机械设计课程设计计算说明书.docx

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机械设计课程设计计算说明书

设计题目：

V带—单级圆柱减速器

机电工程系10机械制造及自动化一班

设计者：

序号：

指导教师：

二○一一年十二月三十日

机械设计课程设计计算说明书

一、传动方案拟定……………………………………………2

二、电动机的选择……………………………………………2

三、计算总传动比及分配各级的传动比……………………3

四、运动参数及动力参数计算………………………………3

五、传动零件的设计计算……………………………………3

六、轴的设计计算……………………………………………7

七、滚动轴承的选择及校核计算……………………………10

八、键联接的选择及计算……….……………………………11

计算过程及计算说明

一、传动方案拟定

设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动

（1）工作条件：

使用年限10年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。

（2）原始数据：

滚筒圆周力F=1200N；带速V=1.9m/s；

滚筒直径D=460mm；滚筒长度L=500mm。

二、电动机选择

1、电动机类型的选择：

因为本传动的工作状况是：

载荷平稳，环境清洁所以选用常用的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：

（查课程设计手册第5页，表1-7）

η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒

=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96

=0.85

（2）电机所需的工作功率：

P工作=FV/（1000η总）

=1200×1.9/（1000×0.85）

=2.7KW

3、确定电动机转速：

计算滚筒工作转速：

n筒=60×1000V/（ΠD）

=60×1000×1.9/（π×500）

=72.61r/min

按课程设计手册P5表1-8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=3~6。

取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~24。

故电动机转速的可选范围为n’d=I’a×n筒=（6~24）×72.61=436~1743r/min

由课程设计手册P167表12-1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：

因此有三种传支比方案：

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=1000r/min 。

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Y132S-6。

其主要性能：

额定功率：

3KW，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传动比

1、总传动比：

i总=n电动/n筒=960/72.61=13.22

2、分配各级传动比

（1）据课程设计手册P5表1-8，取齿轮i齿轮=6（单级减速器i=3~6合理）

（2）∵i总=i齿轮×I带

∴i带=i总/i齿轮=13.22/6=2.203

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

n

=nI/i带=960/2.203=435.8（r/min）

n

=n

/i齿轮=435.8/6=72.6（r/min）

2、计算各轴的功率（KW）

P

=P工作=2.7KW

P

=P

×η带=2.7×0.96=2.592KW

P

=P

×η轴承×η齿轮=2.592×0.98×0.96

=2.439KW

3、计算各轴扭矩（N·mm）

T

=9.55×106P

/n

=9.55×106×2.7/960

=268593.8N·mm

T

=9.55×106P

/n

=9.55×106×2.592/435.8

=56800.3N·mm

T

=9.55×106P

/n

=9.55×106×2.439/72.61

=320832.6N·mm

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

由课本P64表7-10得：

kA=1.2

PC=KAP=1.2×3=3.9KW

由课本P65图7-11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7-11得，推荐的小带轮基准直径为：

80~100mm

则取dd1=100mm>dmin=80

dd2=n1/n2·dd1=960/435.8×100=220.3mm

由课本P54表7-4，取dd2=200mm

实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×100/200=480r/min

转速误差为：

（n2-n2’）/n2=（435.8-480）/435.8=-0.101<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P66式（7-21）得

1.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）

1.7（100+200）≤a0≤2×（100+200）

所以有：

210mm≤a0≤600mm，取a0=500mm

由课本P84式（5-15）得：

L0=2a0+1.57（dd1+dd2）+（dd2-dd1）/4a0

=2×500+1.57（100+200）+（200-100）2/4×500

=1476mm

根据课本P56表（7-2）取Ld=1400mm

根据课本P66式（7-23）得：

a≈a0+（Ld-L0）/2=500+（1400-1476）/2

=500-38

=462mm

（4）验算小带轮包角

α1=1800-（dd2-dd1）/a×600

=1800-（200-100）/462×600

=1800-130

=1670>1200（适用）

（5）确定带的根数

根据课本P63表（7-8）P0=0.97KW

根据课本P67表（7-11）△P0=0.11KW

根据课本P68表（7-13）Kα=0.96

根据课本P68表（7-14）KL=0.96

由课本P66式（7-26）得

Z=PC/P1=PC/[（P0+△P0）KαKL]

