机械设计课程设计样本.doc

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吉林大学

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××机电工程班
设计者:
学 号:
指导教师:
二○○八年8月22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, 载荷有中等冲击, 允许螺旋轴转速偏差为5％, 该机器由一般机械厂小批量生产。
（2） 原始数据: ; 螺旋轴转速nw=135r/min,螺旋轴输入转矩T=300N·m。
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
=0.96×0.982×0.97×0.99
=0.89
(2)电机所需的工作功率:
P工作=T·nw/9550
=300×135/9550
=4.24KW
3、 确定电动机转速:
电机所需功率
P≥P工作/η总=4.24/0.89=4.76KW
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Y132M2-6。
其主要性能: 额定功率: 5.5KW, 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伟动比
1、 总传动比: i总=n电动/n筒=960/135=7.1
2、 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=7.1/3.2=2.2
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=960/2.2=436.4(r/min)
nIII=nII/i齿轮=436.4/3.2=136(r/min)
2、 计算各轴的功率( KW)
PI=P电机 =5.5KW
PII=PI×η带=5.5×0.95=5.225KW
PIII=PII×η轴承×η齿轮=5.225×0.98×0.96
=4.9157KW
3、 计算各轴扭矩( N·mm)
TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×5.5/960
=54713.5N·mm
TII=9.55×106PII/nII
=9.55×106×5.225/436.4
=114341.8N·mm
TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×4.9157/136
=345183.3N·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
由表5-6得: kA=1.4
PC=KAP=1.4×5.5=7.7KW
由图5-7得: 选用B型V带
（2） 确定带轮基准直径, 并验算带速
由课本图5-7得, 推荐的小带轮基准直径为
125~140mm
则取D1=127mm﹥Dmin=125mm
验算带速
==6.38m/s
在5~25m/s范围内, 带速合适。
D2=( n1/n2) ·D1=( 960/436.4) ×127=279.4mm
由表5-8, 取D2=280mm
实际从动轮转速n2’=n1·D1/ D2=960×127/280
=435.4r/min
转速误差为: D1- D2/ D2=1.8％<5％ 因此合适
（3） 确定带长和中心矩
根据课本P84式( 5-14) 得
0. 7(D1+ D2)≤a0≤2(D1+ D2)
0. 7(127+280)≤a0≤2×(127+280)
因此有: 284.9mm≤a0≤814mm
取a0=540mm
带长:
L0=2a0+1.57(D1+ D2)+( D2- D1)/4a0
=2×540+1.57(125+2800)+(280-125)2/4×540
=1782mm
取Ld=1800mm:
中心距a≈a0+Ld-L0/2=540+
=549mm
(4)验算小带轮包角
α1=1800-×57.30
=1800-×57.30
=1640( 适用)
( 5) 确定带的根数
根据表( 5-5) P0=1.64KW
根据表( 5-10) △P0=0.30KW
根据表( 5-9) Kα=0.95
根据表( 5-3) KL=1.01
由得
Z=PC/P’=PC/(P1+△P1)KαKL
=7.7/(1.64+0.30) ×0.95×1.01
=4.14
取z=4,符合表5-7推荐槽数。
(6)计算轴上拉力
由表5-4查得q=0.17kg/m, 由式( 5-22) 单根V带的初拉力:
F0=( 500PC/z) ( 2.5/Kα-1) +q2
=( 500×7.7/4×6.38) ×(2.5/0.95-1)+0.17×6.382N
=253N
则作用在轴承的压力FQ
FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×256.7sin
= .3N
齿轮
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在, 因此齿轮采用软齿面。根据表6-2, 选小齿轮选用40Cr调质, 齿面硬度为230~240HBS。大齿轮选用45钢, 调质, 齿面硬度220HBS; 选8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≥
确定有关参数如下: 传动比i齿=3.2
取小齿轮齿数Z1=27。则大齿轮齿数:
Z2=iZ1=3.2×27=86.4
实际传动比i0=87/27=3.22
传动比误差: i-i0/i=3.2-3.22/3.2=0.6%<2.5% 可用
齿数比: u=i0=3.22
由课表6-6取 =1.0
(3)转矩T1
T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×5.225/436.4
=114341.8N·mm
(4)初选载荷系数kt=1.5
由表得
=189.8, ZH=2.42

