精密机械设计课程设计 西南交大

1、精密机械设计课程设计V型带单级圆柱减速器组 员: 指导老师：王俊国学 院: 机械工程学院年 级：专 业: 测控技术与仪器年12月15前言 组员任务组员姓名负责任务第三模块：计算总传动比及分配各级的传动比第五模块：传动零件的设计计算第四模块：运动参数及动力参数计算第七模块：滚动轴承的选择及校核计算第二模块：电动机选择第六模块：轴的设计计算第一模块：传动方案拟定最后整合编排 参考文献许贤泽精密机械设计M电子工业出版社20138秦大同，谢里阳现代机械设计手册M化学工业出版社201103目录一、传动方案拟定2二、电动机选择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3五、传动零件的

2、设计计算41、皮带轮传动的设计计算42、齿轮传动的设计计算5六、轴的设计计算81. 输入轴的设计计算81）按扭矩初算轴径82）轴的结构设计92. 输出轴的设计计算111)按扭矩初算轴径112)轴的结构设计11七、滚动轴承的选择及校核计算131、计算输入轴承132、计算输出轴承14一、 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，载荷平稳，环境清洁。（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1100N；带速V=2.5m/s；滚筒直径D=500mm；滚筒长度L=500mm。F=1100N V=2.5m/s D=500mm L=500mm二、 电动机选择1、电动机类型的选择： Y系列三相异步

3、电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：总=带×轴承×齿轮×联轴器×滚筒   =0.95×0.98×0.96×0.98×0.97=0.85 (2)电机所需的工作功率： P工作=FV/1000总 =1100×2.5/1000×0.8496 =3.237KW根据Po选取电动机的额定功率Ped，使Pm=(11.3)Po=3.2374.208KW3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/D=60×1000×2.5/(

4、5;500)=95.49r/min按手册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I1=36。取V带传动比I2=24，则总传动比理时范围为I=624。故电动机转速的可选范围为nd=Ia×n筒=（624）×95.49=5732292r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、1500r/min和2000r/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

5、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Y132M1-6。其主要性能：额定功率：4KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。质量75kg。n筒=95.49r/min 总=0.85 P工作=3.237KW 电动机型号为Y132M1-6三、 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=10.05342、 分配各级伟动比3、 （1） 据指导书P7表1，取齿轮i齿轮=5（单级减速器i=36合理）4、 （2） i总=i齿轮×I带5、 i带=i总/i齿轮=10.0534/5=2.016、i总=10.0534 i

6、齿轮=5 i带=2.01四、 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=960/2.01=477.6r/min)nIII=nII/i齿轮=477.6/5=95.52 (r/min)2、 计算各轴的功率（KW）PI=P工作=3.237KWPII=PI×带=3.237×0.95=3.075KWPIII=PII×轴承×齿轮=3.075×0.98×0.96=2.893KW3、 计算各轴扭矩（Nmm）TI=9.55×106PI/nI=9.55&#

7、215;106×3.237/960=32201.4NmmTII=9.55×106PII/nII=9.55×106×3.075/477.6=61487.1NmmTIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.893/95.52=289239.4NmmnI=960r/minnII=477.6r/min)nIII=95.52 (r/min)PI=3.237KWPII=3.075KWPIII=2.893KWTI=32201.4NmmTII=61487.1NmmTIII=289239.4Nmm五、 传动零

8、件的设计计算1、皮带轮传动的设计计算（1） 选择普通V带截型由表5-9得：kA=1.2PC=KAP=1.2×4=4.8KW由图5-10得：选用A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由图5-10得，推荐的小带轮基准直径为75100mm，则取dd1=100mm>dmin=75；dd2=n1/n2dd1=960/458.2×100=209.5mm由表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<

9、;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） 确定带长和中心矩根据式（5-14）得0. 7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0. 7(100+200)a02×(100+200)  所以有：210mma0600mm由式（5-15）得：L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0=2×500+1.57(100+200)+(200-100)2/4×500=1476mm根据表（5-2

10、）取Ld=1400mm根据式（5-16）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）确定带的根数根据表（5-5）P1=0.95KW根据表（5-6）P1=0.11KW根据表（5-7）K=0.96根据表（5-8）KL=0.96由式（5-12）得Z=PC/P=PC/(P1+P1)KKL=4.8/（(0.95+0.11) ×

