机械设计课程设计说明书

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1、精品资料推荐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带一一单级圆柱减速器机电系01机电工程班设计者：学号：29号指导教师：二OO三年六月十四日7计算过程及计算说明一、传动方案拟7E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F=1000N作制，载荷平稳，环境清洁。V=2.0m/s(2)原始数据：滚筒圆周力 F=1000N ;带速D=500m

2、mV=2.0m/s ；L=500mm滚筒直径D=500mm ；滚筒长度L=500mm。二、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：n滚筒=76.4r/minn 总=0.8412n总=n带Xn轴承齿轮联轴器滚筒P 工作=2.4KW(1 )传动装置的总功率:=0.96X 0.982 X 0.97X 0.99X 0.96=0.85（2）电机所需的工作功率：P 工作=FV/1000 n 总=1000X 2/1000X 0.8412RrXx3、确定电动机转速:计算滚筒工作转速:n 筒=60X 1000V/ n D=60X 1000X2.0/nX 50=76.43r/mi

3、n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 =36。取V带传动比I -1=2-4，则总传动比理时范围为Ia=624。故电动机转速的可选范围为n=l xn 筒=(624)X 76.43=459 1834r/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、确定电动机型号电动机型号Y132S-6根据以上选用的电动机类型，所需

4、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：=门电动/n筒=960/76.4=12.572、分配各级伟动比i 总=12.57据手册得i齿轮=6i 带=2.095(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 ) T i总=1齿轮x I带-i 带=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 ）精品资料推荐ni=960r/mi nnii=458.2r/minn山2、计算各轴

5、的功率(KW)=76.4r/minni=n 电机=960r/minnh= ni/i 带=960/2.095=458.2(r7min)n J|=nii/i 齿轮=458.2/6=76.4(r/min)11Pi=P 工作=2.4KWPi=2.4KWPn=2.304KWPii=Pix n 带=2.4 x 0.96=2.304KWPm =Pii x n 轴承 x n 齿轮=2.304x 0.98x 0.96=2.168KW3、计算各轴扭矩(N mm)Ti=9.55 x 106Pi/ni=9.55 x 106x 2.4/960=23875N mmTi=23875N mmTn=48020N mmTiii=

6、271000N mmTii=9.55x 106Pii/nii=9.55 x IO6x 2.304/458.2=48020.9N mmTiii =9.55 x 106Pm /nm =9.55 x 106x 2.168/76.4=271000N 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dd2=209.5mm取标准值dd2=200mm自=480r/mi nV=5.03m/s210mm w aodmin=75dd2=ni/n2 ddi=960/458.2x 100=209.5mm 由课本P74表5-4,取dd2=200mm实际从动轮转速021 =mldi/dd2=960

7、x 100/200=480r/mi n转速误差为：ri2-n2 /=458.2-480/458.2二 0.048Vo.05(允许)带速 V ： V=nddin/60x1000=n x 100x960/60x 1000=5.03m/s在525m/s范围内，带速合适。(3)确定带长和中心矩根据课本84式(5-14 )得0. 7(ddi+dd2) a0W 2(dd什 dd2)精品资料推荐1精品资料推荐由课本P83式（5-12）得1Z=4根Fo=158.01 NFq=1256.7NZ=Pc/P 9 =P(B+A Pi)K a Kl=3.9/(0.95+0.11) x0.96x0.96=3.99(6)计

8、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：Fo=5OOPc/ZV (2.5/K a -1) +qV2=500 x 3.9/4 x 5.03x (2.5/0.96-1 )+0.1 x 5.032N=158.01N则作用在轴承的压力Fq,由课本P87式(5-19)Fo=2ZFoSin a i/2=2 x4x 158.01 sin 167.6/2=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，所以齿轮米用软齿面。小齿轮选用 40Cr调质，齿面硬度为240s260HBs。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBs

9、 ;根据课本P139表6-12选7级精度。齿面精糙度Raw 1.6-3.2 R m母缶而球祉病圣阴直咨在i齿=6乙=20Z2=120由式(6-15)确定有关参数如下：传动比i囱=6取小齿轮齿数Zi=20。则大齿轮齿数：Z2=iZi=6x 20=120实际传动比lo=120/2=60传动比误差：i-i。/1=6-6/6=0%76.43(kTi(u+1)/ 皿彷 h2)1/3=76.431 x50021.8x (6+1 )/0.9 x6x 34321/3mm=48.97mm模数：m=di/Zi=48.97/20=2.45mm根据课本P107表6-1取标准模数：m=2.5mm(6)校核齿根弯曲疲劳强

