机械设计课程设计计算说明书.doc

机械设计课程设计计算说明书一、传动方案拟定.3二、电动机的选择.4三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比.6四、传动装置的运动和动力设计.7五、普通V带的设计.10六、齿轮传动的设计.15七、传动轴的设计.18八、箱体的设计.27九、键连接的设计29十、滚动轴承的设计31十一、润滑和密封的设计32十二、联轴器的设计33十三、设计小结.33设计题目：单级圆柱齿轮减速器机械系：设计者：学 号：指导教师： （一）电动机的设计设计项目主要内容及说明计算结果确定电动机的型号（1）选择电动机的类型，选用Y系列三相异步电动机（一）运输机所需要的功率式（1）：da (kw) 由式(2)：V/1000 (KW)因此 Pd=FV/1000a (KW)由电动机至运输带的传动总效率为：总=5式中：1、2、3、4、5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。取n1=0.96,n2=0.99，n3=0.97,n4=0.97,n5=0.96则：总=0.960.990.970.970.96 =0.84所以：电机所需的工作功率：Pd= FV/1000总 =20001.6)/(10000.84) =3.8(kw)总=0.84Pd= 1.904 (kw（二）选择电动机的转速 卷筒工作转速为： n卷筒601000V/（D） =(6010001.6)/（450） =68 r/min根据手册表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=3。取带传动比= 。则总传动比理论范围为：a0。故电动机转速的可选范为 Nd=Ian卷筒 =(620)68 =4081360 r/min则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：（如下表）方案电 动机 型号额定功率电动机转速(r/min)电动机重量N参考价格传动装置传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y132S-45.515001440650120018.63.55.322Y132M2-65.51000960800150012.422.84.443Y160M2-85.5750720124021009.312.53.72n卷筒=68 r/minNd=4081632 r/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，可见第2方案比较适合。此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能：电动机主要外形和安装尺寸：中心高H外形尺寸L(AC/2+AD)HD底角安装尺寸 AB地脚螺栓孔直径 K轴 伸 尺 寸DE装键部位尺寸 FGD1325203453152161781228801041三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n1、可得传动装置总传动比为： ia=nm/n=nm/n卷筒=960/68=14总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比ia=i0i （式中i0、i分别为带传动 和减速器的传动比） 2、分配各级传动装置传动比： 根据指导书P7表1，取i0=2.8（普通V带 i=24）因为：iai0i所以：iiai012.57/3.144四、传动装置的运动和动力设计：将传动装置各轴由高速至低速依次定为轴，轴，.以及i0,i1，.为相邻两轴间的传动比01，12，.为相邻两轴的传动效率P，P，.为各轴的输入功率 （KW）T，T，.为各轴的输入转矩 （Nm）n,n,.为各轴的输入转矩 （r/min）可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数1、 运动参数及动力参数的计算1）计算各轴的转数： 轴：n=nm/ i0=960/4=305.73 （r/min）轴：n= n/ i1 =305.73/4=76.4 r/min 卷筒轴：n= n（2）计算各轴的功率：轴： P=Pd01 =Pd1=3.80.96=3.648（KW）轴： P= P12= P23 =3.6480.960.99 =3.5（KW）卷筒轴： P= P23= P24 =3.50.990.97=3.36（KW计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为： Td=9550Pd/nm=95504/960=37.8 