、1端为压紧端FA1=FS1+ Fa =1810N FA2=FS2=1042N（3）求系数x、yFA1/FR1=1810N/1532N=1.18FA2/FR2=1042N/1532N=0.68FAX=FBY =1434NFAZ=FBZ =540NF支=1532NMC =110304NMec =234598.Nme =31.7Mpa轴承预计寿命38400hFS1=FS2=1532Nx1=0.41根据课本P263表（11-8）得e=0.68FA1/FR1e x1=0.41 FA2/FR2P2 （5）轴承寿命计算 故取P=3304N角接触球轴承=3根据手册得7208AC型的Cr=35200NLH=预期

18、寿命足够2、 计算输出轴承因为Cr输入3/n入=35.23/436.4=100Cr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A bxhxL1 =10x8x50 l=L1-b=50-10=40mmT2=114341.8Nmm h=8mmp=4T2/dhl=2x114341.8/32x8x40=22.33MpaR（110Mpa）2、输入轴与齿轮1联接采用平键联接轴径d3=45mm L3=70mm T=114341.8N选A型平键 bxhxl=14x9x70l=L3-b=70-

19、14=56mm h=9mmp=4T/dhl=4114341.8/45956=20.17Mpap（110Mpa）3、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d2=62mm L2=63mm T=345183.3N选用A型平键键bxhxL2=18x11x63 l=L2-b=63-18=45mm h=11mm345183.3/621145=44.99MpahA型平键10x8x50p=22.33MpaA型平键14x9x70p=20.17Mpa18x11x63p =44.99MpaC型平键12x8x70p=70.85Mpa键bxhxL2=12x8x70l=L2-b=70-12=58mm h=8mm345183.3/42858=70.85Mpa （注：专业文档是经验性极强的领域，无法思考和涵盖全面，素材和资料部分来自网络，供参考。可复制、编制，期待你的好评与关注）