1、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
2、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50025300.940.97247传动平稳、缓冲、中心距大、结构简 单、寿命短。链传动100200.900.930.950.97268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500007级精度25255级及以上151300.940.96一对齿0.960.99一对齿单级:37两级：840单级:1520两级：60承载能力大、尺寸小、效率高、制造
3、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5400.920.95一对齿0.940.98一对齿247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350.500.70一对齿0.700.92一对齿1040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
4、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
5、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-4 N=4Kw；2、输送带运行速度：v= 2.0（m/s）；3、滚筒直径：D=500mm4、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/d r/s=2.0/(3.140.5) r/s=1.2
6、739r/s=76.43r/min总传动比in=nm/nw=1450/76.43=18.972、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/minI轴的转速：nI=nd/ i带=1450/3.16=458.9 (r/min)轴的转速：n=nI/ i齿轮=458.9/6=76.5 (r/min)滚筒的转速：nw= n=76.5 (r/min)2、 计算各轴的功率（KW）电机的功率：p0=4 kWI轴的功率：PI=
7、 p001=40.95=3.8 (Kw)轴的功率：P=PI02=3.80.96=3.65 (Kw)滚筒的功率：Pw= P03=3.650.99=3.61 (Kw)3、 计算各轴扭矩（Nmm）电机的转矩：T0=9550P0/n0=95504/1450=26.34N mI轴的转矩：T1=9550PI/nI=95503.8/458.9=79 N m轴的转矩：T2=9550P/n=95503.65/76.5=455.6 N m滚筒的转矩：Tw=9550Pw/nw=95503.61/76.5=450 N m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PckAP式中 kA-工作情况
8、系数，查表得：KA1.2 P-名义传动功率（kW）。PckAP=1.24=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dd2dd1小，则传动所占空间小，重量轻，但dd1太小，则弯曲应力d1太大，所以dd1稍大于并取标准值，查表，因为带为A型，所以取dd195mmdd1min=75mm。dd2i带dd1=3.1695=300.2 (mm)选取标准值dd2315 (mm)（3）验算带速vv=dd1nd/(601000) (m/s)=3.14951450/(601000)=7.21 (m/s)5m/sv25m/s带速合适。实
9、际传动比i实i实= dd2/ dd1=315/95=3.315i=( i实i)/i=(3.3153.16)/3.16=0.0495%。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)n=( n实nI)/nI=(437.4458.9)458.9=-0.0475%。误差在允许范围内。（4）确定中心距a0和带的基准长度LD0.7(dd1+ dd2)a02(dd1+ dd2)287a0820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+(31595)2/(4
10、x400)=1473 mm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+(LdLd0)/2=400+(14001473)/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=a0.015Ldamax=a+0.03Ld所以，amin=363.521=342.5(mm)amax=363.5+42=405.5(mm)（5）计算包角对于开口传动，有几何关系得1180(dd2-dd1)/a) 60120=180(315-95)/363.5) 60=143.7=143.7120符合要求。（6）确定带的根数A型带，n
11、=1450r/min，查表得P0=1.2kW；查包角系数，得K0.92；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；P0=kbnd(1-1/ki)=1.0310-31450(11/1.14)=0.183( kW)z=Pc/(P0+P0) KkL)=4.8/(1.2+0.183)0.920.96)=3.92根取z=4根，z10，合适。查表得B=(z-1)e+2f=(41) 15+210=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=
12、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(/2)=21484sin(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240260HBS。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Ra1.63.2m (2)按齿面接触疲劳强度设计 由d1766(kT1(u+1)/duHP2)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=620=
13、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=(66)/6=02.5% 可用齿数比：u=i0=6查表，取d=1.0 (3)转矩T1T1= 9550PI/nI=95503.8/458.9=79 N m (4)载荷系数k 取k=1.5 (5)接触疲劳强度极限Hlim由课本图10-33查得：Hlim1=690Mpa Hlim2=660Mpa(6)许用接触应力HPHP1=0.9Hlim1=621MPaHP2 =0.9Hlim2=594MPa(7)影响系数E查表取E=1故得：d1766(kT1(u+1)/duHP2)1/3 =7661.779(6+1)/165
14、9421/3mm=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=2.520mm=50mmd2=mZ2=2.5120mm=300mm传动中心距：a=(m/2)(Z1+Z2)=(2.5/2)(20+120)=175mm齿宽：b=dd1=150mm=50mm取b1=50mm b2=60mm齿轮的圆周速度VV=d1n1/601000=3.1450458.9/601000=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: F=(2000kT1/bm2Z1)YFsFP弯曲疲劳极限应力：由课本
