机械设计课程设计计算说明书 传动方案拟定… 音音,音音 二、电动机的选择 三、计算总传动比及分配各级的传动比… 四、运动参数及动力参数计算 五、传动零件的设计计算 六、轴的设计计算…2 七、滚动轴承的选择及校核计算 19 八、键联接的选择及计算. 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:魏焕辉 学号:29号 指导教师:夏耘 二OO三年六月十四日
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……………….…….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 01 机电工程班 设计者：魏焕辉 学 号：29 号 指导教师：夏耘 二○○三年六月十四日
计算过程及计算说明 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 V=2.0m/s 作制,载荷平稳,环境清洁。 D=500mm (2)原始数据:滚筒圆周力F=1000N;带速 L=500mm V=2.0m/s 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=764r/min (1)传动装置的总功率 n总=08412 n总=几带×n2轴承×n齿轮×n联轴器×n滚筒 P工作=24KW 0.96×0.982×0.97×0.99×0.96 =0.85 (2)电机所需的工作功率 P作=FV/1000n 1000×2/1000×0.8412 =2.4KW
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、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： 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 =1000×2/1000×0.8412 =2.4KW F=1000N V=2.0m/s D=500mm L=500mm n 滚筒=76.4r/min η总=0.8412 P 工作=2.4KW
KENSOFTGOC 3、确定电动机转速: 计算滚筒工作转速 n简=60×1000V/πD 60×1000×2.0/×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=3~6。取 V带传动比I1=2~4,则总传动比理时范围为 Ia=6~24。故电动机转速的可选范围为n'd=Ia× n简=(6-24)×7643=459~1834r/min 符合这一范围的同步转速有750、1000、和 1500r/min
3、确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： n 筒=60×1000V/πD =60×1000×2.0/π×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 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）×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 根据以上选用的电动机类型,所需的额定功电动机型号 率及同步转速,选定电动机型号为Y132S-6。Y132S-6 其主要性能:额定功率:3KW,满载转速 960r/min,额定转矩20。质量63kg。 、计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比:i=n电动/n筒=960/764=1257 2、分配各级伟动比 (1)据指导书P7表1,取齿轮i轮=6(单级减|i8=1257 速器ⅰ=3~6合理) 据手册得 (2)∵i8三i齿轮×I带 ∴i带=i总/i齿轮=1257/6=2095 1带=2.095 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速(r/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=960/76.4=12.57 2、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=3~6 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） 电动机型号 Y132S-6 i 总=12.57 据手册得 i 齿轮=6 i 带=2.095
nn电机=960r/min ni=960r/min n=n1/i带=960/2095-4582(r/min) nu=4582r/min n=n/齿轮=4582/6=764(r/min) n=76 4r/min 2、计算各轴的功率(KW) P1=P作=24KW PI=2.4KW P1=P1Xn带2.4×0.96=2.304KW P1=2.304KW P1u=Pn×n轴乐×卫齿轮=2.304×0.98×0.96P=2168KW 2.168KW 3、计算各轴扭矩(N·mm) T1=9.55×10P/m=955×106×24/960 =23875N·mm T1=23875N·mm T1=9.55×10Pu/n Ti=48020N·mm T=271000N·mm 955×106×2.304/4582 =480209N·mm T1=955×10°P1m/nm=955×106×2.168/764 =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
