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1、機械設計課程設計計算說明書一、傳動方案擬定.2二、電動機的選擇.2三、計算總傳動比及分配各級的傳動比.4四、運動參數及動力參數計算.5五、傳動零件的設計計算.6六、軸的設計計算.12七、滾動軸承的選擇及校核計算.19八、鍵聯(lián)接的選擇及計算.22設計題目：V帶單級圓柱減速器機電系08機電工程班二一O年六月十四日計算過程及計算說明一、傳動方案擬定第三組：設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動（1） 工作條件：使用年限8年，工作為二班工作制，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。（2） 原始數據：滾筒圓周力F=1000N；帶速V=2.0m/s；滾筒直徑D=500mm；滾筒長度L=500mm。二、電動機選擇1、電動機類型的

2、選擇： Y系列三相異步電動機2、電動機功率選擇：（1）傳動裝置的總功率：總=帶2軸承齒輪聯(lián)軸器滾筒 =0.960.9820.970.990.96=0.85(2)電機所需的工作功率：P工作=FV/1000總=10002/10000.8412=2.4KW3、確定電動機轉速：計算滾筒工作轉速：n筒=601000V/D=6010002.0/50=76.43r/min 按手冊P7表1推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍Ia=36。取V帶傳動比I1=24，則總傳動比理時范圍為Ia=624。故電動機轉速的可選范圍為nd=Ian筒=（624）76.43=4591834r/min符合這一范圍

3、的同步轉速有750、1000、和1500r/min。根據容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳支比方案：如指導書P15頁第一表。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選n=1000r/min。4、確定電動機型號根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為Y132S-6。其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速960r/min，額定轉矩2.0。質量63kg。三、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比：i總=n電動/n筒=960/76.4=12.572、分配各級偉動比（1） 據指導書P7表1，取齒

4、輪i齒輪=6（單級減速器i=36合理）（2） i總=i齒輪I帶i帶=i總/i齒輪=12.57/6=2.095四、運動參數及動力參數計算1、計算各軸轉速（r/min）nI=n電機=960r/minnII=nI/i帶=960/2.095=458.2(r/min)nIII=nII/i齒輪=458.2/6=76.4(r/min)2、 計算各軸的功率（KW）PI=P工作=2.4KWPII=PI帶=2.40.96=2.304KWPIII=PII軸承齒輪=2.3040.980.96 =2.168KW3、 計算各軸扭矩（Nmm）TI=9.55106PI/nI=9.551062.4/960=23875NmmTI

5、I=9.55106PII/nII=9.551062.304/458.2 =48020.9NmmTIII=9.55106PIII/nIII=9.551062.168/76.4 =271000Nmm 五、傳動零件的設計計算1、 皮帶輪傳動的設計計算（1） 選擇普通V帶截型由課本P83表5-9得：kA=1.2PC=KAP=1.23=3.9KW由課本P82圖5-10得：選用A型V帶（2） 確定帶輪基準直徑，并驗算帶速由課本圖5-10得，推薦的小帶輪基準直徑為75100mm 則取dd1=100mmdmin=75 dd2=n1/n2dd1=960/458.2100=209.5mm由課本P74表5-4，取d

6、d2=200mm 實際從動輪轉速n2=n1dd1/dd2=960100/200 =480r/min轉速誤差為：n2-n2/n2=458.2-480/458.2 =-0.0481200（適用）（5）確定帶的根數根據課本P78表（5-5）P1=0.95KW根據課本P79表（5-6）P1=0.11KW根據課本P81表（5-7）K=0.96根據課本P81表（5-8）KL=0.96 由課本P83式（5-12）得Z=PC/P=PC/(P1+P1)KKL =3.9/(0.95+0.11) 0.960.96 =3.99(6)計算軸上壓力由課本P70表5-1查得q=0.1kg/m，由式（5-18）單根V帶的初拉

7、力：F0=500PC/ZV（2.5/K-1）+qV2=5003.9/45.03(2.5/0.96-1)+0.15.032N =158.01N則作用在軸承的壓力FQ，由課本P87式（5-19）FQ=2ZF0sin1/2=24158.01sin167.6/2=1256.7N2、齒輪傳動的設計計算 （1）選擇齒輪材料及精度等級 考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為240260HBS。大齒輪選用45鋼，調質，齒面硬度220HBS；根據課本P139表6-12選7級精度。齒面精糙度Ra1.63.2m (2)按齒面接觸疲勞強度設計 由d176.43(kT1(u+1)