10、度根据课本P132 (6-48)式(T F=(2kT / bm2Zl) YFaYsaW (T hdi=50mmd2=300mmb=45mmbi=50mm确定有关参数和系数分度圆直径：di=mZ 1=2.5 x 20mm=50mm d2=mZ2=2.5 x 120mm=300mm齿宽:b= ddi=0.9x 50mm=45mmYFa1=2.80Ysa1 = 1.55YFa2=2.14Ysa2=1.83(8)许用弯曲应力(tf根据课本P136 (6-53)式：T f= T Flim YstYnt/Sf由课本图6-35C查得：T Fiimi=290Mpa T Fiim2 =21 OMpa由图 6-3

11、6 查得：Ynti=0.88Ynt2=0.9试验齿轮的应力修正系数Y st=2按般可靠度选取安全系数Sf=1.25计算两轮的许用弯曲应力T f 1= T Fiimi YstYnt Sf=290x 2x 0.88/1.25Mpa =408.32MpaT f2= T Fiim2 YstYnt2/Sf =210 x 2 x 0.9/1.25Mpa=302.4Mpa将求得的各参数代入式(6-49)T Fi=(2kTi/bm2ZYFai Ysai=(2x 1x50021.8/45x2.52x20) x2.80x 1.55Mpa=77.2Mpa T fiT F2=(2kT bm2Z2)YFa1 Ysa1=

12、(2x 1x 50021.8/45x 2.52x 120) x 2.14x 1.83MpaYFa1=2.80Y Sal = 1.55YFa2=2.14Ysa2=1.83T Fiimi =290MpaT Flim2 =21 OMpaY nt1 =0.88Y nt2=0.9Yst=2Sf=1.25TFi=77.2MpaTf2=1 1.6Mpa=11.6Mpa 115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm考虑有键槽，将直径增大5%,则d=19.7x(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

13、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，则采用过渡配合固定(2)确定轴各段直径和长度工段：di=22mm长度取Li=50mmT h=2c c=1.5mmII 段:d2=di+2h=22+2x 2x 1.5=28mm二 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，通过密圭寸 盖 轴段长应根据密土圭盖的宽度，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

14、段长：L2= (2+20+16+55) =93mmIII 段直径 d3=35mmLs=L i-L=50-2=48mmW段直径d4=45mm由手册得：c=1.5h=2c=2 x 1.5=3mmA4yQ-41 mmdi=22mmLi=50mmd2=28mmL2=93mmd3=35mmL3=48mmd4=41 mmL4=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，应按标准杳取由手册得安装尺寸 h=3.该段直径应取：(30+3x2) =36mm因此将W段设计成阶梯形，左段直径为36mmd5=30mmV 段直径 d5=30mm.长度 L5=19mmL=100mm由上述轴各段长度可算

15、得轴支承跨距L=100mm(3)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知di=50mm求转矩：已知T2=50021.8N mmFt =1000.436N求圆周力：FtFr=364.1N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 =Ft tana =1000.436xtan20=364.1 N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mmFay=182.05N绘制轴受力简图(如图a)Fby=182.05N(2)绘制垂直面弯矩图(如图b)轴承支反力：Faz=500.2NMci=9.1 N m由两边对称

16、，知截面c的弯矩也对称。截面C 在垂直面弯矩为Mci=FAyL/2=182.05 x 50=9.1 N - m绘制水平面弯矩图（如图（U）fm截面在水平面上弯矩为：imrArrrrnTFM C2=25N Mc2=FazL/2=500.2 x 50=25N - m(4)绘制合弯矩图(如图d)M c =26.6N mMc=(M ci2+M C22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6N m(5)绘制扭矩图(如图e)T=48N - m精品资料推荐转矩：T=9.55 x(3 2伯 2)x 1C)6=48N m(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a=/，截面C

