机械设计基础课程设计Word文档下载推荐.docx
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一、设计题目
其中
二、电动机选择
解：
（1）选择电动机类型
按已知的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电机。
（2）选择电动机功率
工作机所需的电动机输出功率为
Pd=Pw/η
Pw=Fv/1000·
ηw
所以
Pd=Fv/1000·
ηw·
η
由电动机至工作机之间的中效率（包括工作机效率）为
η·
ηw=η₁²
·
η₂·
η₃³
η₄³
其中η₁、η₂、η₃、η₄分别为联轴器、带传动、齿轮传动的轴承、齿轮传动。
取η₁=0.97、η₂=0.96、η₃=0.99、η₄=0.97，则
ηw≈0.80
Pd=1.5kW
（3）确定电机转速
卷筒轴的工作转速为
ηw=60×
1000v/πD
=114.6r／min
按推荐的合理传动比范围，取V带传动的传动比i₁′=2～4，单机齿轮传动比i₂′=3～5，则合理总传动比的范围为i′=6～20，故电动机可选的范围为nd′=i′·
nw=（78.90～2292.99）r／min
符合这一范围的同步转速有940r／min，1400r／min，再根据计算出的容量，由附录8附表8.1查出有两种适用的电机型号，其技术参数见下表
结果
η₁=0.97、
η₂=0.96、
η₃=0.99、
η₄=0.97
Pd=1.5kW
ηw=114.6r／min
nd′=
（78.90～2292.99）r／min
nm=940r／min
附录8
附表8.2
i=8.2
i齿轮=2.7
nm为电动机满载转速
nⅠ、nⅡ分别为轴Ⅰ、Ⅱ的转速
i0为传动比
nⅠ=313.33r／min
nⅡ=114.6r／min
PⅠ=1.34kW
pⅡ=1.29kW
Td=15.24N·
m
TⅠ=40.88N·
TⅡ=106.0N·
m
Pc=2.4kW
dd1=110mm
dd2=270mm
i=2.5
n2=376r／min
v=5.4m／s
a0=500mm
L0=1609.4mm
Ld=1600mm
a=495mm
amin=471mm
amax=543mm
α1=161.48°
P0=1.14kW
△P0=0.30kW
KL=0.99
Kα=0.96
z=2
F0=178.24N
FQ=677.31N
K=1.1
σHlim1=560MPaσHlim2=530MPa
b2=65mm
a=156.25mm
YF1=2.65
YF2=2.18
YS1=1.59
YS2=1.80
YNT1=YNT2=1
σF1=162MPa
σF1=146MPa
v=3.13m／s
d=15mm
C=118
d=25mm
d2=30mm
d3=35mm
d4=40mm
d5=45mm
L2=60
D=72mm
B=17mm
C=25.5KN
CO=15.2KN
L3=35mm
L4=73mm
d5=13mm.
σb=650Mpa
σs=360Mpa
[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa
[σ-1]bb=60Mpa
d2=20mm
d3=25mm
d4=30mm
d5=35mm
d6=35mm
L1=30mm
D=52mm
B=15mm
C=14.0KN
CO=7.88KN
L3=30mm
L4=78mm
L5=12mm
电动机型号
额定功率／kW
满载转速／（r／min）
堵转转矩
最大转矩
额定转矩
Y100L-6
940
2.0
Y90L-4
1400
2.2
综合考虑选择Y100L-6的比较合适。
所选的电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如下图及表显示
中心高H
外形尺寸
L（AC/2+AD）×
HD
底脚安装尺寸A×
B
地脚螺栓孔直径D
轴伸直径
D×
E
装键部位尺寸F×
GD
100
380×
（205／2+80）
160×
140
12
28×
60
8×
41
三、计算总传动比及分配各级的传动比
由选定电动机的满载转速nm和工作机主动轴的转速nw，可得传动装置的总传动比为
i=nm／nw
=940／114.6
=8.2
由机械P257表13.5的V带传动比2～4得
i齿轮=8.2／3=2.7
i0=8.2／2.7=3
四、运动参数及动力参数计算
1、各轴的转速
nm=940r／min
nⅠ=nm／i0=940／3=313.33r／min
nⅡ=nⅠ／i1=nm／i0·
i1=940／8.2=114.6r／min
2、各軸的输出功率
PⅠ=Pd·
η=1.5×
0.97×
0.96×
0.99×
0.97=1.34kW
pⅡ=pⅠ·
η=1.34×
0.97=1.29kW
3、各軸的输出转矩
由式（2.17）计算电动机的输出转矩Td
Td=9550×
Pd／nm=9550×
1.5／940=15.24N·
由式（2.14）～（2.16）得
TⅠ=Td·
i0·
η=15.24×
3×
0.97=40.88N·
TⅡ=TⅠ·
i1·
η=40.88×
2.7×
0.97=106.0N·
m
参数
轴名
电动机轴
Ⅰ轴
Ⅱ轴
转速n／（r／min）
输入功率P／kW
输入转矩T（N·
m）
15.24
313.33
1.34
40.88
114.6
1.29
106.0
传动比i
效率η
3
0.89
2.7
0.85
五、传动零件的设计计算
1、确定计算功率
Pc=KAP
由课本上P130表8.21可以得到KA的值为1.6
Pc=1.6×
1.5=2.4kW
2、选择V带的型号
由课本P131图8.12和P124表8.9得选择V带的型号应该为A型。
3、确定带轮基准直径dd1、dd2
根据课本表8.6和图8.12选取dd1=110mm＞dmin=75m
大带轮基准直径为
dd2=n1／n2d1=940／313.33×
90=270mm
