学生课程设计计算初稿

1、机械设计课程设计单级圆柱齿轮减速器一级带传动 机械设计课程设计计算说明书 一、传动方案拟定.1 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.4 五、传动零件的设计计算.5 六、轴的设计计算.6 七、滚动轴承的选择及校核计算.7 八、键联接的选择及计算.8设计题目：v带单级圆柱减速器 计算过程及计算说明 一、传动方案拟定 （1） 工作条件：使用年限8年，工作为二班工作制，载荷较大，环境灰尘较重。 （2） 原始数据：滚筒圆周力f=1000n待入你自己的力计算；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

2、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 还应该记入滚筒和带轮上的轴承效率=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/1000总 =1000×2/1000×0.85=2.4kw 3、确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： n筒=60×1000v/d =60×1000×2.0/×50 =76.43r/min 查表，取圆

3、柱齿轮传动一级减速器传动比范围ia=36。取v带传动比l1=24，则总传动比的范围ia=624。故电动机转速的可选范围为 n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：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，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

4、.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、分配各级转动比 （1） 查表，取齿轮i齿轮=6可以用此数值，只是将来齿轮大小相差过大（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/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=2.4k

5、w pii=pi×带=2.4×0.96=2.304kw piii=pii×轴承×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.

6、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 又称三角带。由表得：ka=1.2 pc=kap=1.2×3=3.9kw 查表得：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=100mm>dmin=75 dd2=n1/n2;dd1=960/458.2×100=209.5mm 由表并结合实际，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=4

7、58.2-480/458.2 =-0.048<0.05(允许) 带速v：v=dd1n1/60×1000 =×100×960/60×1000 =5.03m/s 在525m/s范围内，带速合适。 （3） 确定带长和中心矩 由经验公式得 0. 7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2) 即：0. 7(100+200)a02×(100+200)所以有：210mma0600mm 由经验公式得： l0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0 =2×500+1.57(100+200)+(200-100)2/4

8、5;500 =1476mm 根据相应表取ld=1400mm 根据经验公式得： aa0+ld-l0/2=500+1400-1476/2 =500-38 =462mm (4)验算小带轮包角 1=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 查表得p1=0.95kw 查表得p1=0.11kw 查表得k=0.96 查表得kl=0.96 查表得：z=pc/p=pc/(p1+p1)kkl =3.9/(0.95+0.11) ×0.96×0.9

9、6 =3.99圆整，带个数要是整数 (6)计算轴上压力 由表有v带得q=0.1kg/m，由经验公式的单根v带的初拉力： f0=500pc/zv（2.5/k-1）+qv2 =500×3.9/4×5.03×(2.5/0.96-1)+0.1×5.032n =158.01n 则作用在轴承的压力fq，由经验公式 fq=2zf0sin1/2=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大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40cr调质，齿面硬度为240260hb

10、s。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220hbs；查相关表并结合实际选7级精度。齿面粗糙度ra1.63.2m (2)按齿面接触疲劳强度设计 由d176.43(kt1(u+1)/duh2)1/3 由经验公：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 查先关表取d=0.9 (3)转矩t1 t1=9.55×106×p/n1=9.55×106×2.4/458.2 =500

11、21.8n;mm (4)载荷系数k 由表取k=1 (5)许用接触应力h h= hlimznt/sh由先关表格查得： hlimz1=570mpa hlimz2=350mpa 由经验公式计算应力循环次数nl nl1=60n1rth=60×458.2×1×(16×365×8) =1.28×109 nl2=nl1/i=1.28×109/6=2.14×108 由相关表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=1.0 h1=hlim1znt1/s

12、h=570×0.92/1.0mpa =524.4mpa h2=hlim2znt2/sh=350×0.98/1.0mpa =343mpa 故得： d176.43(kt1(u+1)/duh2)1/3 =76.431×50021.8×(6+1)/0.9×6×34321/3mm =48.97mm 模数：m=d1/z1=48.97/20=2.45mm 根据课本取标准模数：m=2.5mm (6)校核齿根弯曲疲劳强度 根据经验公式f=(2kt1/bm2z1)yfaysah这些都要给出各参数的选择数值，并给出计算结果 确定有关参数和系数 分度圆直径：

13、d1=mz1=2.5×20mm=50mm d2=mz2=2.5×120mm=300mm 齿宽：b=dd1=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由相关表得 yfa1=2.80 ysa1=1.55 yfa2=2.14 ysa2=1.83 (8)许用弯曲应力f 根据经验公式： f= flim ystynt/sf 由相关图表查得： flim1=290mpa flim2 =210mpa 由相关表得：ynt1=0.88 ynt2=0.9 试验齿轮的应力修正系数yst=2 按一般可

