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机械设计课程设计计算说明书

**(科学出版社出版的<机械设计基础课程设计>的作业ZDD-2)** 一、传动方案拟定. 二、电动机的选择

三、计算总传动比及分配各级的传动比 四、运动参数及动力参数计算 五、传动零件的设计计算 六、轴的设计计算

七、滚动轴承的选择及校核计算

设计题目：胶带输送机传动装置的设计 工程技术学院： 设计者： 指导教师： 年 月 日

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计算过程及计算说明 一、传动方案拟定 第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动 (1) (2) 工作条件：使用年限 8 年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清 洁。 原始数据：滚筒圆周力 F=900N;带速 V=2.5m/s; 滚筒直径 D=400mm;滚筒长度 L=600mm。 二、电动机选择 1、电动机类型的选择： Y 系列三相异步电动机 2、电动机功率选择： (1)传动装置的总功率： η 总=η 带×η2 2轴承

F=900N V=2.5m/s D=400mm L=600mm

n 滚筒=85.99r/min η 总=0.8412 P 工作=2.7KW

×η 齿轮×η 联轴器×η 滚筒

=0.96×0.98 ×0.97×0.99×0.96 =0.85 (2)电机所需的工作功率： P 工作=FV/1000η 总 =1000×2/1000×0.8412 =2.7KW

3、确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： n 筒=60×1000V/πD

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=60×1000×2.0/π×50 =76.43r/min 初定各级传动的传动比 i,由课本表 11-3 取 V 带传动的初定传动比 i=0.5,闭式齿轮的传动比 i=3 则 i= I’1.*I’2=2.5*3=7.5 计算所需电机的转速 n’d=I’× n 筒=7.5*85.98=645 4、确定电动机型号 根据电动机的额定功率 Ped>=Pd 及同步转速，以及工作情况查附表 11-1 选 定电动机型号为 Y132S-6。 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=960/85.99=11.16 2、分配各级传动比 (1) (2) 将 中 传 动 比 分 配 到 各 级 传 动 中 ， 使 满 足 i=i1*i2.. in 取齿轮 i 齿轮=6(单级减速器 i=3~6 合理) ∵i 总=i 齿轮×I 带 ∴i 带=i 总/i 齿轮=11.16/6=1.861 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 nII=nI/i 带=960/1.861=515.9(r/min) nIII=nII/i 齿轮=515.9/6=85.97(r/min) 2、 计算各轴的功率(KW) PI=P 工作=2.7KW PII=PI×η 带=2.7×0.96=2.304KW PIII=PII×η 轴承×η 齿轮=2.592×0.98×0.96 =2.438KW PI=2.7KW PII=2.592KW PIII=2.438KW nI =960r/min nII=515.9r/min nIII=85.97r/min i 总=11.16 据手册得 i 齿轮=6 i 带=1.861 电动机型号 其主要性能：额定功率：3KW,满载转速 960r/min,额定转矩 2.0。 Y132S-6

3、

计算各轴扭矩(N mm) TI=9.55×10 PI/nI=9.55×10 ×2.4/960 =23875N mm TII=9.55×10 PII/nII =9.55×106×2.592/458.2 =47986.1N mm TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.438/85.9 =270763N mm6 6 6

TI=23875N mm TII=47986.1N mm TIII=270763N mm

五、传动零件的设计计算 1、 皮

带轮传动的设计计算

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(1)

