V带单级直齿F=2600 V=1.7 D=450 5X2.doc

机械设计课程设计计算说明书1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 设计V带和带轮6. 齿轮的设计7. 滚动轴承和传动轴的设计8. 键联接设计9. 箱体结构设计10. 润滑密封设计11. 联轴器设计第二部分 传动装置总体设计方案1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2.特点：齿轮相对于轴承对称分布。3.确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。其传动方案如下：图一: 传动装置总体设计图初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择V带传动和一级圆柱直齿轮减速器。计算传动装置的总效率ha:ha=h1h22h3h4h5=0.960.9920.970.990.96=0.87h1为V带的效率,h2为轴承的效率,h3为齿轮啮合传动的效率,h4为联轴器的效率,h5为工作机的效率（包括工作机和对应轴承的效率）。第三部分 电动机的选择1 电动机的选择皮带速度v:v=1.7m/s工作机的功率pw:pw= 4.42 KW电动机所需工作功率为:pd= 5.08 KW执行机构的曲柄转速为:n = 72.2 r/min 经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1=24，一级圆柱直齿轮减速器传动比i2=36，则总传动比合理范围为ia=624，电动机转速的可选范围为nd = ian = (624)72.2 = 433.21732.8r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y132M2-6的三相异步电动机，额定功率为5.5KW,满载转速nm=960r/min，同步转速1000r/min。2 确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比： 由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:ia=nm/n=960/72.2=13.3（2）分配传动装置传动比:ia=i0i 式中i0,i1分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=3，则减速器传动比为:i=ia/i0=13.3/3=4.4第四部分 计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速:nI = nm/i0 = 960/3 = 320 r/minnII = nI/i = 320/4.4 = 72.7 r/minnIII = nII = 72.7 r/min（2)各轴输入功率:PI = Pdh1 = 5.080.96 = 4.88 KWPII = PIh2h3 = 4.880.990.97 = 4.69 KWPIII = PIIh2h4 = 4.690.990.99 = 4.6 KW 则各轴的输出功率：PI = PI0.99 = 4.83 KWPII = PII0.99 = 4.64 KWPIII = PIII0.99 = 4.55 KW(3)各轴输入转矩:TI = Tdi0h1 电动机轴的输出转矩:Td = = 50.5 Nm 所以：TI = Tdi0h1 = 50.530.96 = 145.4 NmTII = TIih2h3 = 145.44.40.990.97 = 614.4 NmTIII = TIIh2h4 = 614.40.990.99 = 602.2 Nm 输出转矩为：TI = TI0.99 = 143.9 NmTII = TII0.99 = 608.3 NmTIII = TIII0.99 = 596.2 Nm第五部分 V带的设计1 选择普通V带型号 计算功率Pc:Pc = KAPd = 1.15.08 = 5.59 KW 根据手册查得知其交点在B型交界线范围内，故选用B型V带。2 确定带轮的基准直径，并验算带速 取小带轮直径为d1 = 140 mm,则：d2 = n1d1(1-e)/n2 = i0d1(1-e) = 3140(1-0.02) = 411.6 mm 由手册选取d2 = 400 mm。 带速验算：V = nmd1/(601000)= 960140/(601000) = 7.03 m/s介于525m/s范围内，故合适。3 确定带长和中心距a0.7(d1+d2)a02(d1+d2)0.7(140+400)a02(140+400)378a01080 初定中心距a0 = 729 mm，则带长为:L0 = 2a0+(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4a0)= 2729+(140+400)/2+(400-140)2/(4729)=2329 mm 由表9-3选用Ld = 2240 mm，确定实际中心距为：a = a0+(Ld-L0)/2 = 729+(2240-2329)/2 = 684.5 mm4 验算小带轮上的包角a1:a1 = 1800-(d2-d1)57.30/a= 1800-(400-140)57.30/684.5 = 158.2012005 确定带的根数：Z = Pc/(P0+DP0)KLKa)= 5.59/(2.11+0.31)10.94) = 2.46故要取Z = 3根B型V带。6 计算轴上的压力： 由初拉力公式有：F0 = 500Pc(2.5/Ka-1)/(ZV)+qV2= 5005.59(2.5/0.94-1)/(37.03)+0.107.032 = 224.9 N 作用在轴上的压力：FQ = 2ZF0sin(a1/2)= 23224.9sin(158.2/2) = 1324.9 N第六部分 齿轮的设计（一） 高速级齿轮传动的设计计算1 齿轮材料、热处理及精度： 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故选用一级圆柱直齿轮减速器。 材料：小齿轮选用45号钢调质，齿面硬度为小齿轮：250HBS。大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为大齿轮：200HBS。取小齿齿数：Z1 = 23，则：Z2 = i12Z1 = 4.423 = 101.2 取：Z2 = 1012 初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：确定各参数的值: 1) 试选Kt = 1.2 2) T1 = 145.4 Nm 3) 选取齿宽系数yd = 1 4) 由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 5) 由图8-15查得节点区域系数ZH = 2.5 6) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim1 = 610 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim2 = 560 MPa。 7) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 603201530028 = 4.61108大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 4.61108/4.4 = 1.05108 8) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.9,KHN2 = 0.92 9) 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:sH1 = = 0.9610 = 549 MPasH2 = = 0.92560 = 515.2 MPa许用接触应力:sH = (sH1+sH2)/2 = (549+515.2)/2 = 532.1 MPa3 设计计算:小齿轮的分度圆直径:d1t:= = 69.8 mm4 修正计算结果： 1) 确定模数：mn = = = 3.03 mm取为标准值:3 mm。 