# 机械设计基础课程设计(作业范例)

1．电动机类型选择

2．选择电动机容量 (1)计算工作机所需功率Pw

P w =

= 4000×1.2/1000×0.98 Kw ≈ 11Kw

η =ηb ηr 2ηg ηc = 0.95×0.992×0.97×0.98 = 0.894， 电动机所需功率为：

P 0 = η

w

P = 4.90/0.894 Kw ≈ 5.48 Kw 。

D

v

π100060?= 60×1.2×1000/3.14×400 r/min ≈ 57.30 r/min

n = in w = (4～12)×57.30 r/min = 230～688 r/min ，符合这一同步转速范围的有750 r/min 一种。根据同步转速查《机械设计、机械设计基础课程设计》 P212附表10-11确定电动机的型号为Y160M2—8，其满载转速n m = 970 r/min 。

i =w

m

n n = 720/57.30 r/min = 12.57 r/min

(2)分配各级传动比

i b

n Ⅰ = n m / i b = 720/3 r/min = 240 r/min n Ⅱ = n Ⅰ/i g = 240/4.19 r/min = 57.30 r/min n w = n Ⅱ = 57.30 r/min

(2)各轴的功率

P Ⅰ = P m ηb = 5.5×0.96 Kw = 5.28 Kw

P Ⅱ= P Ⅰηr ηg = 5.28×0.99×0.97 Kw = 5.07 Kw P W= P Ⅱηr ηc = 5.07×0.99×0.98 Kw = 13.28 Kw (3)各轴的转矩各轴的转矩 T 0 = 9550

n P = 9550×5.5/720 N ·m ≈ 73 N ·m

T 1 = 9550 1

1

n P = 9550×5.28/240 N ·m ≈ 210.1 N ·m

T 2 = 2

2

9550

n P = 9550×5.07/57.3 N ·m ≈ 845 N ·m T w = 9550 Pw/ n w = 9550×4.92/57.3 N ·m ≈ 820 N ·m (4)将计算的结果填入下表

5．电动机的草图

1. 确定计算功率

P C = K A P = 1.2×5.5 = 6.6 Kw

2. 确定V带型号

3. 确定带轮基准直径 (1)确定带轮基准直径

1000

601

1?n d d π = 3.14×140×720/60×1000m/s = 5.28 m/s

()()0

221210422a d d d d a L d d d d do -+++=π

= 1900.39 mm

2

L -L d0

d 0+

=a a = 500+(2000-1900.39)/2 mm = 549.81mm ， 取a= 550 mm ；

a min = a - 0.015Ld = 550 - 0.015×2000 mm = 520mm ； a max = a + 0.03Ld = 550 + 0.03×2000 mm = 610mm.

6. 验算小带轮包角：

οο3.571801

21?--

=a

d d d d α = 151.9°＞120°，符合要求。

7. 确定V 带根数Z

P 0 = 1.75Kw ，

Z = P c /[P 0]≥

L c

K K P P P α)(00?+ = 3.66,

8. 确定V 带初拉力F 0

F 0 = 500

2)15.2(qv K vZ P c +-α

N = 268.6 N 9. 作用在轴上的力F Q F Q = 2ZF 0sin

2

1

α= 2×4×268.6×sin151.9/2 N = 2084.5 N

10.带轮的结构尺寸及草图 B 型V 带：

）:0.17。 V 带轮：

B =(Z-1)e+2f(Z为齿模数) = 82mm。

1. 材料选择及热处理

2. 参数选择和几何尺寸计算

(1)齿数比

(2)齿宽系数

(3)载荷系数

3．确定许用应力

4．选择精度

d ≥

]3

2.09550000n

P

T ?τ[Z H Z E /[σH ]] ·[4KT 1/0.85φR (1-0.5φR )

2

μ]

= 104.05 mm

1000

601

1?n d d π = 3.14×104.05×240/60×1000 = 1.31m/s

(2)按齿根弯曲疲劳强度设计

m n ≥

]

[1)5.01(42

1

2

13

F R R F Z u Y KT σψψ+- = 3.54

= Z/cos δ,查《机械基础》P185表6-7，得： Y F1 = Y FS1 = 4.344, Y F2 = Y FS2 = 4.06； [σf1]=[σbb1]=510MPa,[σf2]=[σbb2]=304MPa ，

]

[11F F Y σ = 0.00852，]

[22F F Y σ = 0.01336,

]

[11F F Y σ＜

]

[22F F Y σ，故将

]

[22

F F Y σ代入计算。

(1)齿数比: μ = Z 2/Z 1 = 84/20 = 4.2 (2)分度圆锥角：

δ1 = arctan Z 1/Z 2 = 20/84 =13。

23’

32”

δ2 = arctan Z 2/Z 1 = 84/20 =76。

36’

27”

(3)分度圆直径：d 1 = m Z 1 = 3.75×20 = 75 mm

d 2 = m Z 2 = 3.75×84 = 315 mm

(4)齿顶圆直径：da 1 = d 1 + 2h a cos δ1 = 82.30 mm

da 2 = d 2 + 2h a cos δ2 = 316.74 mm

(齿顶高h a* =1,顶隙系数c * =0.2, h f =(h a* + c *)m =1.2m=4.5mm,

h a = h a* m =3.75mm)