nI=n 电机=960r/min nII=nI/i 带=960/2.095=458.2(r/min) nIII=nII/i 齿轮=458.2/6=76.4(r/min) 2、 计算各轴的功率（KW） PI=P 工作=2.4KW PII=PI×η带=2.4×0.96=2.304KW PIII=PII×η轴承×η齿轮=2.304×0.98×0.96 =2.168KW 3、 计算各轴扭矩（N·mm） TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.4/960 =23875N·mm TII=9.55×106PII/nII =9.55×106×2.304/458.2 =48020.9N·mm TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.168/76.4 =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 nI =960r/min nII=458.2r/min nIII=76.4r/min PI=2.4KW PII=2.304KW PIII=2.168KW TI=23875N·mm TII=48020N·mm TIII=271000N·mm
由课本P83表5-9得:kA=1.2 Pc=KAP=12×3=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 75~100mm 则取d1=100mm>dmin=75 d2=n/n2·da1=960/4582×100209.mm|da=2095mm 由课本P74表5-4,取da2=200mm 取标准值 dd2=200mm 实际从动轮转速n2=nda1/da2=960×100200 =480r/min n2=480r/min 转速误差为:n2-n2/2=4582-480/4582 V=5.03m/s 0.048-0.05(允许) 带速V:V=πdan/60×1000 =×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P84式(5-14)得 0.7(da+d2)≤ao≤2(dntd) 2l0mm≤a≤600mm 取a=500 0.7(100+200≤a0≤2×(100+200
由课本 P83 表 5-9 得：kA=1.2 PC=KAP=1.2×3=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 75~100mm 则取 dd1=100mm>dmin=75 dd2=n1/n2·dd1=960/458.2×100=209.5mm 由课本 P74 表 5-4，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=458.2-480/458.2 =-0.048<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 P84 式（5-14）得 0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 0. 7(100+200)≤a0≤2×(100+200) dd2=209.5mm 取标准值 dd2=200mm n2’=480r/min V=5.03m/s 210mm≤a0≤600mm 取 a0=500
所以有:210mm≤a0≤600mm 由课本P84式(5-15)得 Lo=2a0+1. 57(dd1+dd2 )+(dd2-dd1)/4a0 =2×500+1.57(100+200)+(200-100)24×500 =1476mm 根据课本P7表(5-2)取Ld=1400mm 根据课本P84式(5-16)得: a≈ao+Ld-Lo2=500+1400-1476/2 Ld=1400mm 500-38 =462mm 462mm (4)验算小带轮包角 a1=1800-da2-dd1/a×57.3 =1800-200-100/462×57.30 =180-1240 =167601200(适用) (5)确定带的根数 根据课本P78表(5-5)P1=0.95KW 根据课本P79表(5-6)△P1=0.IKW 根据课本P81表(5-7)Ka=0.96 根据课本P81表(5-8)K1=0.96 由课本P83式(5-12)得
所以有：210mm≤a0≤600mm 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 P71 表（5-2）取 Ld=1400mm 根据课本 P84 式（5-16）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×57.30 =1800 -200-100/462×57.30 =1800 -12.40 =167.60>1200（适用） （5）确定带的根数 根据课本 P78 表（5-5）P1=0.95KW 根据课本 P79 表（5-6）△P1=0.11KW 根据课本 P81 表（5-7）Kα=0.96 根据课本 P81 表（5-8）KL=0.96 由课本 P83 式（5-12）得 Ld=1400mm a0=462mm
Z=Pc/P=Pc/(PI+APlk a KL Z=4根 390.95+0.11)×0.96×0.96 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=158.01N Fo=500Pc/ZV(2.5/Ka-1)+qV [500×394×503×(25/096-1)+0.1×503]N =158.01N 则作用在轴承的压力FQ,由课本P87式(5-19) Fo=2 ZFosin a12=2×4×15801sin167.6/2 =12567N FQ=12567N 2、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。小齿轮选用40Cr调质,齿面硬度为 240~260HBS。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Ra≤16~3.2μm (2)按齿面接触疲劳强度设计 由d1≥7643(kT(u+1)/φ中uoH]2)3