由表8.3选取标准值dd2=270mm实际传动比i、从动轮的实际转速分别为
i=dd2／dd1=270／90=2.5
n2=n1／i=940／2.5=376r／min
4、验算带速v
V=πdd1n1／60×
1000=5.4m／s
带速在5～25m／s范围内
5、确定带的基准长度Ld和实际中心距
由0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）可以确定中心距a0
初定a0=500mm
L0=2a0+π／2×
（dd1+dd2）+（dd2-dd1）²
／4a0
=1609.4mm
由表8.4（课本）选取基准长度Ld=1600mm
由式
a≈a0+（Ld-L0）／2
=495mm
中心距a的变化范围为
amin=a-0.015Ld
=471mm
amax=a+0.03Ld
=543mm
6、检验小带轮包角α1
α1=180°
-（dd2-dd1）／a×
57.3°
=161.48°
＞120°
7、确定V带的根数z
由式（8.18）课本得
z≥Pc／[P0]=Pc／（P0+△P0）KaKL
根据dd1=110mm、nⅠ=940r／min查表8.9（课本），得
由式（8.11）课本的功率的增量△P0为
△P0=Kbn1（1-1／Ki）
由表（8.18）课本查得Kb=2.6494×
10-3根据i=2.5查课本表（8.19）得Ki=1.1373；
则
查课本表8.4得带长度修正系数KL=0.99由图8.11得包角系数Kα=0.96,得普通V带根数
z=1.75
圆整得z=2
8、初拉力F0及带轮上的压力FQ
由表8.6查的A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，由式8.19单根V带的初拉力：
由式8.20可得作用在轴上的压力FQ
9、齿轮传动的设计计算
（1）TⅠ=40.88N·
（2）载荷系数K
查表的10.11（课本）取K=1.1
（3）齿数z1和齿宽系数ψd
小齿轮的齿数取25，则大齿轮的齿数z2=100。
因单级齿轮齿轮对称布置，取ψd=1（表10.20）课本
（4）许用接触应力[σH]
由图10.24查得
σHlim1=560MPa，σHlim2=530MPa
由表10.3取标准模数m=2.5mm
（5）计算尺寸
d1=62.5mm
d2=250mm
b=62.5mm
取整b2=65mm
b1=b2+5=70mm
（6）按齿根弯曲疲劳强度校核
查表10.13得YF1=2.65，YF2=2.18
查表10.14得YS1=1.59，YS2=1.80
由图10.25查的σFlim1=210MPa，σFlim2=190MPa
由表10.10查得YNT1=YNT2=1
[σF]1=162MPa
[σF]2=146MPa
故
（7）验算齿轮的圆周速度v
六、轴的设计
（1）选择轴的材料，确定许用应力
由已知条件，故选择45钢并经过正火处理。
由表14.7查的（课本）
（2）按扭转强度估算轴径
根据表14.1得C=107～118。
d≥（107～118）³
1.5／313≈8.2～9.5mm
考虑到最小直径要安装在联轴器上，故直径加大3％～5％，取
为13.6～16.5mm。
考虑键槽的影响以系列标准，取d=15mm
（3）按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，
从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：
d≥C（P/N）1/3
查课本p265表14.1，45钢取C=118
则d≥（107~118）×
（1.5/114.6）1/3mm=24.5~26.96mm
考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=25mm
轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。
（4）联轴器的选择
可采用弹性柱销联轴器，查指导书p147附表9可得联轴器的型号为Hj6联轴器：
25×
44GBT3852-1997
（5）确定各段轴的直径
将估算轴d=25mm作为外伸端直径d1与联轴器相配，
考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=30mm
齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=35mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=40mm。
齿轮左端用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5=45mm
满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=35mm.
Ⅰ段：
d1=25mm长度取L1=40mm
II段:
d2=30mm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60mmL2=60
III段直径d3=35mm
由初选的深沟球轴承的型号为:
62107,
查P153[1]表9可知:
d=35mm,外径D=72mm,宽度B=17mm,基本额定动载荷C=25.5KN,基本静载荷CO=15.2KN,
查[2]表可知极限转速11000r/min。
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15mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度。
Ⅳ段直径d4=40mm
安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,L4=73mm
Ⅴ段直径d5=45mm.L5=13mm.