8、/duH2)1/3 由式（6-15）確定有關參數如下：傳動比i齒=6 取小齒輪齒數Z1=20。則大齒輪齒數：Z2=iZ1=620=120 實際傳動比I0=120/2=60傳動比誤差：i-i0/I=6-6/6=0%2.5% 可用齒數比：u=i0=6由課本P138表6-10取d=0.9 (3)轉矩T1T1=9.55106P/n1=9.551062.4/458.2 =50021.8Nmm (4)載荷系數k 由課本P128表6-7取k=1 (5)許用接觸應力HH= HlimZNT/SH由課本P134圖6-33查得：HlimZ1=570Mpa HlimZ2=350Mpa由課本P133式6-52計算應力循

9、環(huán)次數NLNL1=60n1rth=60458.21(163658)=1.28109NL2=NL1/i=1.28109/6=2.14108由課本P135圖6-34查得接觸疲勞的壽命系數：ZNT1=0.92 ZNT2=0.98通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數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模數：m=d1/Z1=4

10、8.97/20=2.45mm根據課本P107表6-1取標準模數：m=2.5mm(6)校核齒根彎曲疲勞強度根據課本P132（6-48）式 F=(2kT1/bm2Z1)YFaYSaH確定有關參數和系數分度圓直徑：d1=mZ1=2.520mm=50mmd2=mZ2=2.5120mm=300mm齒寬：b=dd1=0.950mm=45mm取b=45mm b1=50mm(7)齒形系數YFa和應力修正系數YSa根據齒數Z1=20,Z2=120由表6-9相得YFa1=2.80 YSa1=1.55YFa2=2.14 YSa2=1.83 (8)許用彎曲應力F根據課本P136（6-53）式：F= Flim YSTY

11、NT/SF由課本圖6-35C查得：Flim1=290Mpa Flim2 =210Mpa由圖6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9試驗齒輪的應力修正系數YST=2按一般可靠度選取安全系數SF=1.25 計算兩輪的許用彎曲應力F1=Flim1 YSTYNT1/SF=29020.88/1.25Mpa=408.32MpaF2=Flim2 YSTYNT2/SF =21020.9/1.25Mpa=302.4Mpa將求得的各參數代入式（6-49）F1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(2150021.8/452.5220) 2.801.55Mpa=77.2Mpa F1F2=(2kT1/

12、bm2Z2)YFa1YSa1=(2150021.8/452.52120) 2.141.83Mpa=11.6Mpa F2故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠 (9)計算齒輪傳動的中心矩aa=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm (10)計算齒輪的圓周速度VV=d1n1/601000=3.1450458.2/601000=1.2m/s六、軸的設計計算 輸入軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用45#調質，硬度217255HBS根據課本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=115d115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=19.7(

13、1+5%)mm=20.69選d=22mm2、軸的結構設計 （1）軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定 （2）確定軸各段直徑和長度工段：d1=22mm 長度取L1=50mmh=2c c=1.5mmII段:d2=d1+2h=22+221.5=28mmd2=28mm初選用7206c型角接觸球軸承，其內徑為30mm,寬度為16mm. 考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，

14、并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：L2=（2+20+16+55）=93mmIII段直徑d3=35mmL3=L1-L=50-2=48mm段直徑d4=45mm由手冊得：c=1.5 h=2c=21.5=3mmd4=d3+2h=35+23=41mm長度與右面的套筒相同，即L4=20mm但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便于軸承的拆卸，應按標準查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應?。海?0+32）=36mm因此將段設計成階梯形，左段直徑為36mm段直徑d5=30mm. 長度L5=19mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距

15、L=100mm (3)按彎矩復合強度計算求分度圓直徑：已知d1=50mm求轉矩：已知T2=50021.8Nmm求圓周力：Ft根據課本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N求徑向力Fr根據課本P127（6-35）式得Fr=Fttan=1000.436tan200=364.1N因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=50mm (1)繪制軸受力簡圖（如圖a） （2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）軸承支反力：FAY=FBY=Fr/2=182.05NFAZ=FBZ=Ft/2=500.2N由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為MC1=FAyL/2=1

16、82.0550=9.1Nm (3)繪制水平面彎矩圖（如圖c）截面C在水平面上彎矩為：MC2=FAZL/2=500.250=25Nm (4)繪制合彎矩圖（如圖d）MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6Nm (5)繪制扭矩圖（如圖e）轉矩：T=9.55（P2/n2）106=48Nm (6)繪制當量彎矩圖（如圖f）轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環(huán)變化，取=1，截面C處的當量彎矩：Mec=MC2+(T)21/2=26.62+(148)21/2=54.88Nm (7)校核危險截面C的強度由式（6-3）e=Mec/0.1d33=99.6/0.1413=14.5MPa -

17、1b=60MPa該軸強度足夠。 輸出軸的設計計算1、按扭矩初算軸徑選用45#調質鋼，硬度（217255HBS）根據課本P235頁式（10-2），表（10-2）取c=115dc(P3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm取d=35mm2、軸的結構設計 （1）軸的零件定位，固定和裝配 單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。 （2）確定軸的各段直徑和長度