Z=PC/P’=PC/(P1+△P1)KαKL =3.9/(0.95+0.11) ×0.96×0.96 =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/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 P87 式（5-19） FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×158.01sin167.6/2 =1256.7N 2、齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软 齿面。小齿轮选用 40Cr 调质，齿面硬度为 240~260HBS。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 Ra≤1.6~3.2μm (2)按齿面接触疲劳强度设计 由 d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH] 2 ) 1/3 Z=4 根 F0=158.01N FQ =1256.7N
由式(6-15) 1齿=6 确定有关参数如下:传动比i齿=6 Z1=20 取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数 Z2=120 Z2=iZ1=6×20=120 实际传动比I0=120/2=60 传动比误差:ii1=6-6/6=0%<2.5%可用 齿数比:u=i0=6 由课本P138表6-10取φ=0.9 (3)转矩T1 T1=9.55×106×P/n1=955×106×24/4582 50021.8N·mm T1=50021.8N·mm (4)载荷系数k 由课本P128表6-7取k=1 (5)许用接触应力oH [o山]=0 alimeNt/SH由课本P134图6-33查得 O Hlimz1=570Mpa O HlimZ2=350Mpa a HlimZi570Mp a Hlimz2=350Mpa 由课本P133式6-52计算应力循环次数NL NL=60 nIrth=60×4582×1×(16×365×8) NL1=1.28×109 1.28×109 N12=214×108 N12=NL1/i=128×10%/6=2.14×108 ZNTI=0.92 由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数:zm2=0.98 ZNT=0.92ZNm2=0.98
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=6×20=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 由课本 P138 表 6-10 取φd=0.9 (3)转矩 T1 T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.4/458.2 =50021.8N·mm (4)载荷系数 k 由课本 P128 表 6-7 取 k=1 (5)许用接触应力[σH] [σH]= σHlimZNT/SH 由课本 P134 图 6-33 查得： σHlimZ1=570Mpa σHlimZ2=350Mpa 由课本 P133 式 6-52 计算应力循环次数 NL NL1=60n1rth=60×458.2×1×(16×365×8) =1.28×109 NL2=NL1/i=1.28×109 /6=2.14×108 由课本 P135 图 6-34 查得接触疲劳的寿命系数： ZNT1=0.92 ZNT2=0.98 i 齿=6 Z1=20 Z2=120 u=6 T1=50021.8N·mm αHlimZ1=570Mpa αHlimZ2=350Mpa NL1=1.28×109 NL2=2.14×108 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=1.0 [o山]=oHm1ZNr/SH=570×0.92/1.0M LO HJ1=524. 4Mpa 524. 4Mpa [oH]2=0Hm2ZNm2/SH350×0.98/10Mpa 343Mpa 故得: d1≥7643(kT1(u+1)/中du[oH]2)l3 7643[1×50021.8×(6+1)0.9×6×3432]/mm d1=4897mm =48.97mm 模数:m=d1/Z1=48.97/20=2.45mm =2.5mm 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度 根据课本P132(6-48)式 O F=(2kT1/bm?Z1)YFaYsa LOHI 确定有关参数和系数 分度圆直径:d1=mZ1=2.5×20mm=50mm d2=mZ2=2.5×120mm=300mm 齿宽:b=中d1=0.9×50mm=45mm d=50mm 取b=45mmb1=50mm d2=300mm (7)齿形系数Ya和应力修正系数Ysa mm 根据齿数Z1=20,Z2=120由表6-9相得 b=50mm
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 [σH]1=σHlim1ZNT1/SH=570×0.92/1.0Mpa =524.4Mpa [σH]2=σHlim2ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa =343Mpa 故得： d1≥76.43(kT1(u+1)/φdu[σH] 2 ) 1/3 =76.43[1×50021.8×(6+1)/0.9×6×3432 ] 1/3mm =48.97mm 模数：m=d1/Z1=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度 根据课本 P132（6-48）式 σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH] 确定有关参数和系数 分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm d2=mZ2=2.5×120mm=300mm 齿宽：b=φdd1=0.9×50mm=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 [σH]1=524.4Mpa [σH]2=343Mpa d1=48.97mm m=2.5mm d1=50mm d2=300mm b=45mm b1=50mm