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：学 号:２9号指导教师:二○○三年六月十四日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。
９7×099×096=０85（2）电机所需的工作功率：P工作=FＶ/100０η总=1０0０×2/1000×0841２=2．4KW3、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＝76４3ｒ/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=12.572、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）ｎI=ｎ电机=9６0r／minｎII=nI/i带=96０/2.０９５＝4５8.2（r/min)nIII=nＩＩ/ｉ齿轮=458.2/６=7６4（ｒ/miｎ）2、 计算各轴的功率（KW）PI＝P工作=2４ＫWPII=PI×η带=24×0.96＝2．304KＷＰIII=PII×η轴承×η齿轮=２.30４×0．９8×096 =2．168ＫＷ3、 计算各轴扭矩(Ｎ·ｍｍ）ＴI=955×106ＰI/nI=９.5５×１0６×24/960=23875N·ｍmTＩI=9．５5×1０6PＩI/nII＝95５×１０６×２.304/4５８2 =4８0２0．９N·mmTIIＩ＝９55×１06PIＩI/ｎIＩI=9.55×106×2１68／76.4 =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带截型由课本Ｐ83表5－9得：ｋＡ＝1.2PC＝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=4582－480/４５8．2 ＝—0．048<005（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) 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Z=PC/P’=PC／(P１+△P1)ＫαKＬ ＝３.9/(0９5+01１） ×096×0．９6 =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 =15８０1N则作用在轴承的压力ＦQ,由课本P８7式（５－1９)ＦQ=2ＺF0sinα1/２＝2×4×15８.０１siｎ1676／2=12567N2、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 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Ｔ1Ｔ1=9．55×106×Ｐ/ｎ1＝9.５5×10６×２．4/4582 ＝５０02１８Ｎ·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NLＮL１=60n1ｒth=60×45８.2×1×（16×365×8)=12８×1０９NL２=NL１/ｉ=128×１0９／6＝214×108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=52４４Mpa［σH］２=σHlｉm2ZNT２／ＳH＝３50×0．９8/1.0Mpａ=343Mpa故得:d1≥7６43（kT1（u＋1)/φdu［σＨ］2)１／3=76.4３［1×50021.8×（6+1）/09×6×3432］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=25mm(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=５0mmｄ2＝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ＹFa1=2.80 YSa1=1．55YＦa２=２.１4 YＳa2=1．83 (８)许用弯曲应力［σF］根据课本P13６（6—５３)式：［σF]= σFliｍ YSTYNT/ＳF由课本图６－3５C查得：σFｌｉm1=2９0Mpａ σFliｍ2 =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[σF］１＝σFlim１ YSTYNT1／SＦ=２90×２×0．88／１.25Mpa=40832Ｍｐa[σＦ]２=σＦlim2 YＳTYNＴ２/SＦ =210×２×0９／１．2５Mpa=302.４Mpａ将求得的各参数代入式（6—49)σF1=(2kT1/bm2Z１)YFａ1ＹSa1=（2×1×５０0218／45×252×20) ×280×1．5５Ｍpa＝7７.２Ｍｐa< ［σF］1σF２＝（２kT1/bm2Ｚ２)ＹFa1ＹSa1=（２×1×500２1.8/４5×２52×1２０) ×2.１４×1．83Mpａ=116Mｐａ< ［σF］2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)=2.5/２（20＋120）=１７5mm (１0）计算齿轮的圆周速度VV=πd1ｎ1/6０×100０=３1４×50×458．2/6０×1000=12m／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217～２５5HBS根据课本P２35(10－2）式,并查表10-2，取c＝115d≥11５ (２．３0４/4５8.2）1/３ｍｍ=１９.7mm考虑有键槽，将直径增大5%,则d=1９．7×(１＋５％)mm＝2０。