Nm轴： T= Tdi001= Tdi01=37.83.140.96=113.84m 轴： T= Ti112= Ti124 =113.8440.960.99=437.67 Nm卷筒轴输入轴转矩：T = T24 =420.37 Nm计算各轴的输出功率：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：故：P=P轴承=3.450.99=3.42 KWP= P轴承=3.420.99=3.38 KW计算各轴的输出转矩：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：T= T轴承=133.860.99=132.52 NmT = T轴承 =397.560.99 =393.58ia4n1=0.96,n2=0.99n3=0.9n4=0.97,i0为带传动传动比i1为减速器传动比滚动轴承的效率为0.980.995在本设计中取0.99P=3.42 KWP =3.38 KW T1=132.52 NmT =393.58综合以上数据，得表如下：轴名功率P （KW）转矩T （Nm）转速nr/min传动比 i效率输入输出输入输出电动机轴3.837.89603.140.96轴3.6483.42113.94132.52305.7340.99轴3.53.38437.67393.5876.41.000.97III轴3.36420.3776.4 （二）V带的设计计算项目计算说明计算结果确定计算功率PcPc=KaP，已知P=4.56KW，查表得Ka=1.2Pc=4.56选择带型根据Pc=4.56KW，和大小带轮转速n1=1430r/minA型带确定V带的带轮基准直径则取小带轮 d1=100mmd2=n1d1(1-)/n2=id1(1-) =960/300100(1-0.02)=313.6mm 由表9-2取d2=315mm d1=100mmd2=315mm验算带速V=n1d1/（10006=960100/（100060） =5.024 m/s介于525m/s范围内，故合适确定带长和中心距a：确定带长和中心距a： 0.7（d1+d2）a02（d1+d2） 0.7（100+274）a02（100+274） 262.08 a0748.8 初定中心距a0=500 ，则带长为 L0=2a0+（d1+d2）+（d2-d1）2/(4a0) =2500+（100+274）/2+（274-100）2/(4500) =1602.32 mm 由表9-3选用Ld=1400 mm的实际中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1400-1602.32)/2=398. mm考虑安装.调整和补偿张紧力的需要，中心距应有一定的调整范围，Amin=3980.015*1600=375Amax=398+0.03*1600=446取Ld=1600Amin=375Amax=446验算小带轮上的包角11=180-(d2-d1)57.3/a =180-(274-100)57.3/398.84=155.011120 合适确定带的根数 Z=PC/（(P0+P0)KLK） =6.05/（0.95+0.11）0.960.95） = 4.4故要取5根A型V带确定单根V带的初拉力由书9-18的初拉力公式有 F0=500PC（2.5/K-1）/z c+q v2 =5004.56（2.5/0.93-1）/（75.02）+0.175.022 =155.72 N V带的初拉力为156N带传动作用在轴上的压力由课本公式得作用在轴上的压力 FQ=2zF0sin(/2) =25156sin(156/2)=1525 FQ=1525 （三） 齿轮的设计设计项目计算内容及说明主要结果选择材料和确定许用应力选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。小齿轮选硬齿面，材料为45号钢调质，面齿面硬度为215HBS，大齿轮选软齿，大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为185HBS。