=3.9/[（0.97+0.11）×0.96×0.96]

=3.92

所以取4根。

（6）计算轴上压力

由课本P61表7-6查得q=0.1kg/m，由P69式（7-27）单根V带的初拉力：

F0=500PC/（ZV）×（2.5/Kα-1）+qV2

=[500×3.9/（4×5.03）×（2.5/0.96-1）+0.1×5.032]N

=158.01N

则作用在轴承的压力FQ，由课本P70式（7-28）

FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×158.01sin1670/2

=1256.7N

2、齿轮传动的设计计算

（1）选择齿轮材料及精度等级（查课本P99表8-8）

考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。

小齿轮选用45钢调质，齿面硬度为217~255HBS。

大齿轮选用45钢，正火，齿面硬度162~217HBS；根据课本P111表8-15选7级精度。

齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm

（2）按齿面接触疲劳强度设计

由课本P103式8-18，d1≥[2kT1（u+1）ZE2ZH2/（4du[σH]2）]1/3

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=i0=6

由课本P106表8-13取φd=0.9

（3）转矩T1

T1=9.55×106×P

/n

=9.55×106×2.592/435.8

=56800N·mm

（4）载荷系数k

由课本P101表8-17取k=1

（5）许用接触应力[σH]

[σH]=σHlimZNT/SH由课本P109图8-33（a）查得：

σHlimZ1=570MpaσHlimZ2=350Mpa

由课本P110式8-35计算应力循环次数NL

NL1=60n1rth=60×435.8×1×（16×365×10）

=1.53×109

NL2=NL1/i=1.53×109/6=2.55×108

由课本P135图6-34查曲线2得接触疲劳的寿命系数：

ZNT1=1ZNT2=1

由课本P108表8-14，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=1.0

课本P106式8-21a

[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=570×1/1.0Mpa

=570Mpa

[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=350×1/1.0Mpa

=350Mpa

由课本P108表8-11得ZE=189.8Mpa1/2，ZH=2.5。

故得：

d1≥[2kT1（u+1）ZEZH/（4du[σH]2）]1/3

=[2×1×56800×7×189.82×2.52/（0.9×6×3502）]1/3mm

=58.45mm

模数：

m=d1/Z1=58.45/20=2.92mm

根据课本P107表6-1取标准模数：

m=3mm

（6）校核齿根弯曲疲劳强度

根据课本P105（8-19a）式

σF=（2kT1/bm2Z1）YFaYSa≤[σH]

确定有关参数和系数

分度圆直径：

d1=mZ1=3×20mm=60mm

d2=mZ2=3×120mm=360mm

齿宽：

b=φdd1=0.9×60mm=54mm

取b=54mmb1=59mm

（7）齿形系数YFa和应力修正系数YSa

根据齿数Z1=20,Z2=120由表8-12相得

YFa1=2.80YSa1=1.55

YFa2=2.14YSa2=1.83

（8）许用弯曲应力[σF]

根据课本P106（8-21b）式：

[σF]=σFlimYSTYNT/SF

由课本P109图8-33（b）查得：

σFlim1=290MpaσFlim2=210Mpa

由图8-36查得：

YNT1=0.88YNT2=0.9

试验齿轮的应力修正系数YST=2

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=σFlim1YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa

=408.32Mpa

[σF]2=σFlim2YSTYNT2/SF=210×2×0.9/1.25Mpa

=302.4Mpa

将求得的各参数代入式（8-19a）

σF1=（2kT1/bm2Z1）YFa1YSa1

=（2×1×56800/54×32×20）×2.80×1.55Mpa

=50.7Mpa<[σF]1

σF2=（2kT1/bm2Z2）YFa1YSa1

=（2×1×56800/54×32×120）×2.14×1.83Mpa

=7.62Mpa<[σF]2

故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够

（9）计算齿轮传动的中心矩a

a=m/2（Z1+Z2）=3/2（20+120）=210mm

（10）计算齿轮的圆周速度V

V=πd1n

/（60×1000）=3.14×60×435.8/（60×1000）

=1.37m/s

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P158（11-2）式，并查表11-3，取A=115

d≥115（P/n）1/3=115（2.592/435.8）1/3mm=20.8mm

考虑有键槽，将直径增大5%，则

d=20.8×（1+5%）mm=21.9

∴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套筒定位，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