17、处的当量弯矩：Mec=M c2+( a T)21/2=26.62+(1 x48)2/2=54.88N m(7)校核危险截面C的强度由式(6-3)(T e=Mec/0.1d33=99.6/0.1 x413=14.5MPa c(P3/ n3) 1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm取 d=35mmMec =99.6N m(Te =14.5MPaCT -ibd=35mm2、轴的结构设计(1)轴的零件定位，固定和装配2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

18、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Ts=271N . m求圆周力Ft：根据课本P127 (6-34)式得Ft=2T3/d2=2x 271 x 103/300=1806.7NFt =1806.7N求径向力Fr根据课本P127 (6-35)式得Fr

19、=Ft tana =1806.7x0.36379=657.2N 两轴承对称二 l_A=LB=49mm(1)求支反力 Fax、Fby、Faz、FbzFax =Fby=F /2=657.2/2=328.6NFaz =Fbz=F2=1 806.7/2=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M ci=FayL/2=328.6x 49=16.1 N m(3)截面C在水平面弯矩为Mc2=FazL/2=903.35 x 49=44.26N - m(4)计算合成弯矩Mc= ( Md2+Mc22) 1/2=(16.12+44.262) 1/2=47.1 N - m(5)计算当

20、量弯矩：根据课本P235得a =1Mec=M c2+( aT)21/2=47.1 2+(1 x271)21/2=275.06N . m(6)校核危险截面C的强度由式(10-3)(T e=Mec/ (0.1 d) =275.06/(0.1 x 453)=1.36Mpa(T-ib=60Mpa二此轴强度足够Fax=Fby =328.6NFaz=Fbz =903.35NMci=16.1 N mMc2=44.26N mMe =47.1 N mMec =275.06N m(Te =1.36MpaCT -ib七、滚动轴承的选择及校核计算轴承预计寿命48720h根据根据条件，轴承预计寿命16x 365x 8=

21、48720 小时1计算输入轴承(1)已知 nn=458.2r/min两轴承径向反力：Fri=Fr2=500.2NFs1=Fs2=31 5.1 N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 贝J Fs1=Fs2=0.63Fr1=31 5.1 N I Fsi+Fa=Fs2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端Fa1 =Fs1=31 5.1N Fa2=Fs2=31 5.1 N(3)求系数x、yFa1 /Fr1=31 5.1 N/500.2N=0.63Xi= 1 yi=0 X2=1 y2=0Fa2/Fr2=31 5.1 N/50

22、0.2N=0.63根据课本P263表(11 -8)得e=0.68Fai /Frkg Xi = 1 FA2/FR248720h二预期寿命足够2、计算输出轴承(1)已知 nm=76.4r/minFa=0 Fr=Faz=903.35NFr =903.35NFs1=569.1N试选7207AC型角接触球轴承根据课本 P265 表(11-12)得 Fs=0.063Fr,则Fs1=Fs2=0.63Fr=0.63x 903.35=569.1 N(2)计算轴向载荷Fai、Fa2T Fsi+Fa=Fs2 Fa=0 任意用一端为压紧端7为压紧端，2为放松(3)求系数x、yFai/Fri=569.1 /903.35

23、=0.63Fa2/Fr2=569.1/930.35=0.63根据课本P263表(11 -8)得:e=0.68Xi= 1yi=0X2=1y2=0T FAi/FRive二 Xi=1yi=0T FA2/FR248720h二此轴承合格八、键联接的选择及校核计算轴径 di=22mm,Li=50mm查手册得，选用C型平键，得：键 A 8x7 GB1096-79 l=L 1 七=50-8=42mmT2=48N - m h=7mm根据课本P243 (10-5)式得(TP=4T2/dhl=4 x48000/22x 7x42彷 p=29.68Mpa2、输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径 d3=35mm L3=48m

24、mT=271N - m查手册P51选A型平键键 10x8 GB1096-79l=L 3-b=48-10=38mm h=8mm(T p=4T/dhl=4 x 271000/35x 8 x38=101.87Mpa(T p(11 OMpa)3、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径 d2=51mmL2=50mmT=61.5Nm查手册P51选用A型平键键 16x10 GB1096-79A型平键10x8(T p=101.87MpaA型平键16x 10=29.68Mpav彷 R(110Mpa)据课本P243式(10-5 )得eP=60.3Mpa彷 P=4T/dhl=4x 6100/51 x 10x 34=60.3Mpav彷 P