69∴选d=2２mm2、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=15mmII段:d２=ｄ1+2h=２2＋2×2×15=２8mｍ∴ｄ２=2８mｍ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段直径d3=３5ｍmL３=Ｌ1—L=5０－2＝48mｍⅣ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Ⅳ段设计成阶梯形,左段直径为３6ｍmⅤ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①求分度圆直径：已知ｄ1=5０ｍm②求转矩：已知T2=50021．8Ｎ·mm③求圆周力：Ｆｔ根据课本P127（6－３4）式得Fｔ＝2T２／d2=50021.8/50＝1000。
4３6N④求径向力Fｒ根据课本P127（6-35)式得Fr=Fｔ·tanα=１０00４36×tan2０0＝364．１N⑤因为该轴两轴承对称,所以:LA=ＬB=50ｍm (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=1８2．05NFAZ＝FBZ=Ft/2=5002N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=182０5×50=9．1Ｎ·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=5０0．2×５0=２5N·ｍ （4）绘制合弯矩图（如图d）ＭC=(MＣ12＋MC22)1/2=（912+252)1/2=2６.6N·ｍ (5）绘制扭矩图（如图e)转矩:T＝９.55×(Ｐ2/ｎ２)×106=48N·m （６）绘制当量弯矩图（如图f)转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩：Mｅｃ=［MC2+(αＴ）2］1/2＝[266２+(1×48)2]1／２=５4．８8N·m （7)校核危险截面Ｃ的强度由式（６—3）σｅ=Mec/01d33=99.6/0.1×413=14。
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）根据课本P２35页式(10—２），表（1０—2）取c=11５d≥c（P３/n3）1/3=1１5（21６8/７64)１/3＝３5.0８mｍ取d=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，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①求分度圆直径:已知d2=3０0mm②求转矩：已知T３=271N·m③求圆周力Ft:根据课本Ｐ127(６—3４）式得Ｆｔ=2T3/d2＝２×2７１×10３／３00=1806.7N④求径向力Fr根据课本Ｐ127（6－３5）式得Ｆr=Ft·ｔanα=1806。
7×０36３7９=6572N⑤∵两轴承对称∴LA=LB=4９ｍm（１）求支反力ＦAX、FBY、FAZ、FＢＺFＡＸ=FBY=Fr/2＝6５7.2／２=３28.６NFAZ=FBZ=Ft/２＝１８06.7/2=903３5N （2）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=3２８.６×4９=16.1N·m (3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=903．3５×４9=44．2６Ｎ·m (4）计算合成弯矩ＭC＝(MC12＋MC２2）１/2 ＝（16１２+4４．262）1／２ =4７.1N·m （5)计算当量弯矩:根据课本Ｐ235得α=1Ｍec=[MＣ２＋（αT）２]1/2=［47．1２+(１×271）2］1/２ =27506N·m （6)校核危险截面C的强度由式(10—3）σｅ=Ｍec/（０.1d）＝27506/（0．1×453)＝1.36Ｍｐa<［σ－１]b=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ｎⅡ=458.2r/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P２６５（11—12）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、yFＡ1/FR1＝315.１N/５00．２N=0.６3ＦＡ2/FR2=3１5.１N/500。