18、初選7207c型角接球軸承，其內徑為35mm，寬度為17mm。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長41mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。 (3)按彎扭復合強度計算求分度圓直徑：已知d2=300mm求轉矩：已知T3=271Nm求圓周力Ft：根據課本P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=2271103/300=1806.7N求徑向力Fr根據課本P127（6-35）式得Fr=Fttan=1806.70.36379=657.2N兩軸承對稱LA=LB=49mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=657.2/2

19、=328.6NFAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N (2)由兩邊對稱，書籍截C的彎矩也對稱截面C在垂直面彎矩為MC1=FAYL/2=328.649=16.1Nm (3)截面C在水平面彎矩為MC2=FAZL/2=903.3549=44.26Nm (4)計算合成彎矩MC=（MC12+MC22）1/2 =（16.12+44.262）1/2 =47.1Nm (5)計算當量彎矩：根據課本P235得=1Mec=MC2+(T)21/2=47.12+(1271)21/2 =275.06Nm (6)校核危險截面C的強度由式（10-3）e=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1453)

20、=1.36Mpa-1b=60Mpa此軸強度足夠七、滾動軸承的選擇及校核計算根據根據條件，軸承預計壽命163658=48720小時1、計算輸入軸承 （1）已知n=458.2r/min兩軸承徑向反力：FR1=FR2=500.2N初先兩軸承為角接觸球軸承7206AC型根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=315.1N (2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N (3)求系數x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63FA2/FR2=3

21、15.1N/500.2N=0.63根據課本P263表（11-8）得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR248720h預期壽命足夠2、計算輸出軸承 (1)已知n=76.4r/min Fa=0 FR=FAZ=903.35N試選7207AC型角接觸球軸承根據課本P265表（11-12）得FS=0.063FR,則FS1=FS2=0.63FR=0.63903.35=569.1N (2)計算軸向載荷FA1、FA2FS1+Fa=FS2 Fa=0任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放松端兩軸承軸向載荷：FA1=FA2=FS1=569.1N (3)求系數x、yFA1/FR1=569.1/903.

22、35=0.63FA2/FR2=569.1/930.35=0.63根據課本P263表（11-8）得：e=0.68FA1/FR1e x1=1 y1=0FA2/FR248720h此軸承合格八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算軸徑d1=22mm,L1=50mm查手冊得，選用C型平鍵，得：鍵A 87 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mmT2=48Nm h=7mm根據課本P243（10-5）式得p=4T2/dhl=448000/22742 =29.68MpaR(110Mpa)2、輸入軸與齒輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d3=35mm L3=48mm T=271Nm查手冊P51 選A型平鍵鍵108 GB109

23、6-79l=L3-b=48-10=38mm h=8mmp=4T/dhl=4271000/35838 =101.87Mpap(110Mpa)3、輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm查手冊P51 選用A型平鍵鍵1610 GB1096-79l=L2-b=50-16=34mm h=10mm據課本P243式（10-5）得p=4T/dhl=46100/511034=60.3MpapF=1000NV=2.0m/sD=500mmL=500mmn滾筒=76.4r/min總=0.8412P工作=2.4KW電動機型號Y132S-6i總=12.57據手冊得i齒輪=6i帶=2

24、.095nI =960r/minnII=458.2r/minnIII=76.4r/minPI=2.4KWPII=2.304KWPIII=2.168KWTI=23875NmmTII=48020NmmTIII=271000Nmmdd2=209.5mm取標準值dd2=200mmn2=480r/minV=5.03m/s210mma0600mm取a0=500Ld=1400mma0=462mmZ=4根F0=158.01NFQ =1256.7Ni齒=6Z1=20Z2=120u=6T1=50021.8NmmHlimZ1=570MpaHlimZ2=350MpaNL1=1.28109NL2=2.14108ZNT1

25、=0.92ZNT2=0.98H1=524.4MpaH2=343Mpad1=48.97mmm=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=22mm.d1=22mmL1=50mmd2=28mmL2=93mmd3=35mmL3=48mmd4=41mmL4=20mmd5=30mmL=100mmFt =1000.436NFr=3

26、64.1NFAY =182.05NFBY =182.05NFAZ =500.2NMC1=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軸承預計壽命48720hFS1=FS2=315.1Nx1=1y1=0x2=1y2=0P1=750.3NP2=750.3NLH=1047500h預期壽命足夠FR =903.35NFS1=569.1Nx1=1y1=0x2=1y2=0P1=1355NP2=1355NLh =2488378.6h故軸承合格A型平鍵87p=29.68MpaA型平鍵108p=101.87MpaA型平鍵1610p =60.3Mpa