15、图查得：Flim1=290Mpa Flim2 =280Mpa许用弯曲应力F：FP11.4Flim1=1.4x290Mpa=406 MpaFP21.4Flim2=1.4x280Mpa=392 Mpa复合齿形系数：查表得：YFS1=4.13 YFS2=3.98F1=(2000kT1/bm2Z1)YFs1=(20001.579/602.5220) 4.13Mpa=130.5Mpa FP1F2=F1 YFS2/ YFS1=85.83.98/4.13=125.7 Mpa FP2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217255HBS查表，取c
16、=115d115 (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=25mm2、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=75mmh=2c c=1.5mm段:d2=d1+2h=25+221.5=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=30
17、mm 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d3L3=L1-L=50-2=48mm由手册得：c=1.5 h=2c=21.5=3mmd3=d3+2h=30+23=36mm取d3=36mm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，因此将段设计成阶梯形，左段直径为36mm段直径d5=30mm. 长度L5=1
18、7mm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求分度圆直径：已知d1=50mm求转矩：已知T2=79000Nmm求圆周力：FtFt=2T2/d1=276509/50=3160N求径向力FrFr=Fttan=3160tan200=1150N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=575NFAZ=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=57552.5=30.19Nm (3)绘制水平面弯矩图（
19、如图c）截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=158052.5=82.95Nm (4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=(30.192+82.952)1/2=88.3Nm (5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55（P2/n2）106=80.1Nm (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=1，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=88.32+(180.1)21/2=119.2Nm (7)校核危险截面C的强度由式e=Mec/0.1d33=120500/0.1363=25.5MPa -1b=60MPa该轴强度足够。 输出轴的设
20、计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217255HBS）查表取c=115dc(P3/n3)1/3=115(3.65/76.5)1/3=41.7mm取d=45mm2、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
21、：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求分度圆直径：已知d2=3
22、00mm求转矩：已知T3=455.6Nm求圆周力Ft： Ft=2T3/d2=2455.6103/300=3037.3N求径向力Fr：Fr=Fttan=3037.30.36379=1105N两轴承对称LA=LB=55.5mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=1105/2=552.5NFAZ=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=552.555.510-3=30.66Nm (3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=1518.655.510-3=84.28Nm (4
23、)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2 =（30.662+84.282）1/2 =89.7Nm (5)计算当量弯矩：根据=1Mec=MC2+(T)21/2=89.72+(1455.6)21/2 =464.35Nm (6)校核危险截面C的强度e=Mec/（0.1d3）=464350/(0.1603)=21.5Mpa-1b=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1636510=58400小时1、计算输入轴承 （1）已知n=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F
24、S1=FS2=0.63FR1=362.2N (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=362.2N FA2=FS2=362.2N (3)求系数x、yFA1/FR1=362.2N/575N=0.63FA2/FR2=362.2N/1575N=0.63根据e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR258400h预期寿命足够。2、计算输出轴承 (1)已知n=76.5r/min Fa=0 FR=FAZ=1518.6N试选46211型角接触球轴承根据FS=0.63FR,则FS1=FS2=0.63FR=0.631518.6=956.7N (2)计算
25、轴向载荷FA1、FA2FS1+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=956.7N (3)求系数x、yFA1/FR1=956.7/1518.6=0.63FA2/FR2=956.7/1518.6=0.63查表得：e=0.68FA1/FR1e x1=1 y1=0FA2/FR258400h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=42mm L3=48mm T=79Nm查手册 选A型平键键128 GB1096-79l=L3-b=48-12=36mm h=8mmp=4T/dhl=479000/42836 =26.1Mpap(110Mpa)3、输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d2=60mm L2=58mm T=455.6Nm查手册 选用A型平键键1811 GB1096-79l=L2-b=58-18=40mm h=11mmp=4T/dhl=4455600/601140=69Mpap八、联轴器的选择与验算
