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天大机械课程设计说明书

19
2020年4月19日
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机械设计基础课程设计2
计算说明书

设计题目：

学生姓名
学院名称
专 业
学 号
指导教师

年 月 日

《机械设计基础课程设计2》任务书
编号2—3— 1
（举例）
设计题目：皮带运输机传动装置

原始数据
项 目
设 计 方 案
1
2
3
4
运输带曳引力P（牛顿）
3200
3000
2800
2600
运输带速度v（米/秒）
1.7
1.7
1.7
1.7
滚筒直径D（毫米）
450
450
450
450
每日工作时数T（小时）
16
16
16
16
传动工作年限（年）
10
10
10
10
注：传动不逆转，载荷平稳，起动载荷为名义载荷的1.25倍，运输带转速允许误差为±5%。
设计工作量：设计说明书 1份，减速器装配图 1张，减速器零件图 1 张

目 录

1、 传动方案拟定…………….……………………………….2
2、 电动机的选择……………………………………….…….2
3、 计算总传动比及分配各级的传动比……………….…….4
4、 运动参数及动力参数计算………………………….…….5
5、 传动零件的设计计算………………………………….….6
6、 轴的设计计算………………………………………….....12
7、 滚动轴承的选择及校核计算………………………….…19
8、 键联接的选择及计算………..……………………………22

9、设计参考资料目录

计算过程及计算说明
结果
1、传动方案拟定
2—3—1：设计单级圆柱齿轮减速器和一级链传动
1.1工作条件：使用年限 ，传动不逆转，载荷平稳。
1.2原始数据：滚筒圆周力F=3200N；带速V=1.7m/s；
滚筒直径D=450mm。
1.3传动简图（上图）
2、电动机选择
2.1电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机
2.2电动机功率选择：
2.2.1传动装置的总功率：
η总=η联×η2轴承×η齿轮×η链×η工作机
=0.99×0.992×0.97×0.91×0.95
=0.814
2.2.2电机所需的工作功率：
P工作=FV/1000η总
=3200×1.7/1000×0.814
=6.54KW
2.2.3确定电动机转速：
计算滚筒工作转速：
n筒=60×1000V/πD
=60×1000×1.7/π×450
=72.19r/min
按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I’a=3~5。取链传动比I’1=2~5，则总传动比理时范围为I’a=6~25。故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×
n筒=（6~25）×72.19=433.14~1804.75r/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，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：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=1500r/min 。
2.2.4确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132M-4。
其主要性能：额定功率：7.5KW，满载转速1440r/min，堵转转矩\额定转矩=2.2。

3计算总传动比及分配各级的传动比
3.1总传动比：i总=n电动/n筒=1440/72.19=19.95
3.2分配各级传动比
据教材P7表1，取i齿轮=5.0（单级减速器i=3~6合理）
∵i总=i齿轮×I链
∴i齿轮=i总/ i链=19.95/5.0=3.99

4运动参数及动力参数计算
4.1计算各轴转速（r/min）
n1=n电机=1440r/min
n2=n1/i齿轮=1440/5.0=288(r/min)
n小链轮= nII/i链轮=288/3.00

4.2计算各轴的功率（KW）
P1=P电动机×η联=6.54×0.99=6.41 KW
P2=P1×η轴承×η齿轮=6.41×0.99×0.97=6.16KW
P3=P2×η轴承×η工作机=6.16×0.99×0.95=5.61 KW

4.3计算各轴扭矩（N·mm）
T1=9.55×106P1/n1=9.55×106×6.41/1440
=42510N·mm
T2=9.55×106P2/n2
=9.55×106×6.16/288
=204260N·mm
T3=9.55×106P3/n3=9.55×106×5.61/72.18
=742250N·mm

5传动零件的设计计算
5.1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，因此齿轮采用软齿面。小齿轮选用45#调质钢，齿面硬度为250HBW。大齿轮选用45#正火钢，齿面硬度200HBW；预选8级精度。
(2) 按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸
由《机械零件设计手册》查得 , = 1.0

