机械设计课程设计计算说明书样板.docx

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机械设计课程设计计算说明书样板

毕业设计计算说明书

设计题目：

V带—单级圆柱减速器

机电系：

班级：

设计者：

学号：

指导教师：

二○○八年五月六日

目录

一、前言----------------------------------------------------------------------1

二、传动方案拟定----------------------------------------------------------3

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----------------------------------------------------------11

七、滚动轴承的选择及校核计算----------------------------------------20

八、键联接的选择及计算-------------------------------------------------23

九、联轴器的选择及验算-------------------------------------------------24

十、参考资料----------------------------------------------------------------25

一、前言

机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。

传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。

传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。

合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。

根据设计要求，我们考虑以下四种传动方案，如下图所示：

类型

传递功率

（KW）

速度

（m/s）

效率

传动比

特点

开式

闭式

一般

最大

普通V带

传动

≤500

25～30

0.94～

0.97

2～4

≤7

传动平稳、缓冲、

中心距大、结构简

单、寿命短。

链传动

≤100

≤20

0.90～

0.93

0.95～

0.97

2～6

≤8

中心距大、高速不平

稳、多用于低

速传动。

圆柱齿轮

传动

直齿≤750

斜齿和人字齿

≤50000

7级精度≤25

25

5级及以上

≤15～130

0.94～

0.96

一对齿

0.96～

0.99

一对齿

单级:

3～7

两级：

8～40

单级:

15～20

两级：

≤60

承载能力大、尺寸

小、效率高、制造

精确、成本高、

传动比恒定。

圆锥齿轮

传动

直齿≤1000

曲线齿

≤15000

直齿≤5

曲线齿

≤5～40

0.92～

0.95

一对齿

0.94～

0.98

一对齿

2～4

≤7

承载能力大、尺寸

小、效率高、制造

精确、成本高、

传动比恒定。

蜗杆传动

通常≤50

最大

≤750

滑动速度

≤15

个别≤35

0.50～

0.70

一对齿

0.70～

0.92

一对齿

10～40

单级:

