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1、机械设计课程设计计算说明书一、传动方案确定.2二、电动机选择.2三、计算总传动比及分配各级传动比.4四、运动参数及动力参数计算.5五、传动零件设计计算.6六、轴设计计算.12七、滚动轴承选择及校核计算.19八、键联接选择及计算.22设计题目：V带单级圆柱减速器机电系01机电工程班设计者：学 号：29号指导老师：二三年六月十四日计算过程及计算说明一、传动方案确定第三组：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、电动机选
2、择1、电动机类型选择： 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。故电动机转速可选范围为nd=Ian筒=（624）76.43=4591834r/min符合
3、这一范围同时转速有750、1000、和1500r/min。依据容量和转速，由相关手册查出有三种适用电动机型号：所以有三种传支比方案：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、确定电动机型号依据以上选择电动机类型，所需额定功率及同时转速，选定电动机型号为Y132S-6。其关键性能：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传动比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
4、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/min)2、 计算各轴功率（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
5、.55106PII/nII=9.551062.304/458.2 =48020.9NmmTIII=9.55106PIII/nIII=9.551062.168/76.4 =271000Nmm 五、传动零件设计计算1、 皮带轮传动设计计算（1） 选择一般V带截型由书本P83表5-9得：kA=1.2PC=KAP=1.23=3.9KW由书本P82图5-10得：选择A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由书本图5-10得，推荐小带轮基准直径为75100mm 则取dd1=100mmdmin=75 dd2=n1/n2dd1=960/458.2100=209.5mm由书本P74表5-4，取dd2=200
6、mm 实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=960100/200 =480r/min转速误差为：n2-n2/n2=458.2-480/458.2 =-0.0481200（适用）（5）确定带根数依据书本P78表（5-5）P1=0.95KW依据书本P79表（5-6）P1=0.11KW依据书本P81表（5-7）K=0.96依据书本P81表（5-8）KL=0.96 由书本P83式（5-12）得Z=PC/P=PC/(P1+P1)KKL =3.9/(0.95+0.11) 0.960.96 =3.99(6)计算轴上压力由书本P70表5-1查得q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V带初拉力：F0=500
7、PC/ZV（2.5/K-1）+qV2=5003.9/45.03(2.5/0.96-1)+0.15.032N =158.01N则作用在轴承压力FQ，由书本P87式（5-19）FQ=2ZF0sin1/2=24158.01sin167.6/2=1256.7N2、齿轮传动设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传输功率不在，所以齿轮采取软齿面。小齿轮选择40Cr调质，齿面硬度为240260HBS。大齿轮选择45钢，调质，齿面硬度220HBS；依据书本P139表6-12选7级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m (2)按齿面接触疲惫强度设计 由d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3
8、由式（6-15）确定相关参数以下：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-i0/I=6-6/6=0%2.5% 可用齿数比：u=i0=6由书本P138表6-10取d=0.9 (3)转矩T1T1=9.55106P/n1=9.551062.4/458.2 =50021.8Nmm (4)载荷系数k 由书本P128表6-7取k=1 (5)许用接触应力HH= HlimZNT/SH由书本P134图6-33查得：HlimZ1=570Mpa HlimZ2=350Mpa由书本P133式6-52计算应力循环次数NLNL1=6
9、0n1rth=60458.21(163658)=1.28109NL2=NL1/i=1.28109/6=2.14108由书本P135图6-34查得接触疲惫寿命系数：ZNT1=0.92 ZNT2=0.98通用齿轮和通常工业齿轮，按通常可靠度要求选择安全系数SH=1.0H1=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=d1/Z1=48.97/20=2.4
10、5mm依据书本P107表6-1取标准模数：m=2.5mm(6)校核齿根弯曲疲惫强度依据书本P132（6-48）式 F=(2kT1/bm2Z1)YFaYSaH确定相关参数和系数分度圆直径：d1=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依据齿数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依据书本P136（6-53）式：F= Flim YSTYNT/SF由书本图6-
11、35C查得：Flim1=290Mpa Flim2 =210Mpa由图6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9试验齿轮应力修正系数YST=2按通常可靠度选择安全系数SF=1.25 计算两轮许用弯曲应力F1=Flim1 YSTYNT1/SF=29020.88/1.25Mpa=408.32MpaF2=Flim2 YSTYNT2/SF =21020.9/1.25Mpa=302.4Mpa将求得各参数代入式（6-49）F1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(2150021.8/452.5220) 2.801.55Mpa=77.2Mpa F1F2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1
12、=(2150021.8/452.52120) 2.141.83Mpa=11.6Mpa F2故轮齿齿根弯曲疲惫强度足够 (9)计算齿轮传动中心矩aa=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm (10)计算齿轮圆周速度VV=d1n1/601000=3.1450458.2/601000=1.2m/s六、轴设计计算 输入轴设计计算1、按扭矩初算轴径选择45#调质，硬度217255HBS依据书本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=22
13、mm2、轴结构设计 （1）轴上零件定位，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，则采取过渡配合固定 （2）确定轴各段直径和长度工段：d1=22mm 长度取L1=50mmh=2c c=1.5mmII段:d2=d1+2h=22+221.5=28mmd2=28mm初选择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，经过密封盖轴段长应依据密封盖宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为
14、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=48mm段直径d4=45mm由手册得：c=1.5 h=2c=21.5=3mmd4=d3+2h=35+23=41mm长度和右面套筒相同，即L4=20mm但此段左面滚动轴承定位轴肩考虑，应便于轴承拆卸，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所以将段设计成阶梯形，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求分度圆直
