机械设计课程设计计算说明书

`1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 第五组

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：连续单向运转，载荷平稳，空载启动，使用年限8年，大批量生产，工作为二班工作制，运输带速允许误差正负5％。

（2） 原始数据：工作拉力F=2500N；带速V=1.50m/s；

滚筒直径D=400mm。

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

=0.95×0.982×0.97×0.99×0.98×0.96

=0.82

(2)电机所需的工作功率：

P工作=FV/1000η总

=2500×1.50/1000×0.82

=4.57KW

3、确定电动机转速：

计算滚筒工作转速：

n筒=60000V/πD

=60000×1.50/π×400

=71.7r/min

按书P21表3——4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=3~5。取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~20。故电动机转速的

可选范围为n筒=（6~20）×71.7=430~1433.3r/min

符合这一范围的同步转速有750、1000、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：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

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。

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=960/71.7=13.4

2、分配各级传动比

（1） 据指导书，取齿轮i齿轮=5（单级减速器i=3~5合理）

（2） ∵i总=i齿轮×I带

∴i带=i总/i齿轮=13.4/5=2.68

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=960/2.68=358(r/min)

nIII=nII/i齿轮=358/5=71.6(r/min)

2、 计算各轴的功率（KW）

PI=P工作=4.57KW

PII=PI×η带=4.57×0.96=4.4KW

PIII=PII×η轴承×η齿轮=4.4×0.98×0.96

=4.14KW

3、 计算各轴扭矩（N·m）

TI=9.55×PI/nI=9.55×4.57×0.99/960

=45N·m

TII=9.55×PII/nII

=9.55×4.57×0.99×0.99×0.95/358

=113.5N·m

TIII=9.55×PIII/nIII=9.55×4.2/71.6

=567.5N·m

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

由课本表得：kA=1.2

Pd=KAP=1.2×4.57=5.484KW

由课本得：选用A型V带

（2） 确定带轮基准直径，并验算带速

由课本得，推荐的小带轮基准直径为

112~140mm

则取dd1=140mm

dd2=n1/n2·dd1=（960/358）×140=375.2mm

由课本P202表11-8，取dd2=375mm

实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×140/375

=358.4r/min

转速误差为：n2-n2’/n2=358－358.4/358

=-0.001<0.05(允许)

带速V：V=πdd1n1/60×1000

=π×140×960/60×1000

=7.03m/s

在5~25m/s范围内，带速合适。

（3） 确定带长和中心矩

根据课本得

0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)

0.7(140+375)≤a0≤2×(140+375)

所以有：360.5mm≤a0≤1030mm

由课本P203式（11-16）得：

L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a0

=2×800+1.57(140+375)+(375-140)2/4×800

=2425.8mm

根据课本表11-2取Ld=2500mm

根据课本P203式（11-17）得：

a≈a0+Ld-L0/2=800+（2500-2425.8/2）

=800+1287.1

=2087.1mm

(4)验算小带轮包角

α1=1800-dd2-dd1/a×57.30

=1800-(375-140)/ 2087.1×57.30

=1800-6.450

=173.550>1200（适用）

（5）确定带的根数

根据课本(11-4) P0=1.62KW

根据课本(11-5) △P0=0.11KW

根据课本(11-6）Kα=0.98

根据课本（7-23）KL=1.09

由课本式（7-23）得

Z= Pd/(P0+△P0)KαKL

=4.57/(1.62+0.11) ×0.98×1.09

=2.5（根）

取整数为3根。

(6)计算轴上压力

由课本查得q=0.1kg/m，由式（11-20）单根V带的初拉力：

F0=500Pd/ZV（2.5/Kα-1）+qV2

=[500×4.57/3×7.03×(2.5/0.98-1)+0.1×7.032]

=124N

则V带对轴的压力Q

Q=2ZF0sinα1/2=2×3×124sin173.550/2

=743N

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，齿面硬度取为270HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度230HBS；根据课本选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

确定有关参数如下：传动比i齿=5

取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：

Z2=iZ1=5×20=100

实际传动比I0=100/20=5

传动比误差：i-i0/I=5-5/5=0%<2.5% 可用

齿数比：u=i0=5

由课本取φd=1

(3)转矩T1

T1=9550×P/n1=9550×4.57/960

=45.5N·m

(4)载荷系数k

由课本取k=1

(5)许用接触应力[σH]

[σH]= σHlimZNT/SH由课本查得：

σHlim1=713Mpa σHlim2=568.4Mpa

由课本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=713×0.92/1.0Mpa

=655.96

[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=568.4×0.98/1.0Mpa

=557.032

故得：

d1≥ [(kT1×(3.54ZE)2×(u+1) /φd×u[σH]2)]1/3

= [(3.54×188.9)2×45.5×1.2(5+1)/1×5×(568.4)2]1/3

=44.9mm

模数：m=d1/Z1=44.9/20=2.25mm

根据课本表5-2取标准模数：m=2.5mm

(6)校核齿根弯曲疲劳强度

根据课本式

σF=(2kT1/bm d 1)YF1YS1≤[σH]