11、0.96×0.96）=4.9135(6)计算轴上压力由表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）+qV2=500×4.8/(4.9135×5.03)×(2.5/0.96-1)+0.1×5.032N= 158.31N 则作用在轴承的压力FQ，由式（5-19）FQ=2ZF0sin（1/2）=2×4.9135×158.31sin（167.6/2）=1546.6Ndd2=209.5mm取标准值: dd2=209.5mmn2=480r/minV=5.03m/s210mma

12、0600mm 取a0=500Ld=1400mma=462mmZ=5根F0=158.31NFQ=1546.6N2、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由式（6-15）确定有关参数如下：传动比i齿=5  取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=i齿Z1

13、=5×20=100  实际传动比I0=100/2=50传动比误差：i-i0/I=5-5/5=0%<2.5% 可用齿数比：u=i0=5由课本P138表6-10取齿宽系数d=1.0(3)转矩T1T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×3.237/ 477.6=64726N·mm(4)载荷系数k  由表6-7取k=1(5)许用接触应力HH= HlimZNT/SH由图6-33查得：HlimZ1=570Mpa   HlimZ2=350Mpa由式6-52计算应力循环次数NLNL1=60n1

14、rth=60×477.6×1×(16×365×8)= 1.34×109NL2=NL1/i= 1.34×109/6=2.23×108由图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=1.0H1=Hlim1ZNT1/SH=570×0.92/1.0Mpa=524.4MpaH2=Hlim2ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa=343Mpa故得：d176.43(kT1(u+1)/duH2)1

15、/3=76.431×64726×(5+1)/（0.9×5×3432）1/3mm=68.9322mm模数：m=d1/Z1=68.9322/20=3.4466mm根据表6-1取标准模数：m=3.5mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度根据（6-48）式  F=(2kT1/bm2Z1)YFaYSaH确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=3.5×20mm=70mmd2=mZ2=3.5×100mm=350mm齿宽：b=dd1=1.0×70mm=70mm取b=70mm   b1=75mm(7)齿形系数YFa和

16、应力修正系数YSa根据齿数Z1=20,Z2=100由表6-9相得YFa1=2.80     YSa1=1.55YFa2=2.18     YSa2=1.79(8)许用弯曲应力F根据（6-53）式：F= Flim YSTYNT/SF由图6-35C查得：Flim1=290Mpa  Flim2 =210Mpa由图6-36查得：YNT1=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 YS

17、TYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa=408.32MpaF2=Flim2 YSTYNT2/SF =210×2×0.9/1.25Mpa=302.4Mpa将求得的各参数代入式（6-49）F1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=2×1×64726/（70×3.52×20）×2.80×1.55Mpa=32.76Mpa< F1F2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1=2×1×64726/(70×3.52×100) ×2

18、.18×1.79Mpa=7.6Mpa< 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aa=m/2(Z1+Z2)=3.5/2(20+100)=210mm(10)计算齿轮的圆周速度VV=d1n1/(60×1000)=3.14×68.9322×477.6/(60×1000)=1.72m/si齿=5Z1=20Z2=i齿Z1=100u=5T1=64726N·mmHlimZ1=570MpaHlimZ2=350MpaNL1= 1.34×109NL2=2.23×108ZNT1=0.92ZNT2=0.98F1=40

19、8.32MpaF2=302.4Mpad1=68.9322mmm=3.5mmd1=70mmd2=350mmb=70mm  b1=75mmYFa1=2.80  YSa1=1.55YFa2=2.18  YSa2=1.79Flim1=290Mpa Flim2 =210MpaYNT1=0.88 YNT2=0.9YST=2SF=1.25F1=32.76Mpa F2=7.6Mpaa=210mmV=1.72m/s六、 轴的设计计算1. 输入轴的设计计算1）按扭矩初算轴径由于设计的是一级减速器的输入轴，旋转方向假设左旋，属于一般轴的设计问题，选用45钢 调质处理 硬度217255H

20、BW 1=60Mpa根据（13-2）式，并查表13-4，可知45钢的C值为107118，当弯矩相对于扭矩的影响较小时，C应取小值，故取C=107dC3Pn所以d107 ×(3.075/477.6)13 mm=19.9mm考虑有键槽，将直径增大5%，则d=19.9×(1+5%)mm=20.90mm选d=21mmd=21mm2）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I段

21、: d1=21mm   长度取L1=50mmII段:h=2c    c=1.5mmd2=d1+2h=21+2×2×1.5=27mmd2=27mm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:d3=35mmL3=L1-L=5

