机械设计方案.doc

1、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.4四、运动参数及动力参数计算.5五、传动零件的设计计算.6六、轴的设计计算.12七、滚动轴承的选择及校核计算.19八、键联接的选择及计算.22设计题目：V 带单级圆柱减速器机电系机电工程班设计者：学 号：号指导教师：二年月日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） 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。（2） 原始数据：滚筒圆周力 F=1000N；带速 V=2.0m/s；滚筒直径 D=500mm；滚筒长度 L=500mm。二

2、、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： 总 = 带 2 轴承 齿轮 联轴器 滚筒=0.960.9820.970.990.96=0.85(2)电机所需的工作功率：P 工作 =FV/1000 总=10002/10000.8412=2.4KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n 筒 =601000V/D=6010002.0/50=76.43r/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 Ia=36。取 V 带传动比 I1=24，则总传动比理时范围为 Ia=624。F=1000NV=2.0m/

3、sD=500mmL=500mmn 滚筒 =76.4r/min 总 =0.8412P 工作 =2.4KW故电动机转速的可选范围为 nd=Ian 筒 =（624）76.43=4591834r/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：因此有三种传支比方案：如指导书 P15 页第一表。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

4、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伟动比1、总传动比：i 总 =n 电动 /n 筒 =960/76.4=12.572、分配各级伟动比（1） 据指导书 P7 表 1，取齿轮 i 齿轮 =6（单级减速器 i=36 合理）（2） i 总 =i 齿轮 I 带i 带 =i 总 /i 齿轮 =12.57/6=2.095四、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/minnII=nI/i 带 =960/2.095=458.2(r/min)nIII=nII/i 齿轮 =458.2/6=76.4(r

5、/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=P 工作 =2.4KWPII=PI 带 =2.40.96=2.304KWPIII=PII 轴承 齿轮 =2.3040.980.96=2.168KW3、 计算各轴扭矩（Nmm）TI=9.55106PI/nI=9.551062.4/960=23875NmmTII=9.55106PII/nII=9.551062.304/458.2=48020.9NmmTIII=9.55106PIII/nIII=9.551062.168/76.4=271000Nmm五、传动零件的设计计算电动机型号Y132S-6i 总 =12.57据手册得i 齿轮 =6i 带 =2.095n

6、I =960r/minnII=458.2r/minnIII=76.4r/minPI=2.4KWPII=2.304KWPIII=2.168KWTI=23875NmmTII=48020NmmTIII=271000Nmm1、 皮带轮传动的设计计算（1） 选择普通 V 带截型由课本 P83 表 5-9 得：k A=1.2PC=KAP=1.23=3.9KW由课本 P82 图 5-10 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 5-10 得，推荐的小带轮基准直径为75100mm则取 dd1=100mmdmin=75dd2=n1/n2dd1=960/458.2100=209.5m

7、m由课本 P74 表 5-4，取 dd2=200mm实际从动轮转速 n2=n1dd1/dd2=960100/200=480r/min转速误差为：n 2-n2/n2=458.2-480/458.2=-0.0481200（适用）（5）确定带的根数根据课本 P78 表（5-5）P 1=0.95KW根据课本 P79 表（5-6）P 1=0.11KW根据课本 P81 表（5-7）K=0.96根据课本 P81 表（5-8）K L=0.96dd2=209.5mm取标准值dd2=200mmn2=480r/minV=5.03m/s210mma0600mm取 a0=500Ld=1400mma0=462mm由课本

8、P83 式（5-12）得Z=PC/P=PC/(P1+P1)KKL=3.9/(0.95+0.11) 0.960.96=3.99(6)计算轴上压力由课本 P70 表 5-1 查得 q=0.1kg/m，由式（5-18）单根 V 带的初拉力：F0=500PC/ZV（ 2.5/K-1）+qV 2=5003.9/45.03(2.5/0.96-1)+0.15.032N=158.01N则作用在轴承的压力 FQ，由课本 P87 式（5-19）FQ=2ZF0sin1/2=24158.01sin167.6/2=1256.7N2、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