∵h=2cc=1.5mm（机械手册P442表14-4）

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

段长：

L2=（2+20+16+55）=93mm

段直径d=335mm

L3=L1-L=59-2=57mm

Ⅳ段直径d4

由手册得：

c=1.5h=2c=2×1.5=3mm

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=109mm

（3）按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径：

已知d1=60mm

②求转矩：

已知T

=59167N·mm

③求圆周力：

Ft

根据课本P122（8-37）式得

Ft=2T

/d1=56800/60=946.7N

④求径向力Fr

根据课本P122（8-37）式得

Fr=Ft·tanα=946.7×tan200=344.6N

⑤因为该轴两轴承对称，所以：

LA=LB=54.5mm

（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=172.3N

FAZ=FBZ=Ft/2=473.3N

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=172.3×109/2=9.4N·m

（3）绘制水平面弯矩图（如图c）

截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZL/2=473.3×109/2=25.8N·m

（4）绘制合弯矩图（如图d）

MC=（MC12+MC22）1/2=（9.42+25.82）1/2=27.5N·m

（5）绘制扭矩图（如图e）

转矩：

T=9.55×（P

/n

）×106=56.8N·m

（6）绘制当量弯矩图（如图f）（课本P159式11-4）

转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩：

Mec=[MC2+（αT）2]1/2

=[27.52+（1×56.8）2]1/2=63.11N·m

（7）校核危险截面C的强度

由课本P160式（11-6）

σe=Mec/（0.1d43）=63.11×1000/（0.1×363）

=13.53MPa<[σ-1]b=60MPa

∴该轴强度足够。

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P158式（11-2），表（11-3）取c=115

d≥c（P3/n3）1/3=115（2.439/72.6）1/3=37.1mm

取d=37mm

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7208c型角接球轴承，其内径为40mm，宽度为18mm。

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=360mm

②求转矩：

已知T3=321N·m

③求圆周力Ft：

根据课本P122（8-37）式得

Ft=2T3/d2=2×321×103/360=1783.3N

④求径向力Fr根据课本P122（8-37）式得

Fr=Ft·tanα=1783.3×0.36379=648.7N

⑤∵两轴承对称

∴LA=LB=54.5mm

（1）求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAX=FBY=Fr/2=648.7/2=324.35N

FAZ=FBZ=Ft/2=1783.3/2=891.65N

（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=324.35×54.5=17.7N·m

（3）截面C在水平面弯矩为

MC2=FAZL/2=891.65×54.5=48.59N·m

（4）计算合成弯矩

MC=（MC12+MC22）1/2

=（17.722+48.592）1/2

=51.72N·m

（5）计算当量弯矩：

根据课本P189式11-4得α=1

Mec=[MC2+（αT）2]1/2=[51.722+（1×321）2]1/2

=325.1N·m

（6）校核危险截面C的强度

由课本P160式（11-6）

σe=Mec/（0.1d3）=275.06/（0.1×473）

=31.3Mpa<[σ-1]b=60Mpa

∴此轴强度足够

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=56960小时

1、计算输入轴承

（1）已知nⅡ=435.8r/min

两轴承径向反力：

FR1=FR2=473.3N

初先两轴承为角接触球轴承7206AC型

根据课本P180得轴承内部轴向力

FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=298.2N

（2）∵FS1+Fa=FS2Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=298.2NFA2=FS2=298.2N