2) 中心距：a = = = 186 mm 3) 计算齿轮参数：d1 = Z1mn = 233 = 69 mmd2 = Z2mn = 1013 = 303 mmb = dd1 = 69 mmb圆整为整数为：b = 69 mm。 4) 计算圆周速度v:v = = = 1.16 m/s由表8-8选取齿轮精度等级为8级。5 校核齿根弯曲疲劳强度：(1) 确定公式内各计算数值： 1) 由表8-3查得齿间载荷分配系数：KHa = 1.1，KFa = 1.1；齿轮宽高比为： = = = 10.22求得:KHb = 1.09+0.26fd2+0.3310-3b = 1.09+0.260.82+0.3310-369 = 1.37，由图8-12查得：KFb = 1.34 2) K = KAKVKFaKFb = 11.11.11.34 = 1.62 3) 由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:YFa1 = 2.66 YFa2 = 2.17应力校正系数:YSa1 = 1.59 YSa2 = 1.83 4) 由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：sFlim1 = 245 MPa sFlim2 = 220 MPa 5) 同例8-2：小齿轮应力循环次数:N1 = 4.61108大齿轮应力循环次数:N2 = 1.05108 6) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN1 = 0.85 KFN2 = 0.89 7) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：sF1 = = = 160.2sF2 = = = 150.6 = = 0.0264 = = 0.02637小齿轮数值大选用。(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：mn = = 2.86 mm2.863所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d1 = 69 mmd2 = 303 mmb = ydd1 = 69 mmb圆整为整数为：b = 69 mm圆整的大小齿轮宽度为：b1 = 74 mm b2 = 69 mm中心距：a = 186 mm，模数：m = 3 mm第七部分 传动轴承和传动轴及联轴器的设计轴的设计1 输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1:P1 = 4.88 KW n1 = 320 r/min T1 = 145.4 Nm2 求作用在齿轮上的力: 已知小齿轮的分度圆直径为:d1 = 69 mm 则:Ft = = = 4214.5 NFr = Fttanat = 4214.5tan200 = 1534 N3 初步确定轴的最小直径: 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取A0 = 110，得：dmin = A0 = 110 = 27.3 mm 显然，输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大4%，故选取:d12 = 28 mm。带轮的宽度：B = (Z-1)e+2f = (3-1)18+28 = 52 mm，为保证大带轮定位可靠取：l12 = 50 mm。大带轮右端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为:d23 = 33 mm。大带轮右端距箱体壁距离为20，取:l23 = 35 mm。4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度: 初选轴承的类型及型号。为能顺利地在轴端III-IV、VII-VIII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取:d34 = d78 = 35 mm；因轴只受径载荷作用，查轴承样本选用：6207型深沟球轴承，其尺寸为:dDT = 357217 mm，轴承右端采用挡油环定位，由轴承样本查得：6207。型轴承的定位轴肩高度：h = 3.5 mm，故取：d45 = d67 = 42 mm，取：l45 = l67 = 5 mm。 齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。由于:d12d56 ，所以小齿轮应该和输入轴制成一体，所以:l56 = 74 mm；则:l34 = T+s+a-l45 = 17+8+11-5 = 31 mml78 = T+s+a-l67 = 17+8+11+2-5 = 33 mm5 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图a）: 根据6207深沟球轴承查手册得T = 17 mm 带轮中点距左支点距离L1 = (52/2+35+17/2)mm = 69.5 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (74/2+31+5-17/2)mm = 64.5 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (74/2+5+33-17/2)mm = 66.5 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 2139.4 NFNH2 = = = 2075.1 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = -1249.1 NFNV2 = = = 1458.2 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 2139.464.5 Nmm = 137991 Nmm截面A处的垂直弯矩：MV0 = FQL1 = 1324.969.5 Nmm = 92081 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = -1249.164.5 Nmm = -80567 NmmMV2 = FNV2L3 = 1458.266.5 Nmm = 96970 Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面C处的合成弯矩：M1 = = 159789 NmmM2 = = 168656 Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：sca = = = MPa = 5.5 MPas-1 = 60 MPa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：II轴的设计1 求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2：P2 = 4.69 KW n2 = 72.7 r/min T2 = 614.4 Nm2 求作用在齿轮上的力: 已知大齿轮的分度圆直径为:d2 = 303 mm 则:Ft = = = 4055.4 NFr = Fttanat = 4055.4tan200 = 1476 N3 初步确定轴的最小直径: 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取:A0 = 112，得:dmin = A0 = 112 = 44.9 mm 输出轴的最小直径为安装联轴器直径处d12，所以同时需要选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩:Tca = KAT2，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取:KA = 1.2，则:Tca = KAT2 = 1.2614.4 = 737.3 Nm 由于键槽将轴径增大4%，选取联轴器型号为:LT9型，其尺寸为：内孔直径50 mm，轴孔长度84 mm，则：d12 = 50 mm，为保证联轴器定位可靠取：l12 = 82 mm。