2N=0６３根据课本P26３表（11－8)得e＝0．６８FＡ１／ＦR1〈e x1＝1 FA2/FR2〈e x２=１ ｙ1=0 y2=０ （4）计算当量载荷Ｐ1、P2根据课本Ｐ263表(11—9）取f P=1．5根据课本P262（1１-6）式得P１＝ｆP(x1ＦR1+y1FＡ１）＝1５×（1×5００.2+0）＝7503NＰ2＝fｐ（x2FR1+y2FA２）＝15×（1×5００2+0）=7５0.3N (5)轴承寿命计算∵P１＝P2 故取P=7５0.3N∵角接触球轴承ε=３根据手册得７206ＡC型的Cr=2３000N由课本P264(1１-１0c)式得ＬＨ=16670/n（ftCr/P）ε=1667０／458.２×（1×230０0/７50３)3＝1０４7500h>４8７20ｈ∴预期寿命足够2、计算输出轴承 （１）已知nⅢ=７6.4r／min Ｆa=0 FR＝FAZ＝903．3５N试选７２０７AC型角接触球轴承根据课本P265表（11—12）得FS＝0.063FR，则FS1=FS2=0.６3FR=063×9０3。
35=5６91N （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=５６91N (3）求系数x、yFA1/FR１=56９1/9０3３5=0６3FA2/FR2=5６９1/９30．35＝063根据课本Ｐ263表（11－8）得：e=0．68∵FＡ1/FR１＜e ∴x1=1 ｙ１＝０∵FA２/ＦR2〈e ∴x2＝1 ｙ2=0 （4）计算当量动载荷P1、Ｐ2根据表(1１-9）取fP=1.5根据式（11-6）得P1=fP(ｘ１FR1+ｙ1ＦA1）=15×(1×903.3５)=1３55NＰ2＝fP(x2FR2+y２ＦA2）=1.５×（1×９0３．35）=１3５5N （5)计算轴承寿命ＬH∵P1=P2 故Ｐ=1３55 ε=3根据手册P71 7２07AC型轴承Cr＝305０0N根据课本P2６4 表（1１-10)得：ｆt=1根据课本Ｐ2６4 （１1-10c）式得Lｈ=１6６70／ｎ(fｔCｒ/P) ε=16670/76.4×（１×30500/1３5５）3 =２４８8３78.６ｈ〉48720ｈ∴此轴承合格八、键联接的选择及校核计算轴径ｄ1=22mm，L1=5０mm查手册得，选用C型平键，得：键A 8×7 ＧＢ１096－7９ l＝L1-b=50—８=42mmT2=４8N·m h=7ｍｍ根据课本P243(1０—5)式得σp=4Ｔ2/dｈl=4×480０0／2２×7×42 =29.６8Mｐa〈[σＲ］(１10Mpａ)2、输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径d3＝35mm Ｌ3＝4８mｍ T=2７１Ｎ·ｍ查手册P51 选Ａ型平键键10×8 GB10９6-7９l=L3—b=４8—10=３8ｍm h=8ｍｍσｐ＝４Ｔ／dhl＝4×271０００/3５×8×３8 ＝１01。
８7Mpａ<[σp]（1１0Mpａ）3、输出轴与齿轮２联接用平键联接轴径d2=51mm Ｌ2＝５０mm T＝6１.5Nm查手册P５1 选用A型平键键16×10 GB1096-79l=L2—b＝5０-16=3４mm h=10mｍ据课本P２43式（10－5）得σp＝4T/dhｌ=4×6１００/51×1０×34=6０.3Mpａ＜[σp］F=１00０NV＝2.0m／sＤ=500ｍmL＝５00mmn滚筒＝７6．４r/ｍiｎη总=0８４12Ｐ工作=2.４KW电动机型号Y１32Ｓ－6i总=１2.57据手册得i齿轮=6i带=2．095nI =960r／mｉｎnII=458.２r/ｍinnIII=７６4r/mｉnPI=2．4ＫWPII=2３04KWPＩII=２.168KWTＩ=23８７５N·mmTII=4８020N·ｍmTIＩI=27１0０0N·mmdd2=209.５ｍm取标准值dd2=200mｍn２’＝４80ｒ/miｎV=5.0３m/s210ｍｍ≤a0≤６00mm取ａ0=５０0Ld=14００mma0=462ｍmＺ=4根F０=15801NFＱ =1256.7Nｉ齿=6Ｚ1=２0Z2=1２0u=6T1＝50021．8N·mｍαHｌｉmZ１=５7０ＭpａαHlimZ２＝３50MpａNＬ１=１．28×1０9NＬ2＝2．１4×１０8ＺNＴ1=０。
9２ZNT2=0．９8［σH]1＝524．4Ｍｐａ[σH］2=343Mｐad1＝489７ｍｍm=２5mｍd1=50mmd２=30０mｍb=４5mmb1＝５0mmYFａ1=2.80YＳa1=1.55YFa２=2.14YSa2＝1.８３σFｌim1=290MpaσＦlim２ =２10MpaYNT1=088YNT2=09YSＴ=2SF=1．2５σF1＝7７．２ＭｐaσF2=11.６Mpaａ =175ｍmV =1.2m/sd=22ｍmd1=2２mmL1＝50mmｄ2＝28ｍmL２=93mmd3=３5mｍL３=4８mmｄ4=４1mmL4=20mmd５=３０mmＬ＝100mmＦｔ =1000．43６NFr=364．1NFAY =１8２.０5NFBＹ =182．05ＮＦAZ ＝５0０.2NＭＣ1=９.1N·ｍMC2=2５N·ｍMC ＝２6．6N·mT=4８N·mMｅc ＝99.6N·mσe =1４５MPa＜［σ－１］bd=3５mmFt =1806.７NＦＡX=ＦBY =3２８6NＦＡＺ=ＦBZ =9０335ＮMC1=１61N·mMC2=４４．２6N·mMC ＝47.１Ｎ·mMec =２75.0６N·mσｅ =１.3６Mpａ＜［σ-1]ｂ轴承预计寿命4872０hFＳ1=FS２＝３15。
1Nｘ1＝1y1=0ｘ2＝1y2＝0P1＝750．3NP２=７５0.３NＬH=10４7500h∴预期寿命足够FR =９0335ＮFS１＝５6９.1Nｘ1=１ｙ1=０x2＝1y2=0P1=13５５ＮＰ2=１3５5NLh =2４88３７8．６ｈ故轴承合格A型平键8×7σｐ＝29６８MpaＡ型平键10×８σp＝１０１.８７ＭpaA型平键16×10σｐ =６０3Mｐa文中如有不足，请您指教！13 / 13。