选择普通 V 带截型

由课本 P125 表 6-4 且每日两班制，所以得：kA=1.2 PC=KAP=1.2×3=3.6KW 由课本 P126 图 6-13 得：选用 A 型 V 带 (2) 确定带轮基准直径，并验算带速 由课本图 6-13 得，推荐的小带轮基准直径为 80~100mm 则取 dd1=100mm>dmin=80 dd2=n1/n2 dd1=960/458.2×100=209.5mm 由课本 P121 表 6-3,取 dd2=180mm 实际从动轮转速 n2’=n1dd1/dd2=960×100/180 =533r/min 转速误差为：n2-n2’/n2=515.9-533/515.9 =-0.033<0.05(允许) 带速 V:V=πdd1n1/60×1000 =π×100×960/60×1000 =5.03m/s 在 5~25m/s 范围内，带速合适。 (3) 确定带长和中心矩 根据课本 P127 式(6-15)得初选中心距 0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 0. 7(100+180)≤a0≤2×(100+180) 所以有：196mm≤a0≤560mm 由课本 P127 式(6-16)得： L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0 =2×500+1.57(100+180)+(180-100) /4×500 =1443mm 根据课本 P120 表(6-2)取 Ld=1400mm 根据课本 P127 式(6-17)得： a≈a0+Ld-L0/2=500+1400-1443/2 =500-21 =479mm (4)验算小带轮包角 α1=1800-dd2-dd1/a×57.30 =1800-180-100/479×57.30 =1800-9.50 =170.40>1200(适用) (5)确定带的根数 根据课本 P128 表(6-5)P1=0.97KW 根据课本 P129 表(6-6)△P1=0.10KW 根据课本 P129 表(6-7)Kα=0.98 根据课本 P120 表(6-2)KL=0.96 由课本 P129 式(6-20)得 Ld=1400mm a0=479mm2

dd2=186.1mm 取标准值 dd2=180mm n2’=533r/min V=5.03m/s

196mm≤a0≤560mm 取 a0=500

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Z=PC/P’=PC/(P1+△P1)KαKL =3.6/(0.97+0.1) ×0.96×0.96 =3.57 (6)计算轴上压力 由课本 P119 表 6-1 查得 q=0.1kg/m, (6-21) 由式 单根 V 带的初拉力： F0=500PC/ZV(2.5/Kα-1)+qV2 =[500×3.6/4×5.03×(2.5/0.98-1)+0.1×5.032]N =141.2N 则作用在轴承的压力 FQ,由课本 P87 式(5-19) FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×141.28sin170.4/2 =1126.3N FQ =1256.7N 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。小齿轮选用 40Cr 调质， 齿面硬度为 240~260HBS。大齿轮选用 45 钢，调质，齿面硬度 220HBS; 根据课本 P59 表 3-1 选 7 级精度。 (2)按齿面接触疲劳强度设计 由 d1≥[ZEZH/[σH] H) 2×kT1(i+1)/φdi[σH]2]1/3 由式(6-15) 确定有关参数如下：传动比 i 齿=6 取小齿轮齿数 Z1=20。则大齿轮齿数： Z2=iZ1=6×20=120 实际传动比 I0=120/20=6 传动比误差：i-i0/I=6-6/6=0%<2.5% 可用 齿数比：u=i=6 单级传动，齿轮相对轴承对称布置， 由课本 P75 表 3-7 取 模度系数φd=0.9 (3)转矩 T1 T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.4/515.9 =49980.6N mm (4)载荷系数工作平稳 取 k=1 (5)许用接触应力[σH] [σH]= 0.87HBS+380 由课本 P70 ,3-4 查得： [σH]1=524.4Mpa [σH]2= 343Mpa 故得： d1≥ [ZEZH/[σH] H) 2×kT1(i+1)/φdi[σH]2]1/3 =49.68mm 模数：m=d1/Z1=49.68/20=2.48mm 根据课本 P61 表 3-2 取标准模数：m=2.5mm d1=49.68mm m=2.5mm ZH=2.5 ZE=189.8(Mpa)

1/2

Z=4 根

F0=158.01N

i 齿=6 Z1=20 Z2=120 u=6 T1=49980.6N mm

[σH]1=524.4Mpa [σH]2=343Mpa

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(6)校核齿根弯曲疲劳强度 根据课本 P132(6-48)式 σFlim=0.7HBS+275 确定有关参数和系数 分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm d2=mZ2=2.5×120mm=300mm 齿宽：b=φdd1=0.9×50mm=45mm 取 b=45mm b1=50mm d1=50mm d2=300mm b=45mm b1=50mm