9、。小齿轮选用 40Cr 调质，齿面硬度为 240260HBS。大齿轮选用 45 钢，调质，齿面硬度 220HBS；根据课本 P139 表 6-12 选 7 级精度。齿面精糙度 Ra1.63.2m(2)按齿面接触疲劳强度设计由 d176.43(kT1(u+1)/duH2)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=620=120实际传动比 I0=120/2=60传动比误差：i-i 0/I=6-6/6=0%2.5% 可用齿数比：u=i 0=6由课本 P138 表 6-10 取 d=0.9(3)转矩 T1T1=9.55106P/n

10、1=9.551062.4/458.2=50021.8Nmm(4)载荷系数 k由课本 P128 表 6-7 取 k=1(5)许用接触应力 HH= HlimZNT/SH 由课本 P134 图 6-33 查得：HlimZ1=570Mpa HlimZ2=350Mpa由课本 P133 式 6-52 计算应力循环次数 NLNL1=60n1rth=60458.21(163658)=1.28109NL2=NL1/i=1.28109/6=2.14108由课本 P135 图 6-34 查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=0.92 ZNT2=0.98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=1.0Z

11、=4 根F0=158.01NFQ =1256.7Ni 齿 =6Z1=20Z2=120u=6T1=50021.8NmmHlimZ1=570MpaHlimZ2=350MpaNL1=1.28109NL2=2.14108ZNT1=0.92ZNT2=0.98H1=Hlim1ZNT1/SH=5700.92/1.0Mpa=524.4MpaH2=Hlim2ZNT2/SH=3500.98/1.0Mpa=343Mpa故得：d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3=76.43150021.8(6+1)/0.9634321/3mm=48.97mm模数：m=d 1/Z1=48.97/20=2.45mm根据课本

12、 P107 表 6-1 取标准模数： m=2.5mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度根据课本 P132（ 6-48）式F=(2kT1/bm2Z1)YFaYSaH确定有关参数和系数分度圆直径：d 1=mZ1=2.520mm=50mmd2=mZ2=2.5120mm=300mm齿宽：b= dd1=0.950mm=45mm取 b=45mm b1=50mm(7)齿形系数 YFa 和应力修正系数 YSa根据齿数 Z1=20,Z2=120 由表 6-9 相得YFa1=2.80 YSa1=1.55YFa2=2.14 YSa2=1.83(8)许用弯曲应力 F根据课本 P136（ 6-53）式：F= Flim YSTY

13、NT/SF由课本图 6-35C 查得：Flim1=290Mpa Flim2 =210Mpa由图 6-36 查得：Y NT1=0.88 YNT2=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F1=Flim1 YSTYNT1/SF=29020.88/1.25Mpa=408.32MpaF2=Flim2 YSTYNT2/SF =21020.9/1.25Mpa=302.4Mpa将求得的各参数代入式（6-49）F1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(2150021.8/452.5220) 2.801.55Mpa=77.2Mpa F1F2=

14、(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1=(2150021.8/452.52120) 2.141.83Mpa=11.6Mpa F2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩 aH1=524.4MpaH2=343Mpad1=48.97mmm=2.5mmd1=50mmd2=300mmb=45mmb1=50mmYFa1=2.80YSa1=1.55YFa2=2.14YSa2=1.83Flim1=290MpaFlim2 =210MpaYNT1=0.88YNT2=0.9YST=2SF=1.25F1=77.2MpaF2=11.6Mpaa=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm

15、(10)计算齿轮的圆周速度 VV=d1n1/601000=3.1450458.2/601000=1.2m/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 217255HBS根据课本 P235（ 10-2）式，并查表 10-2，取 c=115d115 (2.304/458.2)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=22mm2、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