㈡主动轴的设计
1、选择轴的材料确定许用应力
选轴的材料为45号钢，调质处理。
查[2]表13-1可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭转强度估算轴的最小直径
dC≥（P/N）1/3
查课本p265表14.1可得，45钢取C=118
d≥（107~118）×
（1.25/408.70）1/3mm=15.5~17.1mm
3、确定各段轴的直径
将估算轴d=15mm作为外伸端，
，取第二段直径为d2=20mm
齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=25mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=30mm。
齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5=35mm
d1=15mm长度取L1=30mm
d2=20mm该段长为60mmL2=60
III段直径d3=25mm
6205,
d=25mm,外径D=52mm,宽度B=15mm,基本额定动载荷C=14.0KN,基本静载荷CO=7.88KN,
查[2]表可知极限转速16000r/min。
Ⅳ段直径d4=30mm
安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,L4=78mm
Ⅴ段直径d5=35mm.L5=12mm.
㈣确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置
在齿轮两边。
齿轮靠轴环和套筒实现轴向定位和固定
，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴
承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通
过两端轴承盖实现轴向定位。
㈤键联接的选择及校核计算
1．根据轴径的尺寸，由课本表14.8键：
宽×
高×
长
高速轴（主动轴）与V带轮联接的键为：
键5×
5×
20GB1096-79
大齿轮与轴连接的键为：
键14×
45×
GB1096-79
轴与联轴器的键为：
键10×
40×
2．键的强度校核
大齿轮与轴上的键：
键14×
45GB1096-79
b×
h=14×
9,L=45,
Ls=L-b=31mm
圆周力：
Fr=2TII/d=2×
198580/50=7943.2N
挤压强度：
=56.93<
125~150MPa=[σp]
因此挤压强度足够
剪切强度：
=36.60<
120MPa=[]
因此剪切强度足够
键8×
36GB1096-79和键10×
40GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。
㈥确定轴上圆角尺寸
参考课本表，取轴端倒角为2×
45°
。
㈦按弯矩合成应力校核轴的强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。
根据课本式（15-5）及上图的数据，以及轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，轴的计算应力
σca1=[M12+（αT1）2]1/2/W=[81263.382+（0.6×
28040）2]1/2/（1×
843）
=0.14MPa
σca2=[M12+（αT2）2]1/2/W=[76462.382+（0.6×
104435）2]1/2/33656.9MPa
前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由课本表15-1查得[σ-1]=60MPa。
因此σca1＜σca2＜[σ-1]，故安全。
七、滚动轴承的选择及校核计算
根据条件，轴承预计寿命
16×
360×
10=576000h
1、计算输入轴承
（1）已知nⅠ=313.33r／minnⅡ=114.6r／min
（2）计算当量载荷P1、P2
根据课本P293表15.12取fP=1.5
根据课本P292（15.1）式得
PI=fPxFr1=1.5×
（1×
1039）=1558.5N
P
=fPxFr2=1.5×
977.5）=1466.25N
（3）轴承寿命计算
∵深沟球轴承ε=3
Lh=106C3/（60nP3）
Lh1=106C3/（60nP13）=106×
[44.8×
106]3/[60×
320×
（1.5×
1558.5）3]
=3.67×
1014h>
57600h
Lh2=106C3/（60nP23）=106×
70.8×
1466.25）3]
=1.99×
1015h>
∴预期寿命足够
八、键联接的选择及校核计算
由课本式（6-1）
σp=2T×
103/（kld）
确定上式中各系数
T
=28040N·
=104435N·
k1=0.5h1=0.5×
12mm=6mm
k2=0.5h2=0.5×
8mm=4mm
l1=L1-b1=63mm-12mm=51mm
l2=L2-b2=50mm-12mm=38mm
d1=70mm
d2=38mm
σp1=2T
×
103/（k1l1d1）=2×
28.04×
103/（6×
51×
70）
=2.61MPa
σp2=2T
103/（k2l2d2）=2×
104.43×
103/（4×
38×
38）
=36.16MPa
由课本[σp]=100-120
σp1≤[σp]σp2≤[σp]满足要求
九、箱体设计
（1）窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。
润滑油也由此注入机体内。
窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。
（2）放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。
（3）油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。
油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。
（4）通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。
所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。
（5）启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。
为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。
在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。
对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。
（6）定位销：
为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。
如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。
（7）调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。
有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。
（8）环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。
（9）密封装置：
在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。
密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。
箱体结构尺寸选择如下表：
名称
符号
尺寸（mm）
机座壁厚
δ
9
机盖壁厚
δ1
机座凸缘厚度
b
13
机盖凸缘厚度
b1
机座底凸缘厚度
b2
22
地脚螺钉直径
df
地脚螺钉数目
n
4
轴承旁联结螺栓直径
d1
16
机盖与机座联接螺栓直径
d2
联轴器螺栓d2的间距
l
150
轴承端盖螺钉直径
d3
11
窥视孔盖螺钉直径
d4
6
定位销直径
d
8
df，d1,d2至外机壁距离
C1
26,22,16
df，d2至凸缘边缘距离
C2
24
轴承旁凸台半径
R1
凸台高度
h
根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准
外机壁至轴承座端面距离
l1
大齿轮顶圆与内机壁距离
△1
齿轮端面与内机壁距离
△2
机盖、机座肋厚
m1,m
7，7
轴承端盖外径
D2
160，160
轴承端盖凸缘厚度
t
轴承旁联接螺栓距离
s
尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D2
十、润滑方式及密封装置的选择
1．密封
由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。
毛毡
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