22、0-2=48mm段直径d4=45mm由手册得：c=1.5   h=2c=2×1.5=3mmd4=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 分度圆直径：已知d1=70mm    转矩：已知T2=64726N

23、mm 求圆周力：Ft根据（6-34）式得Ft=2T2/d1=2×64726/70=1849.31N 径向力Fr根据（6-35）式得Fr= Fttan=1849.31×tan20°=673.1N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mm(4)绘制轴受力简图（图略）(5）绘制垂直面弯矩图（图略）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=336.5NFAZ=FBZ=Ft/2=924.7N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=336.5×50=18.3N·m(6)绘制水平面弯矩图（图略）截面C在水平面上弯矩为：MC

24、2=FAZL/2=924.7×50=46.3N·m(7)绘制合弯矩图（图略）MC=(MC12+MC22)1/2 =(18.32+46.32)1/2 =49.9N·m(8)绘制扭矩图（图略）转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=65N·m(9)绘制当量弯矩图（图略）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=MC2+(T)2(1/2) =49.92+(1×65)212 =81.88Nm(10)校核危险截面C的强度由式（6-3）e=Mec/0.1d3=81.88/（0.1×413）

25、=11.9MPa< -1b=60MPa该轴强度足够。d1=21mmL1=50mmd2=27mmL2=93mmd3=35mmL3=48mmd4=41mmL4=20mmd5=30mmL5=19mmL=100mmFt=1849.31NFr=673.1NFAY=FBY=336.5NFAZ=924.7NMC1=18.3N·mMC2=46.3N·mMC=49.9N·mT=65N·mMec=81.88Nme=11.9MPa< -1b 2. 输出轴的设计计算1)按扭矩初算轴径选用45钢 调质处理 硬度217255HBW 1=60Mpa根据课本P23

26、5页式（10-2），表（10-2）取c=107dC3Pn所以d107 ×(2.893/95.52)13 mm=33.35mm取d=35mmd=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，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，

27、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=350mm 求转矩：已知T3=289239.4Nmm 圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=2×289.2/350=1652.7N 径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Fttan=1652.7×tan20=601.5N 两轴承对称LA=LB=49mm(4)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=601.5/2=300.7NFAZ=FBZ=Ft/2=1652.7

28、/2=826.4N(5)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=300.7×49=14.7Nm(6)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=826.4×49=40.49Nm(7)计算合成弯矩MC=(MC12+MC22)1/2 =(14.72+40.492)1/2 =43.07N·m (8)计算当量弯矩：根据课本P235得=1Mec=MC2+(T)2(1/2) =43.072+(1×289.2)212 =292.40Nm (9)校核危险截面C的强度由式（10-3）e=Mec/0.1d3=292.40/（0.1×

29、413）=41.5MPa< -1b=60MPa此轴强度足够Fr=601.5NFAX=FBY=300.7NFAZ=FBZ=826.4NMC1=14.7NmMC2=40.49NmMC=43.07N·mMec=292.40Nme=41.5MPa< -1b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小时轴承预计寿命48720小时1、计算输入轴承（1）已知n=477.6r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=924.7N初先两轴承为角接触球轴承7206AC型根据精密仪器设计手册得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1

30、=FS2=0.63FR1=582.6N(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=582.6N   FA2=FS2=582.6N(3)求系数x、yFA1/FR1=582.6N/924.7N=0.63FA2/FR2=582.6N/924.7N=0.63根据精密仪器设计手册得e=0.68FA1/FR1<e    x1=1    FA2/FR2<e    x2=1    

31、0;       y1=0                y2=0(4)计算当量载荷P1、P2根据精密仪器设计手册取f P=1.5根据精密仪器设计手册式得 P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×924.7N +0)=1387.05NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×924.7N +0)=1387.05N(5)轴承寿命计算P1=P2  故取P=1387.05N角接触球轴承=3根据手册得7206AC型的Cr=23000N由精密仪器设计手册式得LH=16670/n(ftCr/P)=16670/477.6×(1×23000/1387.05N)3=159066h>48720h预期寿命足够FS1=FS2=0.63FR1=582.6Nx1=1  x2=1 y1=0  y2=0P1=1387.05NP2=1387.05NLH=159066h>48720h 预期寿命足够2、计算输出轴承(1)已知n=95.52r/