Z==0.98, 由图6-13得 Z=0.78
=1.67
=0.318z1tan=2.3
(5)许用接触应力[σH]
[σH]= σHlimZNT/SH由图6-16c查得:
σHlimZ1=540Mpa σHlimZ2=390Mpa
由式6-12计算应力循环次数NL
NL1=60n1rth=60×436.4×1×(16×300×8)
=1.0×109
NL2=NL1/i0=1.0×109/3.22=3.14×108
查得接触疲劳的寿命系数:
ZNT1=1.00 ZNT2=1.05
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=540×0.98/1.0Mpa
=529Mpa
[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=390×1.05/1.0Mpa
=413Mpa
因此取[σH]2=413Mpa设计齿轮参数
故得:
d1t≥
=
=72.08mm
修正d1t:
=m/s<2.00m/s
因此选脂润滑
查得KA=1.50, KV=1.07, K=1.12, K=1.20
K=KA KV KK=1.50×1.07×1.12×1.2=2.16
d1= d1mm
m==mm
根据表6-1取标准模数: m=3mm
计算齿轮传动的中心矩a
a=m(Z1+Z2)/2cos= 3×(27+87)/2cos150=177mm
=arccosarccos
分度圆直径:
d1= mZ1/ cos=3x27/ cos=83.84mm=84mm
d2=m Z2/ cos=3x87/ cos=270.16mm=270mm
齿宽: b= d1=1.0×83.84mm=84mm
取B1=85mm, B2=80mm

(6)校核齿根弯曲疲劳强度
σF=YFaYSa≤[σ]F
计算当量齿轮断面系数
=0.67, 由图6-28得=0.87
齿形系数YFa和应力修正系数YSa
根据齿数Z1=27,Z2=87由表6-19,6-20相得
YFa1=2.53 YSa1=1.62
YFa2=2.16 YSa2=1.78
由图6-21, 查得YN1=0.90, YN2=0.92
[σF]= σFlim YSTYN/SF
由课本图6-35C查得:
σFlim1=340Mpa σFlim2 =310Mpa
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 YN1/SF=340×0.90/1.25Mpa
=244Mpa
[σF]2=σFlim2 YN2/SF =310×0.92/1.25Mpa
=228Mpa
将求得的各参数代入式( 6-49)
σF1=YFa1YSa1
=2x2.16x114341.8x0.67x0.87x2.53x1.62/(85x84x3.0)Mpa
=55.1Mpa< [σF]1
σF2=σF1 YFa2 YSa2/YFa1YSa1
=55.1x2.16x1.78/2.53x1.62Mpa
=51.7Mpa< [σF]2
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
轴
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
取c=110
d≥c
考虑有键槽, 将直径增大5%, 则
d=25.2×(1+7%)mm=26.97mm=27mm
∴选d=32mm
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) 确定轴各段直径工段: d1=32mm
初选用7208AC型角接触球轴承, 其内径为40mm,
宽度为18mm.
(3)按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径: 已知d1=84mm
②求转矩: 已知T2=50021.8N·mm
③求圆周力:
Ft=2T2/d2=2x114341.8/84=2868N
④求径向力Fr
Fr=Ft·tanα/cos=2868×tan200/cos150=1080.7N
Fa= Ft·tan=2868xtan150=768.48N
⑤因为该轴两轴承对称, 因此: LA=LB=72mm=L

(1)绘制轴受力简图( 如图a)

（3） 绘制垂直面弯矩图( 如图b)