确定有关参数和系数

分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20=50mm

d2=mZ2=2.5×100mm=250mm

齿宽：b2=φdd1=1×44.9mm=44.9mm

取b2=45mm b1=50mm

(7)齿形系数YF1和应力修正系数YS1

根据齿数Z1=20,Z2=100由表相得

YFa1=2.80 YSa1=1.55

YFa2=2.14 YSa2=1.83

(8)许用弯曲应力[σF]

根据课本P84（5-38）式：

[σF]= σFlim /SF

由课本查得：

σFlim1=240+0.4(HBS-200) =268Mpa

σFlim2=190+0.2(HBS-135)=209

按一般可靠度选取安全系数SF=1.0

计算两轮的许用弯曲应力

[σF]1=σFlim1 /SF=268/1.0Mpa

=268Mpa

[σF]2=σFlim2 /SF =209/1.0Mpa

=209Mpa

将求得的各参数代入式（6-49）

σF1=(2kT1/bm d 1)YF1YS1

=(2×1×45.5/50×2.5×50) ×2.80×1.55Mpa

=63.2Mpa< [σF]1

σF2=(2kT1/bmd2)YFa1YSa1

=(2×1×45.5/45×2.5×250) ×2.14×1.83Mpa

=12.7Mpa< [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a

a=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+100)=150mm

(10)计算齿轮的圆周速度V

V=πd1n1/60×1000=3.14×50×960/60×1000

=2.512m/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40Cr调质钢，硬度（241~286HBS）

根据课本取c=110

d≥c(PII/nII)1/3=110(4.4/358)1/3=25.4mm

取d=28mm

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

（2）确定轴各段直径和长度 I段：d1=28mm 长度取L1=40mm

∵h=2c c=1.5mm

II段:d2=d1+2h=28+2×2×1.5=34mm

∴d2=35mm

初选用7207C型角接触球轴承，其内径为35mm,

宽度为17mm.

考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。

取该段长为38mm.

L2=38-17-L3=38-17-2=19mm

d3=d2+2h=35+6=41mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=126mm

(3)按弯扭复合强度计算

①求分度圆直径：已知d1=250mm

②求转矩：已知T1=117.4N.m

③求圆周力Ft：根据课本式得

Ft=2T1/d1=2×117.4/250=939.2N

④求径向力式得

Fr=Ft·tanα=939.2×0.36379=342N

⑤∵两轴承对称

∴LA=LB=62mm

(1)求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZ

FAX=FBY=Fr/2=342/2=171N

FAZ=FBZ=Ft/2=939.2/2=469.6N

(2)由两边对称，截C的弯矩也对称

截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAY L/2= 171×62/2 =5.3N·m

(3)截面C在水平面弯矩为

MC2=FAZL/2=469.6×62/2 =14.6N·m

(4)计算合成弯矩

MC=（MC12+MC22）1/2

=（5.32+14.62）1/2

=15.5N·m

(5)计算当量弯矩：根据课本得α=0.6

Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[15.52+(0.6×117.4)2]1/2

=72.1N·m

(6)校核危险截面C的强度

d=(MC/0.10.1[σb]-1)1/3 =12.5mm<28mm

∴此轴强度足够

输出轴的设计计算

1、按扭矩初算轴径

选用45#调质，硬度217~255HBS

根据轴的材料和热处理方法，并确定轴材料的许用应用

[σb]-1 =55MPa σb=600MPa

根据课本并查表，取C=110

d≥110 (4.14/71.6)1/3=42.5mm

考虑有键槽，将直径增大5%，则

d=42.5×(1+5%) =44.6mm

Tc=KT=1.5×9550×4.14/71.6=828.3N.m

∴选d=45mm

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，齿轮右面由轴肩定位，左面用套筒轴向固定，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

I段：d1=45mm 长度取L1=82mm

∵h=2c c=1.5mm

II段:d2=d1+2h=45+2×2×1.5=51mm

∴d2=51mm

d3=d7=55

初选用7211C型角接触球轴承，其内径为55mm,

宽度为21mm.

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 L4=43mm(轮毂宽度B2=45mm,L4比B2小1～3mm)

d4=60mm

由手册得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm

d5=d4+2h=60+2×3=66mm

L5=8

L7=22mm(轴承宽度为B3=21mm，挡油环厚为1mm)

根据减速器结构设计要求，初步确定q2=10～15,l2=5～10mm

L6=q2+l2-L5=(10～15)+( 5～10)-8=11mm

L3=B3+l2+q2+(1～3mm)=21 + (10～15)+ (1～3mm)=45mm

L2=60mm(根据减速器箱体结构等尺寸初步确定为55～65)