(7)许用弯曲应力[σF] [σF]= σFlim /SF σFlim1=290Mpa σFlim2 =210Mpa 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=σFlim1 Yns1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa =408.32Mpa [σF]2=σFlim2Yns2/SF =210×2×0.9/1.25Mpa =302.4Mpa 将求得的各参数代入式(6-49) σF1=(2kT1/bm2)Yfa1=77.2Mpa< [σF]1 σF2=σF1 Yns2/Yst1=11.6Mpa<[σF]2 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 (8)计算齿轮传动的中心矩 a a=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm (9)计算齿轮的圆周速度 V V=πd1n1/60×1000=3.14×50×515.9/60×1000 =1.3m/s σF1=77.2Mpa 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 根据课本 P157(7-2)式，并查表 7-4,取 c=115 d≥115 (2.592/515.9)1/3mm=19.7mm 考虑有键槽，将直径增大 5%,则 d=19.7×(1+5%)mm=20.69 ∴选 d=22mm 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)确定轴各段直径和长度 工段：d1=22mm 长度取 L1=50mm a =175mm V =1.3m/s σF2=11.6Mpa σFlim1=290Mpa σFlim2 =210Mpa YNS1=0.88 YNS2=0.9 SF=1.25

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∵h=2c

c=1.5mm

II 段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm ∴d2=28mm 初选用 7206c 型角接触球轴承，其内径为 30mm, 宽度为 16mm. 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。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 d3=35mm L3=L1-L=50-2=48mm Ⅳ段直径 d4=45mm 由手册得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm d1=22mm L1=50mm d2=28mm d4=d3+2h=35+2×3=41mm 长度与右面的套筒相同，即 L4=20mm 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 查取由手册得安装尺寸 h=3.该段直径应取： (30+3×2)=36mm 因此将Ⅳ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 (3)按弯矩复合强度计算 ①求分度圆直径：已知 d1=50mm ②求转矩：已知 T2=49980.6N mm ③求圆周力：Ft Ft=2T2/d2=50021.8/50=999.612N ④求径向力 Fr Fr=Ft tanα=999.612×tan20 =363.8N ⑤因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm d5=30mm (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=Fr/2=182.05N FAZ=FBZ=Ft/2=500.2N 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 MC1=FAyL/2=182.05×50=9.1N m Ft =1000.436N Fr=364.1N L=100mm0

d=22mm

L2=93mm d3=35mm L3=48mm

d4=41mm L4=20mm

(3)绘制水平面弯矩图(如图 c)

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FAY =182.05N FBY =182.05N FAZ =500.2N MC1=9.1N m

截面 C 在水平面上弯矩为： MC2=FAZL/2=500.2×50=25N m (4)绘制合弯矩图(如图 d) MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6N m (5)绘制扭矩图(如图 e) 转矩：T=9.55×(P2/n2)×106=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， α=1, 取 截面 C 处的当量弯矩： Mec=[MC2+(αT)2]1/2 =[26.62+(1×48)2]1/2=54.88N m (7)校核危险截面 C 的强度 由式(6-3) σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413 =14.5MPa< [σ-1]b=60MPa ∴该轴强度足够。 MC =26.6N m 输出轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用 45#调质钢，硬度(217~255HBS) 根据课本 P157 页式(7-2) ,表(7-4)取 c=115 d≥c(P3/n3)1/3=115(2.438/85.97)1/3=35.06mm 取 d=35mm Mec =99.6N m T=48N m MC2=25N m

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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 P127(6-34)式得 Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N ④求径向力 Fr 根据课本 P127(6-35)式得 Fr=Ft tanα=1806.7×0.36379=657.2N ⑤∵两轴承对称 ∴LA=LB=49mm (1)求支反力 FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N (2)由两边对称，书籍截 C 的弯矩也对称 截面 C 在垂直面弯矩为 MC1=FAYL/2=328.6×49=16.1N m (3)截面 C 在水平面弯矩为 MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N m (4)计算合成弯矩 MC=(MC12+MC22)1/2 =(16.12+44.262)1/2 =47.1N m (5)计算当量弯矩：根据课本 P235 得 α=1 Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[47.12+(1×271)2]1/2 =275.06N m (6)校核危险截面 C 的强度 由式(10-3) σe=Mec/(0.1d)=275.06/(0.1×453) =1.36Mpa<[σ-1]b=60Mpa ∴此轴强度足够 MC2=44.26N m MC1=16.1N m FAX=FBY =328.6N FAZ=FBZ =903.35N Ft =1806.7N d=35mm σe =14.5MPa <[σ-1]b