轴承支反力:
FY=FAY=FBY=Fr/2=1434N
FZ=FAZ=FBZ=Ft/2=540N
F支=
由两边对称, 知截面C的弯矩也对称。
MC= F支L=1532x72=110304N·mm
(5)绘制扭矩图( 如图e)
转矩: T=114341.8N·mm
(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=0.6, 截面C处的当量弯矩:
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[1103042+(0.6×114341.8)2]1/2=131877.4N·mm
(7)校核危险截面C的强度
由式( 6-3)
σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413
=40.246MPa< [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)
取c=110
d≥c=c (P3/n3)1/3=110(4.9/136)1/3=36.3mm
d=36.3×(1+7%)mm= 38.8mm
取d=42mm
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, 能够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7211AC型角接球轴承, 其内径为55mm, 宽度为21mm。
(3)按弯扭复合强度计算
①求分度圆直径: 已知d2=270mm
②求转矩: 已知T3=345183.3N·mm
根据作用力与反作用力得
圆周力:
Ft==2868N
求径向力
Fr =1080.7N
轴向力
Fa=768.48N
③∵两轴承对称
∴LA=LB=72mm
(1)求支反力FAX、 FBY、 FAZ、 FBZ
FY=FAY=FBY=Fr/2=1434N
FZ=FAZ=FBZ=Ft/2=540N
F支=
(2)由两边对称, 书籍截C的弯矩也对称
MC= F支L=1532x72=110304N·mm
(5)α=0.6
Mec=[MC2+(αT)2]1/2
=[1103042+(0.6×345183.3)2]1/2=234598.9N·mm
(6)校核危险截面C的强度
由式( 10-3)
σe=Mec/( 0.1d3) =234598.9/(0.1×423)
=31.7Mpa<[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够
轴承
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
16×300×8=38400小时
1、 计算输入轴承
( 1) 已知nⅡ=436.4r/min
两轴承径向反力: FR1=FR2=1532N
初先两轴承为角接触球轴承7208AC型
得轴承内部轴向力
FS=0.68FR 则FS1=FS2=0.68FR1=1042N
(2) Fa=768N
故任意取一端为压紧端, 现取1端为压紧端
FA1=FS1+ Fa =1810N FA2=FS2=1042N
(3)求系数x、 y
FA1/FR1=1810N/1532N=1.18
FA2/FR2=1042N/1532N=0.68
根据课本P263表( 11-8) 得e=0.68
FA1/FR1<e x1=0.41 FA2/FR2<e x2=1
y1=0.87 y2=0
(4)计算当量载荷P1、 P2
f P=1.5
根据课本P262( 11-6) 式得
P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(0.41×1532+0.87x1810)=3304N
不难看出P1>P2
(5)轴承寿命计算
故取P=3304N
∵角接触球轴承ε=3
根据手册得7208AC型的Cr=35200N
LH=
∴预期寿命足够
2、 计算输出轴承
因为Cr输入3/n入=35.23/436.4=100<Cr输出3/n出=50.53/136=947
由公式LH =可知预期寿命足够
八、 键联接的选择及校核计算
1.输入轴与V带轮的键
轴径d1=32mm
查手册得, 选用A型平键, 得:
键A bxhxL1 =10x8x50 l=L1-b=50-10=40mm
T2=114341.8N·mm h=8mm
σp=4T2/dhl=2x114341.8/32x8x40
=22.33Mpa<[σR](110Mpa)
2、 输入轴与齿轮1联接采用平键联接
轴径d3=45mm L3=70mm T=114341.8N·m
选A型平键 bxhxl=14x9x70
l=L3-b=70-14=56mm h=9mm
σp=4T/dhl=4×114341.8/45×9×56
=20.17Mpa<[σp](110Mpa)
3、 输出轴与齿轮2联接用平键联接
轴径d2=62mm L2=63mm T=345183.3N·mm
选用A型平键
键bxhxL2=18x11x63
l=L2-b=63-18=45mm h=11mm
σp=4T/dhl=4×345183.3/62×11×45=44.99Mpa<[σp]
4、 输出轴与联轴器联接用平键联接
轴径d2=42mm L2=70mm T=345183.3N·mm
选用C型平键
键bxhxL2=12x8x70
l=L2-b=70-12=58mm h=8mm
σp=4T/dhl=4×345183.3/42×8×58=70.85Mpa<[σp]

n滚筒=135r/min
η总=0.892
P工作=4.24KW

电动机型号
Y132M2-6

i总=7.1
据手册得
i齿轮=3.2
i带=2.2

nI =960r/min
nII=435.4r/min
nIII=136r/min

∏
PI=5.5KW
PII=5.225KW
PIII=4.9157KW

TI=54713.5N·mm
TII=114341.8N·mm
TIII=345183.3N·mm

dd2=279.4mm
取标准值
dd2=280mm

n2’=435.4r/min
V=6.38m/s

284.9mm≤a0≤814mm
取a0=540

Ld=1800mm
a0=549mm

Z=4根
F0=253N

FQ = .3N

i齿=3.2
Z1=27
Z2=87
u=3.22
T1=114341.8N·mm

αHlimZ1=540Mpa
αHlimZ2=390Mpa

NL1=1.00×109
NL2=3.14×108
ZNT1=1.00
ZNT2=1.05

[σH]1=529Mpa
[σH]2=413Mpa

d1t=72.08mm
m=3mm

v=1.65m/s
用脂润滑

a=177mm

d1=84mm
d2=270mm

B1=85mm
B2=80mm

YFa1=2.53
YSa1=1.62
YFa2=2.16
YSa2=1.78

YNT1=0.90
YNT2=0.92

σFlim1=340Mpa
σFlim2 =310Mpa
SF=1.25
σF1=244Mpa
σF2=228Mpa

σF1=55.1 Mpa
σF2=51.7Mpa

d=32mm

Ft =2868N
Fr=1080.7N
Fa=768N

LA=72mm
LB=72mm

FAY =1434N
FBY =1434N
F支=1532
MC=11030N·mm

T=114341.8N·mm

Mec =131877.4N·mm

σe =40.246MPa
<[σ-1]b

d=42mm

Ft =2868N

FAX=FBY =1434N
FAZ=FBZ =540N
F支=1532N

MC =110304N·mm
Mec =234598.N·m
σe =31.7Mpa
<[σ-1]b

轴承预计寿命38400h

FS1=FS2=1532N

x1=0.41
y1=0.87
x2=1
y2=0

P1=3304N
P1>P2

LH=h
∴预期寿命足够

A型平键10x8x50

σp=22.33Mpa

A型平键
14x9x70

σp=20.17Mpa

A型平键
18x11x63

σp =44.99Mpa

C型平键
12x8x70
σp=70.85Mpa