; 由《机械零件设计手册》查得
KHN1 = 0.88,KHN2 = 0.90 KFN1 =0.81, KFN2 = 0.86
由

（一）小齿轮的转矩

（二） 选载荷系数K
由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在两轴承间对称布置。查《机械原理与机械零件》教材中表得，取K＝1.3
（三） 计算尺数比
=5.0
（四） 选择齿宽系数
根据齿轮为软齿轮在两轴承间为对称布置。查《机械原理与机械零件》教材中表得，取＝1 ;
弹性系数；
（五） 计算小齿轮分度圆直径
≥ 2.32=2.32 = 48.513( mm)
（六） 确定齿轮模数m

m =(0.007～0.02)a = (0.007～0.02)×
取m=2
（七） 确定齿轮的齿数和
取 Z1 = 27

（八）实际齿数比

齿数比相对误差
Δ<±2.5% 允许
（九） 计算齿轮的主要尺寸

中心距
齿轮宽度
B1 = B2 + (5～10) = 59～64(mm)
取B1 =62 (mm)
（十）计算圆周转速v并选择齿轮精度

查表应取齿轮等级为8级，
（3）齿轮弯曲强度校核
（一） 由（2）中的式子知两齿轮的许用弯曲应力

（二） 计算两齿轮齿根的弯曲应力
由《机械零件设计手册》得
=2.57
=1.60

；
；
齿轮的弯曲强度足够
4.2.3 齿轮几何尺寸的确定
齿顶圆直径 由《机械零件设计手册》得 h*a =1 c* = 0.25

齿距 P = 2×3.14=6.28(mm)
齿根高
齿顶高
齿根圆直径

4.3 齿轮的结构设计
小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算如下：
轴孔直径 d=55
轮毂直径 =1.6d=1.6×55=88
轮毂长度
轮缘厚度 δ0 = (3～4)m 取 =10mm
轮缘内径
取D2 = 170(mm)
腹板厚度 c=0.3=16.2 mm 取c=16(mm)
腹板中心孔直径=171(mm)
腹板孔直径=41(mm)

5.1链轮传动的设计计算
已知链条传递功率P=6.16KW, 小链轮n1=288r/min,大链轮 n2=72.2r/min, 电动机驱动，载荷平稳。
1)选择链轮齿数Z1，Z2
传动比 i=n1/n2=3.99
估计链速 V=0.6-3m/s,根据表9.9选取小链齿轮数
Z1=21，则大链轮齿数Z2=iz1=3.99*21=68
2)确定链节数
初定中心距 a0=10p，由式
Lp=2a0/p+(Z1+Z2)/2+P(Z1-Z2)/39.5*a0=69.10
取Lp=70
3根据额定功率曲线确定链型号
由表9.4查得KA=1； KZ=1.11；采用单排链查得Kpt=1.
由式
P0≥KAP/Kzkpt=5.55KW
由图9.9选取链号为12A，节距p=19.05
润滑方式为滴油或者油浴润滑,飞溅润滑.
4）验算链速V

链速度在0.6~3m/s范围内，与估计相符。
5）计算实际中心
由式
=202.98mm
中心距可调，实际中心距a′=a-△a=202.17mm,取a′=215mm;( △a取为0.004a)
6）确定润滑方式
查图12-14知应选用油滴润滑。
7）计算对链轮轴的压力F′=1.2F=1.2*1000P=4769N
8 ）链轮的设计（详见参考书）
链轮齿轮应该有足够的接触强度和耐磨性，常见45钢，小链轮材料应优与大齿轮，并进行热处理。

6轴的设计计算
6.1 输出轴的设计计算
6.1.1按扭矩初算轴径
选用Q235钢
根据课本P235页式（15-2），表（15-3）取c=148
d≥c(P2/n2)1/3=120(6.16/288)1/3=41.08mm
取d=42mm

6.2.2轴的结构设计
（1）轴的零件定位，固定和装配
单级减速器中，能够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，右轴承从右面装入。
（2）确定轴的各段直径和长度
如图所示，轴段（外伸端）直径最小，=42mm；考虑到要对安装在轴1上的链轮进行定位，上应有轴肩，同时为能很顺利地在轴段2上安装轴承，轴段2必须满足轴承内径的标准，故取轴段2的直径d2为55mm；用相同的方法确定确定轴段5,4,3的直径d5=69mm、d4=60mm ,d3=57mm；为了便于拆卸左轴承，可查出6411型滚动轴承的安装尺寸为55mm，取d5=55mm。齿轮轮毂宽度为54mm，为保证齿轮固定可靠，轴段4的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取为52mm；为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距，取该间距为16mm；为保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为42mm），并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁距离为3mm，因此轴段3的长度取为57mm，轴承支点距离2l2=114；在轴段1、4上分别加工出键槽，使两键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮毂宽度小约5～10mm，键槽的宽度按轴段直径查手册得到。

(3)按弯扭复合强度计算
计算大齿轮上的作用力
转矩T=142.61N.m
圆周力
径向力 　
轴向力
小链轮轴上的力：FQ=1.2F; F=1000*P/V=1000*6.16/1.7=3623.53N;
FQ=1.2*3623.53=4348.24N;
（１） 绘轴的受力简图，求支座反力