14、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=290×2×0.88/1.25mpa =408.32mpa f2=flim2 ystynt2/sf =210×2×0.9/1.25mpa =302.4mpa 将求得的各参数代入上式，f1=(2kt1/bm2z1)yfa1ysa1 =(2×1×50021.8/45×2.52×20) ×2.80×1.55mpa =77.2mpa< f1 f2=(2kt1/bm2z2)yfa1ysa1 =(2

15、5;1×50021.8/45×2.52×120) ×2.14×1.83mpa =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a a=m/2(z1+z2)=2.5/2(20+120)=175mm (10)计算齿轮的圆周速度v v=d1n1/60×1000=3.14×50×458.2/60×1000 =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 根据课本公式，并查表，取c=115 d115 (2.304/

16、458.2)1/3mm=19.7mm 列出公式考虑实际，将直径增大5%，则 d=19.7×(1+5%)mm=20.69 选d=22mm数值有些小，对高速轴适用，对大齿轮轴来说轴过细 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：d1=22mm 长度取l1=50mm h=2c c=1.5mm ii段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm d2=28

17、mm 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，所以，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）=93mm iii段直径d3=35mm l3=l1-l=50-2=48mm 段直径d4=45mm 由手册得：c=1.5 h=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

18、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 求分度圆直径：已知d1=50mm 求转矩：已知t2=50021.8n;mm 求圆周力：ft 根据经验公式得 ft=2t2/d2=50021.8/50=1000.436n 求径向力fr 根据经验公式得 fr=ft;tan=1000.436×tan200=364.1n 因为该轴两轴承对称，所以：la=lb

19、=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=182.05n faz=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=fayl/2=182.05×50=9.1n;m (3)绘制水平面弯矩图（图c） 截面c在水平面上弯矩为： mc2=fazl/2=500.2×50=25n;m (4)绘制合弯矩图（图d） mc=(mc12+mc22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6n;m (5)绘制扭矩图（图e） 转矩：t=9.55×（p2/n2）×

20、;106=48n;m (6)绘制当量弯矩图（图f） 根据实际情况，取=1，截面c处的当量弯矩： mec=mc2+(t)21/2 =26.62+(1×48)21/2=54.88n;m (7)校核危险截面c的强度 由经验公式，e=mec/0.1d33=99.6/0.1×413 =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） 根据课本公式查表取c=115 dc(p3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm 取d=35mm 2、轴的结构设计 （1）轴的零件定

21、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=271n;m 求圆周力

22、ft：根据课本公式得 ft=2t3/d2=2×271×103/300=1806.7n 求径向力fr根据课本公式得：fr=ft;tan=1806.7×0.36379=657.2n 两轴承对称 la=lb=49mm (1)求支反力fax、fby、faz、fbz fax=fby=fr/2=657.2/2=328.6n faz=fbz=ft/2=1806.7/2=903.35n (2)由两边对称，截截c的弯矩也对称 截面c在垂直面弯矩为 mc1=fayl/2=328.6×49=16.1n;m (3)截面c在水平面弯矩为 mc2=fazl/2=903.35

23、5;49=44.26n;m (4)计算合成弯矩 mc=（mc12+mc22）1/2 =（16.12+44.262）1/2 =47.1n;m (5)计算当量弯矩：根据课本图表得=1 mec=mc2+(t)21/2=47.12+(1×271)21/2 =275.06n;m (6)校核危险截面c的强度 由经验公式 e=mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453) =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 16×365×8=48720小时 1、计算输入轴承 （1）已知n=458.

24、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 根据课本相关图表得轴承内部轴向力 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、y fa1/fr1=315.1n/500.2n=0.63 fa2/fr2=315.1n/500.2n=0.63 根据课本相关图表得e=0.68 fa1/fr1<e x1=1 fa2/fr2<e x2=1 y1=0 y2=0 (4)

25、计算当量载荷p1、p2 根据课本图表取f p=1.5 根据课本相关公式得 p1=fp(x1fr1+y1fa1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3n p2=fp(x2fr1+y2fa2)=1.5×(1×500.2+0)=750.3n (5)轴承寿命计算 p1=p2 故取p=750.3n 角接触球轴承=3 根据手册得7206ac型的cr=23000n 由课本相关公式得 lh=16670/n(ftcr/p) =16670/458.2×(1×23000/750.3)3 =1047500h>48720h 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 根据课本相关图表得fs=0.063fr,则 fs1=fs2=0.63fr=0.63×903.35=569.1n (2)计算轴向载荷fa1、fa2 fs1+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、y fa1/fr1=569.1/903.35=0.63 fa2/fr2=569.1/930.35=0.63