≤80

两级：

≤3600

尺寸小、效率较低

制造精度要求高

成本高、传动比大

传动平稳。

方案（a）选用了V形带传动和单级圆柱齿轮减速器传动。

V形带传动布置于最高级，传动平稳、缓冲吸振和过载保护的特点。

方案（b）采用蜗轮蜗杆传动，结构紧凑。

但蜗杆传动传动效率低，功率损耗大，不适宜长期连续运转。

方案（c）采用两级闭合齿轮传动，适应于繁重及恶劣的条件下长期工作，使用维护方便。

但减速机零件较多，加工成本高。

方案（d）适合于布置在窄长的通道中工作，但加工圆锥齿轮比圆柱齿轮困难，成本也较高。

以上四种方案各有特点，适用于不同的工作场合。

根据工作条件和设计要求，拟选用第一种方案最为合适。

传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。

带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。

齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。

本设计采用的是单级直齿轮传动。

由于单级圆柱齿轮减速器的速度较低、载荷较轻，适合于本设计要求，齿轮可做成直齿。

减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。

计算过程及计算说明

一、传动方案拟定

课题：

设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动

原始资料：

1、电机型号：

Y112M-4N=4Kw；

2、输送带运行速度：

v=2.0（m/s）；

3、滚筒直径：

D=500mm

4、运输机两班制连续工作，单向运转，工作时有轻度振动。

使用期限10年。

二、计算总传动比及分配各级的传动比

1、总传动比：

in

电机满载转速：

nm=1450r/min

滚筒转速：

nw=v/πdr/s=2.0/（3.14×0.5）r/s

=1.2739r/s=76.43r/min

总传动比in=nm/nw=1450/76.43=18.97

2、分配各级传动比

初定减速级的传动比i齿轮=6，则V带传动的传动比为i带，

i带=i总/i齿轮=18.97/6=3.16

取i带=3.16。

三、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）

电机转速：

nd=nm=1450r/min

I轴的转速：

nI=nd/i带=1450/3.16=458.9（r/min）

Ⅱ轴的转速：

nⅡ=nI/i齿轮=458.9/6=76.5（r/min）

滚筒的转速：

nw=nⅡ=76.5（r/min）

2、计算各轴的功率（KW）

电机的功率：

p0=4kW

I轴的功率：

PI=p0η01=4×0.95=3.8（Kw）

Ⅱ轴的功率：

PⅡ=PIη02=3.8×0.96=3.65（Kw）

滚筒的功率：

Pw=PⅡη03=3.65×0.99=3.61（Kw）

3、计算各轴扭矩（N·mm）

电机的转矩：

T0=9550P0/n0=9550×4/1450

=26.34Nm

I轴的转矩：

T1=9550PI/nI=9550×3.8/458.9

=79Nm

Ⅱ轴的转矩：

T2=9550PⅡ/nⅡ=9550×3.65/76.5

=455.6Nm

滚筒的转矩：

Tw=9550Pw/nw=9550×3.61/76.5

=450Nm

四、传动零件的设计计算

1、皮带轮传动的设计计算

（1）普通V带截型选择

Pc＝kAP

式中kA--工作情况系数，查表得：

KA＝1.2

P--名义传动功率（kW）。

Pc＝kAP=1.2×4=4.8（kW）

根据计算功率和小带轮得转速nd=1450r/min，查表初选带的型号为A型。

（2）确定带轮基准直径dd1和dd2

dd1小，则传动所占空间小，重量轻，但dd1太小，则弯曲应力σd1太大，所以dd1稍大于并取标准值，查表，因为带为A型，所以取dd1＝95mm＞dd1min=75mm。

dd2＝i带dd1=3.16×95=300.2（mm）

选取标准值dd2＝315（mm）

（3）验算带速v

v=πdd1nd/（60×1000）（m/s）

=3.14×95×1450/（60×1000）

=7.21（m/s）

5m/s＜v＜25m/s

带速合适。

实际传动比i实

i实=dd2/dd1=315/95=3.315－

Δi=（i实－i）/i=（3.315－3.16）/3.16

=0.049＜±5%。

误差在允许范围内。

从动轮实际转速nI实＝1450/i实＝1450/3.315=437.4（r/min）

Δn=（n实－nI）/nI=（437.4－458.9）458.9

=-0.047＜±5%。

误差在允许范围内。

（4）确定中心距a0和带的基准长度LD

0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）

287≤a0≤820

考虑到结构紧凑，故取a0=400mm。

按带的几何关系，求得的计算长度Ld0的近似公式如下：

Ld0=2x400+3.14（95+315）/2+（315－95）2/（4x400）　

=1473mm

取带的标准长度Ld=1400mm。

由于带传动的中心距设计成可调的，a可用下式近似计算：

a=a0+（Ld－Ld0）/2

=400+（1400－1473）/2

=363.5（mm）

考虑安装、调整、补偿初拉力，中心距需有一定调整范围，其大小为：

amin=a－0.015Ld

amax=a+0.03Ld

所以，amin=363.5－21=342.5（mm）

amax=363.5+42=405.5（mm）

（5）计算包角α

对于开口传动，有几何关系得

α1≈180º－（（dd2-dd1）/a）×60º≥120º

α=180º－（（315-95）/363.5）×60º=143.7º

α=143.7º≥120º

符合要求。

（6）确定带的根数

A型带，n=1450r/min，查表得P0=1.2kW；

查包角系数，得Kα＝0.92；

查长度系数，得kL=0.96;

查弯曲影响系数，得kb=1.03x10-3；

主动轮转速，nd=1450r/min；

查传动比系数，得ki=1.14；

ΔP0=kbnd（1-1/ki）

=1.03×10-3×1450（1－1/1.14）

=0.183（kW）

z=Pc/（（P0+ΔP0）KαkL）

=4.8/（（1.2+0.183）0.92×0.96）

=3.92根

取z=4根，z＜10，合适。

查表得

B=（z-1）e+2f=（4－1）×15+2×10=65mm。

（7）确定带得初拉力F0

推荐单根V带张紧后的初拉力F0为

查表得，q=0.1kg/m2，代入公式

F0=500x

+0.1x7.212

=148N

（8）计算带对轴得压力Q

为设计轴和轴承，应计算出带对轴得压力Q。

Q=2F0Zsin（α/2）

=2×148×4×sin（143.7/2）=1125N。

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240~260HBS。

大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据需要选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≥766（kT1（u+1）/φdu[σHP]2）1/3

确定有关参数如下：

传动比i=6

取小齿轮齿数Z1=20。

则大齿轮齿数：

Z2=iZ1=6×20=120

取大齿轮齿数Z2=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

查表，取φd=1.0

（3）转矩T1

T1=9550PI/nI=9550×3.8/458.9=79Nm

（4）载荷系数k

取k=1.5

（5）接触疲劳强度极限[σHlim]