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 16×365×10=58400 小时

MC =47.1N m

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1、计算输入轴承 (1)已知 nⅡ=458.2r/min 两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N 初先两轴承为角接触球轴承 7206AC 型 根据课本 P185(8-9)得轴承内部轴向力 FS=0.63FR 则 FS1=FS2=0.63FR1=315.1N (2) ∵FS1+Fa=FS2 FA1=FS1=315.1N (3)求系数 x、y FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63 FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63 根据课本 P184 表(8-8)得 e=0.68 FA1/FR1<e y1=0 x1=1 FA2/FR2<e y2=0 x2=1 轴承预计寿命 58400h Fa=0 FA2=FS2=315.1N 故任意取一端为压紧端，现取 1 端为压紧端 σe =1.36Mpa <[σ-1]b Mec =275.06N m

(4)计算当量载荷 P1、P2 根据课本 P183 表(8-7)取 f P=1.5 根据课本 P183(8-8)式得 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3N (5)轴承寿命计算 ∵P1=P2 故取 P=750.3N ∵角接触球轴承 ε=3 7206AC 型的 Cr=23000N 由课本 P183(8-5c)式得 LH=16670/n(ftCr/P)ε =16670/515.9×(1×23000/750.3) =930760.5h>48720h ∴预期寿命足够3

FS1=FS2=315.1N

x1=1 y1=0 x2=1 y2=0 P1=750.3N P2=750.3N

2、计算输出轴承 (1)已知 nⅢ=76.4r/min Fa=0 FR=FAZ=903.35N 试选 7207AC 型角接触球轴承 根据课本 P185 表(8-9)得 FS=0.063FR,则 FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N (2)计算轴向载荷 FA1、FA2 ∵FS1+Fa=FS2 Fa=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：FA1=FA2=FS1=569.1N (3)求系数 x、y FA1/FR1=569.1/903.35=0.63 FA2/FR2=569.1/930.35=0.63 根据课本 P184 表(8-8)得：e=0.68

LH=1047500h ∴预期寿命足够

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∵FA1/FR1<e y1=0 ∵FA2/FR2<e y2=0

∴x1=1 ∴x2=1

FR =903.35N FS1=569.1N

(4)计算当量动载荷 P1、P2 根据表(8-7)取 fP=1.5 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×903.35)=1355N P2=fP(x2FR2+y2FA2)=1.5×(1×903.35)=1355N (5)计算轴承寿命 LH ∵P1=P2 故 P=1355 ε=3 7207AC 型轴承 Cr=30500N 根据课本 P183 表(8-6)得：ft=1 根据课本 P183 (8-5)式得 Lh=16670/n(ftCr/P) ε =16670/85.97×(1×30500/1355) =2212500.4h>48720h ∴此轴承合格 P1=1355N P2=1355N3

x1=1 y1=0 x2=1 y2=0

Lh =2488378.6h 故轴承合格

上传说明：本文档非东北大学学生所作,但作业题目要求和东北大学所使用课本中的作业题DDZ-6一样,故在此上传供东北大学的学弟学妹们学习参考。由于涉及版权问题,希望同学们不要侵权,自觉在学习参考过以后删除,并不做流通。版权及最终解释权归原作者所有。(已经擦出涉及个人隐私的部分)**(科学出版社出版的<机械设计基础课程设计>的作业ZDD-2)**

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由于涉及版权问题，希望同学们不要侵权，自觉在学习参考过以后删除，并不做流通。 版权及最终解释权归原作者所有。 （已经擦出涉及个人隐私的部分）

**(科学出版社出版的<机械设计基础课程设计>的作业ZDD-2)**