16、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：d 1=22mm 长度取 L1=50mmh=2c c=1.5mmII 段:d 2=d1+2h=22+221.5=28mmd2=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）=93mmIII 段直径 d3=35mmL3=L1-L=50-2

17、=48mm段直径 d4=45mm由手册得：c=1.5 h=2c=21.5=3mmd4=d3+2h=35+23=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+32）=36mm因此将段设计成阶梯形，左段直径为 36mm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a =175mmV =1.2m/sd=22mmd1=22mmL1=50mmd2=28mmL2=93mmd3=35mmL3=48mmd4=41mmL4=2

18、0mmd5=30mmL=100mm求分度圆直径：已知 d1=50mm求转矩：已知 T2=50021.8Nmm求圆周力：Ft根据课本 P127（ 6-34）式得Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N求径向力 Fr根据课本 P127（ 6-35）式得Fr=Fttan=1000.436tan200=364.1N因为该轴两轴承对称，所以：L A=LB=50mm(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=182.05NFAZ=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

19、=FAyL/2=182.0550=9.1Nm(3)绘制水平面弯矩图（如图 c）截面 C 在水平面上弯矩为：Ft =1000.436NFr=364.1NFAY =182.05NFBY =182.05NFAZ =500.2NMC1=9.1NmMC2=25NmMC2=FAZL/2=500.250=25Nm(4)绘制合弯矩图（如图 d）MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6Nm(5)绘制扭矩图（如图 e）转矩：T=9.55（P 2/n2）10 6=48Nm(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，取 =1，截面 C 处的当量弯矩：Mec=

20、MC2+(T)21/2=26.62+(148)21/2=54.88Nm(7)校核危险截面 C 的强度由式（6-3）e=Mec/0.1d33=99.6/0.1413=14.5MPa -1b=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（217255HBS）根据课本 P235 页式（ 10-2） ，表（10-2）取 c=115dc(P3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm取 d=35mm2、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

21、，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求分度圆直径：已知 d2=300mm求转矩：已知 T3=271Nm求圆周力 Ft：根据课本 P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=2271103/300=1806.7N求径向力

22、Fr 根据课本 P127（ 6-35）式得Fr=Fttan=1806.70.36379=657.2N两轴承对称LA=LB=49mm(1)求支反力 FAX、F BY、F AZ、F BZMC =26.6NmT=48NmMec =99.6Nme =14.5MPa-1bd=35mmFt =1806.7NFAX=FBY =328.6NFAZ=FBZ =903.35NFAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6NFAZ=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=328.649=16.1Nm(3)截面 C

23、 在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=903.3549=44.26Nm(4)计算合成弯矩MC=（M C12+MC22） 1/2=（16.1 2+44.262）1/2=47.1Nm(5)计算当量弯矩：根据课本 P235 得 =1Mec=MC2+(T)21/2=47.12+(1271)21/2=275.06Nm(6)校核危险截面 C 的强度由式（10-3）e=Mec/（0.1d ）=275.06/(0.145 3)=1.36Mpa-1b=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163658=48720 小时1、计算输入轴承（1）已知 n =458.2r/min两

24、轴承径向反力：F R1=FR2=500.2N初先两轴承为角接触球轴承 7206AC 型根据课本 P265（ 11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则 FS1=FS2=0.63FR1=315.1N(2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取 1 端为压紧端FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N(3)求系数 x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根据课本 P263 表（ 11-8）得 e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR2e x2=1y1=0 y2=0(4)计算当量载荷 P1、P 2根据课本 P263 表（ 11-9）取 f P=1.5根据课本 P262（ 11-6）式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5(1500.2+0)=750.3NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5(1500.2+0)=750.3NMC1=16.1NmMC2=44.26NmMC =47.1NmMec =275.06Nme =1.36Mpa-1b轴承预计寿命 48720hFS1=FS2=315.1Nx1=1y1=0x2=1y2=0P1=750.3NP2=750.3N