半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选用轴端挡圈直径为：D = 60 mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：d23 = 55 mm。4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度： 初选轴承的类型及型号。为能顺利地在轴端III-IV、VI-VII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取：d34 = d67 = 60 mm；因轴只受径载荷作用，查轴承样本选用:6212型深沟球子轴承，其尺寸为：dDT = 60mm110mm22mm。轴承端盖的总宽度为：20 mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离为：l = 20 mm，l23 = 35 mm。 齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。取大齿轮的内径为：d2 = 68 mm，所以：d45 = 68 mm，为使齿轮定位可靠取：l45 = 67 mm，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度：h 0.07d = 0.0768 = 4.76 mm，轴肩宽度：b 1.4h = 1.44.76 = 0 mm，所以：d56 = 78 mm，l56 = 6 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则：l34 = T+s+a+2.5+2 = 22+8+11+2.5+2 = 45.5 mml67 = 2+T+s+a+2.5-l56 = 2+22+8+11+2.5-6=39.5 mm5 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图a）: 根据6212深沟球轴承查手册得T= 22 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (69/2-2+45.5+67-22/2)mm = 134 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (69/2+6+39.5-22/2)mm = 69 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 1378.4 NFNH2 = = = 2677 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = 501.7 NFNV2 = = = 974.3 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 1378.4134 Nmm = 184706 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV = FNV1L2 = 501.7134 Nmm = 67228 Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面C处的合成弯矩：M = = 196560 Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：sca = = = MPa = 13.3 MPas-1 = 60 MPa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：第八部分 键联接的选择及校核计算1 输入轴键计算： 校核大带轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 8mm7mm45mm，接触长度:l = 45-8 = 37 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.2573728120/1000 = 217.6 NmTT1，故键满足强度要求。2 输出轴键计算：(1) 校核大齿轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 20mm12mm63mm，接触长度:l = 63-20 = 43 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.25124368120/1000 = 1052.6 NmTT2，故键满足强度要求。(2) 校核联轴器处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 14mm9mm70mm，接触长度:l = 70-14 = 56 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.2595650120/1000 = 756 NmTT2，故键满足强度要求。第九部分 轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：Lh = 528300 = 24000 h1 输入轴的轴承设计计算:(1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承只受径向力，所以:P = Fr = 1534 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 1534 = 11848 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:6207轴承，Cr = 25.5 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 2.39105Lh所以轴承预期寿命足够。2 输出轴的轴承设计计算:(1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承只受径向力，所以:P = Fr = 1476 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 1476 = 6956 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:6212轴承，Cr = 47.8 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 7.79106Lh所以轴承预期寿命足够。第十部分 减速器及其附件的设计1 箱体（箱盖）的分析： 箱体是减速器中较为复杂的一个零件，设计时应力求各零件之间配置恰当，并且满足强度，刚度，寿命，工艺、经济性等要求，以期得到工作性能良好，便于制造，重量轻，成本低廉的机器。2 箱体（盖）的材料： 由于本课题所设计的减速器为普通型，故常用HT15-33灰铸铁制造。这是因为铸造的减速箱刚性好,易得到美观的外形,易切削,适应于成批生产。3 箱体的设计计算，箱体尺寸如下： 代号 名称 计算与说明 结果 d 箱体壁厚 d = 0.025a+3 8 取d = 10 mm d1 箱盖壁厚 d1 = 0.02a+3 8 取d1 = 10 mm d 箱体加强筋厚 d = 0.85d1 = 0.8510 = 8.5 取d = 10 mm d1 箱盖加强筋厚 d1 = 0.85d1 = 0.8510 = 8.5 取d1 = 10 mm b 箱体分箱面凸缘厚 b1.5d = 1.510 = 15mm 取b = 15 mm b1 箱盖分箱面凸缘厚 b11.5d11.510 = 15mm 取b1 = 15 mm b2 平凸缘底厚 b22.35d = 2.3510 = 23.5mm取b2 = 24