(5)齿顶圆直径: df 1 = d 1 - 2h a cos δ1 = 66.25 mm

df 2 = d 2 - 2h a cos δ2 = 312.92 mm

(6)锥顶距： R=m/2

]

[1)5.01(421213

F R R F Z u Y KT σψψ+- (

Z

12+Z 22) = 161.90 mm (7)齿宽系数： φR = b/R = 0.28

(8)平均模数： m m = m(1-0.5φR ) = 3.22 mm (9)当量齿数： Z v1= Z 1 /cos δ1 = 20.56

Z v2= Z 2/cos δ2 = 362.66

(10)小锥齿齿轮传递的扭矩：

T 1 = 9550P 1/N 1 = 210.1 N ·m

7. 校核齿面接触疲劳强度

σH = Z H Z E

]

[1)

5.01(421213

F R R F Z u Y KT σψψ+-4KT 1/0.85φR (1-0.5φR ) 2 d 13μ

= 853.03Mpa ≤ [σH ]

8. 校核齿根弯曲疲劳强度

σbb = 4KT 1

Y FS

/0.85φR

(1-0.5φR

)

2

m 3z 12[15.01(42

1

213

F

R F Z u Y KT σψψ

+-(1+

μ2

) = 273.15＜[σbb ]

3

2.0/95000d n

P ≤[て](部分参数见下表)

1．按扭矩估算最小直径

(1)选择轴的材料及热处理，确定许用应力

n

P

A = 33.1mm 式中C 为考虑弯曲影响和材料确定的系数（查《机械基础》P268表12-5，取C=118

n

P A = 52.1mm 同理，考虑键槽的影响，并选取标准值d 2= 55mm

2. 轴的复合强度校核

(1)确定轴各段直径和长度

Φ

46 66 应符合轴径标准系列

○2左起第二段直径取58mm。根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，则取第二段的长度42mm。

○3左起第三段，该段装有滚动轴承，选用圆锥滚子轴承，取轴径60mm，长度为34mm。

○4左起第四段，对轴承起到轴肩定位作用,其直径大于第三段轴，取74mm。根据整体布局，长度取158mm。

○5左起第五段安装大圆锥齿轮，根据齿轮的孔径，此段的直径取66mm，长度取45mm。

○6左起第六段，为轴承安装段，根据轴承的尺寸，取轴径60mm。长度取36mm。

(2)确定轴上零件的定位和固定方式(如图)

(3)从动轴的强度校核

A. 作从动轴的受力简图(图a)

B. 做轴垂直面(Z)的受力简图，求支座反力，并作弯矩图(图b、c)

F r L2 – F AZ(L1 +L2)–F a(d2/2)= 0 F AZ = R V1 = 1718.5N

∑M A = 0

F BZ(L1 +L2)–F r L1–F a(d2/2)= 0 F BZ = R V2 = 593.7N

C点稍偏左处的弯矩为:

M C1 = M CZ1 = F AZ L1 = 80 N·m

C点稍偏右处的弯矩为:

M C2 = M CZ2 = F BZ L2 = 95 N·m

C. 作轴水平面(Y)的受力简图，求支座反力，并作弯矩图(图d)

F t L2 – F Ay(L1 +L2) = 0 F Ay = R H1 = 5052.3N

∑M A = 0

F By(L1 +L2)– F t L1 = 0 F By = R H2 = 1477.6N

C点稍偏左处的弯矩为

M CY1 = F AY L1 = 235 N·m

C点稍偏右处的弯矩为

M CY2 = F BY L 1 = 235 N ·m D. 作轴的合成弯矩(图e) C 点稍偏左处的合成弯矩为

M 1 =221T

C M M +221T C M M +2cy1 = 248 N ·m C 点稍偏右处的合成弯矩为

M 2 =21C M M +2221T

C M 2cy2 = 153 N ·m E. 作轴的扭矩图(图f)

T 1 = 2

2

9550

n P = 845 N ·m F. 作出轴的当量弯矩图(图g)

[σ-1]b = 60MPa,[ σ0]b = 103MPa,则α = [σ-1]b / [ σ0]b = 0.583 最大当量在C 点处，当量弯矩：M e =

221T

C M M +2

+(αT) 2

,可求出：

C 截面左侧：M ec1 = 2

21T

C M M +12

+ (αT) 2

= 552 N ·m C 截面右侧：M ec2 =

221T

C M M +22

+ (αT) 2

= 554 N ·m C 截面,只有扭矩：M e =

221T C M M +2

+(αT) 2

= αT = 493 N ·m

G ．按当量弯矩计算轴的直径(图h)

d c ≥

3

]

[

1)

5.01(421

213

F

R

R F Z u Y KT σψψ+-M eC /0.1[σ-1]bb = 45.19mm

d d ≥

3

]

[1)

5.01(421

213

F

R

R F Z u Y KT σψψ+-M eD /0.1[σ-1]bb = 43.47mm 考虑键槽的影响，轴径加大5%: d D = 43.47×1.05 = 45.64mm 结构设计时，此处直径为56mm,安全。

a

F F ≤e 时，P r =F r ；当

r

a

F F ＞e 时，P r =0.4F r +YF a ,Y=1.7。轴承基本额定动载荷C r =102KN ，由于减速器为两班制工作，预期使用3年,其寿命:

L h = 8×3×300h=7200h(每年按300工作日计算)。 (1)绘制轴承计算简图

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