=110.5 =56.5 =56.5
ａ.　垂直面支座反力

b. 水平面支座反力
　得，

N
(2)作弯矩图
a. 垂直面弯矩MY图
C点 ，
A点 ，
b. 水平面弯矩MZ图
C点左，
C点右, A 点
c. 合成弯矩图
C点左,
C点右,
A点,
（３） 作转矩T图

（４） 作计算弯矩图
该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按静应力考虑，
取α=0.3

（５） 校核轴的强度
由以上分析可见，C点弯矩值最大，而D点轴径最小，因此
该轴危险断面是C点和D点所在剖面。
查表13-1得查表13-3得。
C点轴径：
因为有一个键槽。该值小于原
dc=45.654mm<60mm ,故安全。
D点轴径
因为有一个键槽。该值小于原
设计该点处轴径42mm，故安全。

7滚动轴承的选择及校核计算
计算输出轴轴承
根据条件，轴承预计寿命
10×365×16=58400小时
（1）已知n2=288r/min
两轴承径向反力：FR1=FR2=8.709KN
初先两轴承为深沟球轴承6411型；
根据课本P191表（12-10）取f P=1.0；
（2）P1=fP*FR1 =8.709KN
∵深沟球轴承ε=3
根据手册得6207型的Cr=19800N
由课本P191（12-11）式得
LH=16670/n(ftCr/P)ε
=16670/1440×(1×100000/8709)3
=87611.3h>58400h
∴预期寿命足够

8键联接的选择及校核计算
1.输出轴与齿轮2联接用平键联接
轴径d4=60mm L4=52mm T=204 N·m
查手册选用A型平键,[σp]取125~150Mp;
键18×11 ， GB1096-79
l=L4-b=52-18=34mm h=11mm
据课本P157式（10-34）得
σp=4T/dhl=36.36Mpa<[σp]
故该键满足寿命要求；
2. 输出轴与小链轮联接用平键联接
轴径d1=42mm L1=47mm T=204 N·m
查手册选用A型平键,[σp]取125~150Mp;
键10× ， GB1096-79
l=L1-b=47-10=37mm h=7mm
据课本P157式（10-34）得
σp=4T/dhl=75.01Mpa<[σp]
故该键满足寿命要求；
参考文献（按标准格式撰写）
[1]机械设计基础课程设计：寇尊权 王多主编，北京：机械工业出版社， .3
[2]机械制图：大连理工大学主编
北京：高等教育出版社， .6
[3]机械设计基础： 范顺成主编
北京：机械工业出版社， .9
10结束语

F=3200N
V=1.7m/s
D=450mm

n滚筒=72.2r/min
η总=0.814
P工作=6.54KW

电动机型号
Y132M-4

i总=19.95
据手册得
I齿轮=5.0
I链=3.99

n1 =1440r/min
n2=288r/min n3=72.18r/min

P1=6.41KW
P2=6.16KW P3=5.61KW

T1=42510N·mm
T2=204260N·mm
T3=742250N·mm

42.5N•m

K＝1.3

=5.0

＝1

≥48.513( mm)

m=2

Z1 = 27

a=162mm
B1=62mm
B2=54mm

V=4.069m/s
齿轮等级为8级

=2.57
=1.60

=77.929MPa

=74.145MPa

58mm

P =6.28mm
2,5mm
2mm

49mm

d=55
=88mm
L=54mm
=10mm
D2 = 170(mm)
c=16 mm
=171(mm)
=41(mm)

i=3.99
Z1=21
Z2=68

Lp=70

KA=1；
KZ=1.11
Kpt=1

链号为12A
p=19.05

v=1.62m/s

a=215

F′=4769

d=42mm

d=42mm
L=47mm
d1=50mm
L1=47mm
d2=55mm
L2=47mm
d3=57mm
L3=49mm
d4=60mm
L4=52mm
d5=69mm
L5=5mm
d6=66mm
L6=11mm
d7=55mm
L7=31mm

Ft =1574.47N
Fr=573.06N
Fa=0

FQ=4348.24N

=-347.29N

=-8089.55N
=-4462.5N

51500N.mm

T=204260N.mm

43.48mm

=60mm

21.696mm

=42mm

轴承预计寿命
58400h
n2=288r/min
深沟球轴承6411型
f P=1.0
P1=8.709KN
P=1.0
ε=3
6207型Cr=19800N
LH=87611.3h

d4=60mm L4=52mm
T=204 N·m
[σp]=125~150Mp

l=34mm h=11mm
σp=36.36Mpa

d1=42mm L1=47mm
T=204 N·m

l= 37mm
h=7mm