两轴承之间的跨距L=B3+2l2+2q2+B2=21+2×(5～10)+2×(10～15)+45 =100mm

(3)按弯矩复合强度计算

①求分度圆直径：已知d1=40mm

②求转矩：已知T2=552.2N·m

③求圆周力：Ft

根据课本式得Ft=2T2/d=2×552.2/60=18.4KN

④求径向力Fr

根据课本式得

Fr=Ft·tanα=18.4×tan200=6.7KN

(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：

RH1 =50Fr/100=50×6.7/100=3.35KN

RH2=Fr-RH1=6.7-3.35=3.35KN

Rv1=Rv2=Ft/2=18.4/2=9.2KN

截面1在水平面弯矩为

MC1= RH1×50=3.35×50=167.5N·m

(3)绘制铅垂面弯矩图(如图c),截面1在铅垂面上弯矩为：

MC2= 50Rv1=9.2×50=460N·m

(4)绘制合弯矩图(d)

MC=(MC12+MC22)1/2=(167.52+4602)1/2=489.5N·m

(5)绘制扭矩图（如图e）

转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=552.2N·m

(6)绘制当量弯矩图(如图f)

单向转动，切应力按脉动循环变化，取α=0.6，截面1处的当量弯矩： Me1=[MC2+(αT)2]1/2

=[489.52+(0.6×552.2)2]1/2=591N·m

(7)校核危险截面1的强度(如图g)

Me1=489.5N.m

d1≥(Me1/0.1[σb]-1)1/3 = 44.6mm<55mm

∴该轴强度足够。

校核危险截面2的强度(如图h)

Me2=aT=0.6×552.2=331.32N.m

d2≥(Me2/0.1[σb]-1)1/3=39.2mm <45mm ∴该轴强度足够。

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=46720小时

1、计算输入轴承

（1）已知nⅡ=358r/min

两轴承径向反力：FR1=FR2=171N

初先两轴承为角接触球轴承7207C型

根据课本得轴承内部轴向力

FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=107.73N

(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=107.73N FA2=FS2=107.73N

(3)求系数x、y

FA1/FR1=107.73N/171N=0.63

FA2/FR2=107.73N/171N=0.63

根据课本得e=0.68

FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1

y1=0 y2=0

(4)计算当量载荷P1、P2

根据课本式得

P1= (x1FR1+y1FA1)= (1×171+0)=171N

P2= (x2FR1+y2FA2)= (1×171+0)=171N

(5)轴承寿命计算

∵P1=P2 故取P=171N

∵角接触球轴承ε=3

根据手册得7207C型的Cr=23500N ft=0.95 fp=1.2 由课本式得

LH=16667/n(ftCr/fpP)ε

=16667/358×(0.95×23500/171×1.2)3

=59953803h

2、计算输出轴承

(1)已知nⅢ=71.6r/min

Fa=0 FR=Rv1=9.2KN

试选7207AC型角接触球轴承

根据课本得FS=0.063FR,则

FS1=FS2=0.63FR=0.63×9200=5796N

(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=5796N

(3)求系数x、y

FA1/FR1=5796/9200=0.63

FA2/FR2=57961/9200=0.63

根据课本得：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

取fP=1.2

P1= (x1FR1+y1FA1)= (1×9200)=9200N

P2= (x2FR2+y2FA2)= (1×9200)=9200N

(5)计算轴承寿命LH

∵P1=P2 故P=9200 ε=3

根据手册7211C型轴承Cr=40800N

根据课本得：ft=0.95

根据课本式得

Lh=16667/n(ftCr/fpP) ε

=16667/71.6×(0.95×40800/1.2×9200)3

=10073.6h

综合上述两对轴承的寿命，该轴承的寿命为10073.6h

八、键联接的选择及校核计算

轴径d1=28mm,L1=40mm

查手册得，选用C型平键，得：

键A 8×7 GB1096-1979 =L1-b=40-8=32mm T2=113.5N·m h=7mm

根据课本P185（10-22）式得

σp=4T2/dhl=4×113500/28×7×32

=72.4Mpa<[σR](120Mpa)

八、键联接的选择及校核计算

轴径d1=28mm,L1=40mm

查手册得，选用C型平键，得：

键A 8×7 GB1096-1979 =L1-b=40-8=32mm T2=113.5N·m h=7mm

根据课本P185（10-22）式得

σp=4T2/dhl=4×113500/28×7×32

=72.4Mpa<[σR](120Mpa)

3、（1）输出轴与联轴器用平键联接

轴径d1=45mm L1=82mm T=567.5Nm 查手册选用C型平键

键14×9 GB1096-79

l=L1-b=82-14=68mm h=9mm 据课本得

σp=4T/dhl=4×567.5/45×9×68=82.4Mpa<[σp]

(2)输出轴与齿轮联接用平键联接

轴径d4=60mm L4=43mm T= Nm

查手册选用A型平键

键18×11 GB1096-79

L=L4-b=43-18=25mm h=11mm

σp=4T/dhl=4×552.2 /60×43×11=77.8Mpa< [σp]

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/h5mi.html