15、径：已知d1=50mm求转矩：已知T2=50021.8Nmm求圆周力：Ft依据书本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N求径向力Fr依据书本P127（6-35）式得Fr=Fttan=1000.436tan200=364.1N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm (1)绘制轴受力简图（图a） （2）绘制垂直面弯矩图（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弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAyL/2=182.0550=9.1Nm (3)绘制水平面弯矩图（图c
16、）截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=500.250=25Nm (4)绘制合弯矩图（图d）MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6Nm (5)绘制扭矩图（图e）转矩：T=9.55（P2/n2）106=48Nm (6)绘制当量弯矩图（图f）转矩产生扭剪文治武功力按脉动循环改变，取=1，截面C处当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=26.62+(148)21/2=54.88Nm (7)校核危险截面C强度由式（6-3）e=Mec/0.1d33=99.6/0.1413=14.5MPa -1b=60MPa该轴强度足够。 输出轴设计计算1、按扭矩初算轴径选择4
17、5#调质钢，硬度（217255HBS）依据书本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、轴结构设计 （1）轴零件定位，固定和装配 单级减速器中，能够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，周向定位采取键和过渡配合，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
18、体内壁，轴承端面和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：依据书本P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=2271103/300=1806.7N求径向力Fr依据书本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、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6NFAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N (2
19、)由两边对称，书籍截C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在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=903.3549=44.26Nm (4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2 =（16.12+44.262）1/2 =47.1Nm (5)计算当量弯矩：依据书本P235得=1Mec=MC2+(T)21/2=47.12+(1271)21/2 =275.06Nm (6)校核危险截面C强度由式（10-3）e=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1453)=1.36Mpa-1b=60Mpa此轴强度足够七、滚动轴承选择及校核计算依据依据条
20、件，轴承估计寿命163658=48720小时1、计算输入轴承 （1）已知n=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型依据书本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依据书本P263表（11-8）得e=0.68FA1
21、/FR1e x1=1 FA2/FR248720h预期寿命足够2、计算输出轴承 (1)已知n=76.4r/min Fa=0 FR=FAZ=903.35N试选7207AC型角接触球轴承依据书本P265表（11-12）得FS=0.063FR,则FS1=FS2=0.63FR=0.63903.35=569.1N (2)计算轴向载荷FA1、FA2FS1+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、yFA1/FR1=569.1/903.35=0.63FA2/FR2=569.1/930.35=0.63依据书本P263表（
22、11-8）得：e=0.68FA1/FR1e x1=1 y1=0FA2/FR248720h此轴承合格八、键联接选择及校核计算轴径d1=22mm,L1=50mm查手册得，选择C型平键，得：键A 87 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mmT2=48Nm h=7mm依据书本P243（10-5）式得p=4T2/dhl=448000/22742 =29.68MpaR(110Mpa)2、输入轴和齿轮联接采取平键联接轴径d3=35mm L3=48mm T=271Nm查手册P51 选A型平键键108 GB1096-79l=L3-b=48-10=38mm h=8mmp=4T/dhl=4271000
23、/35838 =101.87Mpap(110Mpa)3、输出轴和齿轮2联接用平键联接轴径d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm查手册P51 选择A型平键键1610 GB1096-79l=L2-b=50-16=34mm h=10mm据书本P243式（10-5）得p=4T/dhl=46100/511034=60.3MpapF=1000NV=2.0m/sD=500mmL=500mmn滚筒=76.4r/min总=0.8412P工作=2.4KW电动机型号Y132S-6i总=12.57据手册得i齿轮=6i带=2.095nI =960r/minnII=458.2r/minnIII=76.4r/mi
24、nPI=2.4KWPII=2.304KWPIII=2.168KWTI=23875NmmTII=48020NmmTIII=271000Nmmdd2=209.5mm取标准值dd2=200mmn2=480r/minV=5.03m/s210mma0600mm取a0=500Ld=1400mma0=462mmZ=4根F0=158.01NFQ =1256.7Ni齿=6Z1=20Z2=120u=6T1=50021.8NmmHlimZ1=570MpaHlimZ2=350MpaNL1=1.28109NL2=2.14108ZNT1=0.92ZNT2=0.98H1=524.4MpaH2=343Mpad1=48.97m
25、mm=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 =175mmV =1.2m/sd=22mmd1=22mmL1=50mmd2=28mmL2=93mmd3=35mmL3=48mmd4=41mmL4=20mmd5=30mmL=100mmFt =1000.436NFr=364.1NFAY =182.05NFBY =182.05NFAZ =500.2NMC1=
26、9.1NmMC2=25NmMC =26.6NmT=48NmMec =99.6Nme =14.5MPa-1bd=35mmFt =1806.7NFAX=FBY =328.6NFAZ=FBZ =903.35NMC1=16.1NmMC2=44.26NmMC =47.1NmMec =275.06Nme =1.36Mpa-1b轴承估计寿命48720hFS1=FS2=315.1Nx1=1y1=0x2=1y2=0P1=750.3NP2=750.3NLH=1047500h预期寿命足够FR =903.35NFS1=569.1Nx1=1y1=0x2=1y2=0P1=1355NP2=1355NLh =2488378.6h故轴承合格A型平键87p=29.68MpaA型平键108p=101.87MpaA型平键1610p =60.3Mpa