由课本图10-33查得：

σHlim1=690MpaσHlim2=660Mpa

（6）许用接触应力σHP

[σHP1]=0.9σHlim1=621MPa

[σHP2]=0.9σHlim2=594MPa

（7）影响系数ξE

查表取ξE=1

故得：

d1≥766（kT1（u+1）/φdu[σHP]2）1/3

=766[1.7×79×（6+1）/1×6×5942]1/3mm

=56mm

模数：

m=d1/Z1=56/20=2.8mm

取标准模数：

m=2.5mm

（6）确定有关参数和几何尺寸

分度圆直径：

d1=mZ1=2.5×20mm=50mm

d2=mZ2=2.5×120mm=300mm

传动中心距：

a=（m/2）（Z1+Z2）=（2.5/2）（20+120）

=175mm

齿宽：

b=φdd1=1×50mm=50mm

取b1=50mmb2=60mm

齿轮的圆周速度V

V=πd1n1/60×1000

=3.14×50×458.9/60×1000

=1.2m/s

选齿轮传动精度等级8级合适。

（7）校核齿根弯曲疲劳强度

根据式:

σF=（2000kT1/bm2Z1）YFs≤[σFP]

弯曲疲劳极限应力：

由课本图查得：

σFlim1=290MpaσFlim2=280Mpa

许用弯曲应力[σF]：

[σFP1]＝1.4σFlim1=1.4x290Mpa=406Mpa

[σFP2]＝1.4σFlim2=1.4x280Mpa=392Mpa

复合齿形系数：

查表得：

YFS1=4.13YFS2=3.98

σF1=（2000kT1/bm2Z1）YFs1

=（2000×1.5×79/60×2.52×20）×4.13Mpa

=130.5Mpa<[σFP1]

σF2=σF1YFS2/YFS1

=85.8×3.98/4.13=125.7Mpa<[σFP2]

故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够。

五、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217~255HBS

查表，取c=115

d≥115（3.8/458.9）1/3mm=23.3mm

考虑有键槽，将直径增大5%，则

d=23.3×（1+5%）mm=24.5

∴选d=25mm

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=25mm长度取L1=75mm

∵h=2cc=1.5mm

段:

d2=d1+2h=25+2×2×1.5=31mm

初选用46206型角接触球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm，外径为62mm。

∴d2=30mm

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，并考虑带轮和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为56mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故

段长：

L2=（2+20+16+56）=94mm

段直径d3

L3=L1-L=50-2=48mm

由手册得：

c=1.5h=2c=2×1.5=3mm

d3=d3+2h=30+2×3=36mm

取d3=36mm

Ⅳ段直径d4=40mm

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，因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mm

Ⅴ段直径d5=30mm.长度L5=17mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=107mm

（3）按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径：

已知d1=50mm

②求转矩：

已知T2=79000N·mm

③求圆周力：

Ft

Ft=2T2/d1=2×76509/50=3160N

④求径向力Fr

Fr=Ft·tanα=3160×tan200=1150N

⑤因为该轴两轴承对称，所以：

LA=LB=53.5mm

（1）绘制轴受力简图（如图a）

（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）

轴承支反力：

FAY=FBY=Fr/2=575N

FAZ=FBZ=Ft/2=1580N

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=575×52.5=30.19N·m

（3）绘制水平面弯矩图（如图c）

截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZL/2=1580×52.5=82.95N·m

（4）绘制合弯矩图（如图d）

MC=（MC12+MC22）1/2=（30.192+82.952）1/2

=88.3N·m

（5）绘制扭矩图（如图e）

转矩：

T=9.55×（P2/n2）×106=80.1N·m

（6）绘制当量弯矩图（如图f）

转矩产生的扭剪按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩：

Mec=[MC2+（αT）2]1/2

=[88.32+（1×80.1）2]1/2=119.2N·m

（7）校核危险截面C的强度

由式

σe=Mec/0.1d33=120500/0.1×363

=25.5MPa<[σ-1]b=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（217~255HBS）

查表取c=115

d≥c（P3/n3）1/3=115（3.65/76.5）1/3=41.7mm

取d=45mm

2、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46211型角接触球轴承，其内径为55mm，宽度为21mm，外径为100mm。