（3）求系数x、y

FA1/FR1=298.2N/473.3N=0.63

FA2/FR2=298.2N/473.3N=0.63

根据课本P178表（12-8）得e=0.68

FA1/FR1

y1=0y2=0

（4）计算当量载荷P1、P2

根据课本P177表（12-7）取fP=1.5

根据课本P177（12-2b）式得

P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×473.3+0）=710.0N

P2=fp（x2FR1+y2FA2）=1.5×（1×473.3+0）=710.0N

（5）轴承寿命计算

∵P1=P2故取P=710.0N

∵角接触球轴承ε=3

根据手册得7206AC型的Cr=23000N

由课本P176（12-1b）式得

LH=16670/n（ftCr/P）ε

=16670/435.8×（1×23000/710.0）3

=1300339h>56960h

∴预期寿命足够

2、计算输出轴承

（1）已知nⅢ=72.6r/min

Fa=0FR=FAZ=891.65N

试选7208AC型角接触球轴承

根据课本P179表（12-9）得FS=0.063FR,则

FS1=FS2=0.63FR=0.63×891.65=561.7N

（2）计算轴向载荷FA1、FA2

∵FS1+Fa=FS2Fa=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=561.7N

（3）求系数x、y

FA1/FR1=561.7/891.65=0.63

FA2/FR2=561.7/891.65=0.63

根据课本P178表（12-8）得：

e=0.68

∵FA1/FR1

y1=0

∵FA2/FR2

y2=0

（4）计算当量动载荷P1、P2

根据课本P177表（12-7）取fP=1.5

根据式（12-2b）得

P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×891.65）=1337.5N

P2=fP（x2FR2+y2FA2）=1.5×（1×891.65）=1337.5N

（5）计算轴承寿命LH

∵P1=P2故P=1337.5ε=3

根据手册P5047208AC型轴承Cr=36800N

根据课本P504表（11-10）得：

ft=1

根据课本P176（12-1d）式得

Lh=16670/n（ftCr/P）ε

=16670/72.6×（1×36800/1337.5）3

=4782567h>48720h

∴此轴承合格

八、键联接的选择及校核计算

轴径d1=22mm,L1=50mm

查课本P50表6-2得，选用A型平键，得：

键A6×6GB1096-03l=L1-b=50-8=42mm

T2=56.8N·mh=6mm

根据课本P51（6-3）式得

σp=4T2/dhl=4×56800/22×6×42

=41.0Mpa<[σR]（110Mpa）

2、输入轴与齿轮联接采用平键联接

轴径d3=37mmL3=50mmT=321N·m

查课本P50表6-2得，选A型平键

键,14×9GB1096-03

l=L3-b=48-10=38mmh=8mm

σp=4T/dhl=4×321000/37×9×40

=96.4Mpa<[σp]（110Mpa）

3、输出轴与齿轮2联接用平键联接

轴径d2=45mmL2=52mmT=321Nm

查课本P50表6-2得，选用A型平键

键16×10GB1096-03

l=L2-b=52-16=36mmh=10mm

据课本P243式（10-5）得

σp=4T/dhl=4×321000/52×10×36=68.59Mpa<[σp]

F=1200N

V=1.9m/s

D=460mm

L=500mm

n滚筒=72.61r/min

η总=0.85

P工作=2.7KW

电动机型号

Y132S-6

i总=13.22

据手册得

i齿轮=6

i带=2.203

nI=960r/min

n

=435.8r/min

n

=72.6r/min

P

=2.7KW

P

=2.592KW

P

=2.439KW

T

=268593.8N·mm

T

=56800.3N·mm

T

=320832.6N·mm

dd2=220.3mm

取标准值

dd2=200mm

n2’=480r/min

V=5.03m/s

210mm≤a0≤600mm

取a0=500

Ld=1400mm

a0=462mm

Z=4根

F0=158.01N

FQ=1256.7N

i齿=6

Z1=20

Z2=120

u=6

T1=56800N·mm

σHlimZ1=570Mpa

σHlimZ2=350Mpa

NL1=1.28×109

NL2=2.14×108

ZNT1=1

ZNT2=1

[σH]1=524.4Mpa

[σH]2=343Mpa

d1=58.45mm

m=3mm

d1=60mm

d2=360mm

b=54mm

b1=59mm

YFa1=2.80

YSa1=1.55

YFa2=2.14

YSa2=1.83

σFlim1