各段直径：

外伸出端直径为45mm。

为了使联轴器能定位，在轴的外伸端设计一轴肩，所以通过轴承透盖、右轴承和套筒段直径取为55mm。

两端轴承处轴颈取55mm。

齿轮处的轴直径取为60mm。

轴承轴肩处、套筒直径为70mm。

为了便于轴承的安装，轴肩左端取62mm。

各段长度：

齿轮宽度为60mm，故取齿轮轴长度为58mm，46211轴承宽度为21mm，因此左端轴径长度为21mm，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15mm，透过透盖的轴段长度为58mm，安装联轴器轴段长度为112mm。

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=111mm。

（3）按弯扭复合强度计算

①求分度圆直径：

已知d2=300mm

②求转矩：

已知T3=455.6N·m

③求圆周力Ft：

Ft=2T3/d2=2×455.6×103/300=3037.3N

④求径向力Fr：

Fr=Ft·tanα=3037.3×0.36379=1105N

⑤∵两轴承对称

∴LA=LB=55.5mm

（1）求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAX=FBY=Fr/2=1105/2=552.5N

FAZ=FBZ=Ft/2=3037.3/2=1518.6N

（2）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=552.5×55.5×10-3=30.66N·m

（3）截面C在水平面弯矩为

MC2=FAZL/2=1518.6×55.5×10-3=84.28N·m

（4）计算合成弯矩

MC=（MC12+MC22）1/2

=（30.662+84.282）1/2

=89.7N·m

（5）计算当量弯矩：

根据α=1

Mec=[MC2+（αT）2]1/2=[89.72+（1×455.6）2]1/2

=464.35N·m

（6）校核危险截面C的强度

σe=Mec/（0.1d3）=464350/（0.1×603）

=21.5Mpa<[σ-1]b=60Mpa

∴此轴强度足够

六、滚动轴承的选择及校核计算

根据条件，轴承预计寿命

16×365×10=58400小时

1、计算输入轴承

（1）已知nⅡ=458.9r/min

两轴承径向反力：

FR1=FR2=575N

初选两轴承为角接触球轴承46206型

轴承内部轴向力

FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=362.2N

（2）∵FS1+Fa=FS2Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=362.2NFA2=FS2=362.2N

（3）求系数x、y

FA1/FR1=362.2N/575N=0.63

FA2/FR2=362.2N/1575N=0.63

根据e=0.68

FA1/FR1

y1=0y2=0

（4）计算当量载荷P1、P2

取fP=1.5

P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×575+0）=862.5N

P2=fp（x2FR1+y2FA2）=1.5×（1×575+0）=862.5N

（5）轴承寿命计算

∵P1=P2故取P=862.5N

∵角接触球轴承ε=3

根据手册得46206型的Cr=17800N

LH=16667/n（ftCr/P）ε

=16667/458.9×（1×17800/862.5）3

=329244h>58400h

∴预期寿命足够。

2、计算输出轴承

（1）已知nⅢ=76.5r/min

Fa=0FR=FAZ=1518.6N

试选46211型角接触球轴承

根据FS=0.63FR,则

FS1=FS2=0.63FR=0.63×1518.6=956.7N

（2）计算轴向载荷FA1、FA2

∵FS1+Fa=FS2Fa=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=956.7N

（3）求系数x、y

FA1/FR1=956.7/1518.6=0.63

FA2/FR2=956.7/1518.6=0.63

查表得：

e=0.68

∵FA1/FR1

y1=0

∵FA2/FR2

y2=0

（4）计算当量动载荷P1、P2

查表取fP=1.5

P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×1518.6）=2278N

P2=fP（x2FR2+y2FA2）=1.5×（1×1518.6）=2278N

（5）计算轴承寿命LH

∵P1=P2故P=2278ε=3

根据手册46211型轴承Cr=38800N

查表得：

ft=1

Lh=16667/n（ftCr/P）ε

=16670/76.5×（1×38800/2278）3

=1076540h>58400h

∴此轴承合格

七、键联接的选择及校核计算

1、输入轴与齿轮联接采用平键联接

轴径d3=42mmL3=48mmT=79N·m

查手册选A型平键

键12×8GB1096-79

l=L3-b=48-12=36mmh=8mm

σp=4T/dhl=4×79000/42×8×36

=26.1Mpa<[σp]（110Mpa）

3、输出轴与齿轮2联接用平键联接

轴径d2=60mmL2=58mmT=455.6Nm

查手册选用A型平键

键18×11GB1096-79

l=L2-b=58-18=40mmh=11mm

σp=4T/dhl=4×455600/60×11×40

=69Mpa<[σp]

八、联轴器的选择与验算