大小齿轮的许用接触应力H1=380+0.7HB1=380+0.7*215=530MpaH2=380+0.7HB2=380+0.7*185=510Mpa大小齿轮许用弯曲力F1=140+0.2HB1=140+0.2*215=183Mpa F2=140+0.2*HB2=140+.2*185=177Mpa（3）按齿面接触疲劳强度计算 计算小齿轮分度圆直径 确定各参数值 载荷系数 查课本表取K=1.4 小齿轮名义转矩T1=9.55106P/n1=9.551064.56/3006 =1.146*105 NmmT1 =1.146105 Nmm材料系数 材料弹性影响系数 由课本表 ZE=189.8,齿面系数为1ze=189.8计算齿数u=z1/z2=5u=5计算齿轮的分度圆直径d1(3.52ZE/H)2(KT1/d)(u+1/u)1/3=70mm d1=70mm确定模数A=d1/2(1+u)=70/2*(1+5)=210故m=(0.007-0.020)*a =(0.007-0.020)*210 =(1.4-4.2)mmm=2齿数z1,z2Z1=d1/2=35,z2=u*z1=175Z1=35Z2=175计算齿轮的主要参数齿轮分度圆d1=m*z1=2*35=70Z2=m*z2=2*175=350齿轮中心距a=(d1+d2)/2=210齿轮宽度b=b2= *d1=1*70=70b1=b2+(510)=70+(510)=75-80,b1取75mmb1=75mm（7）验算初选精度等级是否合适齿轮圆周速度 v=d1n1/（601000） =3.1460300/（601000） =1.08 m/s对照表可知选择8级精度合适。选YFS比较YFS1/ F1和YFS2/F2的大小z1=35 YFS1=4.03z2=175 YFS2=3.93YFS1/F1=4.03/183=0.02202 YFS2/F2F2=3.91/177=0.02209计算大齿轮齿根的弯曲应力F2=2KT1 YFS2 /bm2z1=21.1461.221053.93(72436) =130Mpad3,以便于齿轮装拆)d7=65mm（同一轴上两轴承型号应尽量相同）d6=77mm（查6313轴承安装尺寸da,以保证可靠定位）d5=d4+2h=67+2(0.070.1)67=76.3880.4mm（定位轴环）考虑到轴段尽可能简化以方便加工，取d5=d6=77mm轴段长度确定L1=82mm（TL9型联轴器轴孔长84mm,L1短23mm,以便准确定位）L3=B+2+3+(23)=33+8+3+2=46mmL4=88-(23)=86mm（初定齿轮轮毂宽度为88mm）L5=1.4h=1.4(d5-d4) 0.5=7mm考虑到2+3=8+3=11mm,选定L5=11mmL6=0（因为4、5两段直径相同，可合为一段）L7=33mm（轴承宽度为33mm,因是油润滑，通常在从动轴处可不用挡油环）L2=44mm先确定箱体轴承孔轴向尺寸，L=+C1+C2+(510)=55mm,轴承端盖厚度e=10mm,L2=L-3-B+e+l1=44mmL=L3+L4+L5+L6+L7-B=143mm经计算，左轴承支点到齿轮支点距离为71.5mm,故齿轮为居中布置d1=50mmd2=57mmd3=65mm,d4=67mm.d6=77mm.d7=65mm.L1=82mmL2=44mmL3=45mmL4=85L5=11mmL6=0L=143mm齿轮受力计算分度圆直径d=mz=2175=350mm转矩T=9.55106P/N=9.551064.56/67=477500.mm圆周力：Ft=2T/d=2477500/350=2728N径向力:Fr=Fttan=2728tan200=992N轴的的强度计算画轴的受力图 在水平面和铅垂面内分别求轴的支承反力 H面内：RAH=71.5992/143=498N RBH=992-498=4984NV面内：RAV=RBV=Ft/2=1364N 绘制弯矩图H面内弯矩图 MCH=71.5598=42757.mm V面内弯矩图 MCV=71.51364=97525N.mm 合成弯矩图 MC=(MCH+MCV) =(42757+97525)=248601N.mm绘制弯矩图T=477500N.mm绘制当量弯矩图 MeC=MC2+(T)21/2=248601+(0.6477500)21/2=410587.5N.mm校核危险截面C的强度ec=410587.5/0.147=16Mpad3,以便于齿轮装拆)d7=65mm（同一轴上两轴承型号应尽量相同）d6=77mm（查6313轴承安装尺寸da,以保证可靠定位）d5=d4+2h=67+2(0.070.1)67=76.3880.4mm（定位轴环）考虑到轴段尽可能简化以方便加工，取d5=d6=77mm轴段长度确定L1=82mm（TL9型联轴器轴孔长84mm,L1短23mm,以便准确定位）L3=B+2+3+(23)=33+8+3+2=46mmL4=88-(23)=86mm（初定齿轮轮毂宽度为88mm）L5=1.4h=1.4(d5-d4) 0.5=7mm考虑到2+3=8+3=11mm,选定L5=11mmL6=0（因为4、5两段直径相同，可合为一段）L7=33mm（轴承宽度为33mm,因是油润滑，通常在从动轴处可不用挡油环）L2=44mm先确定箱体轴承孔轴向尺寸，L=+C1+C2+(510)=55mm,轴承端盖厚度e=10mm,L2=L-3-B+e+l1=44mmL=L3+L4+L5+L6+L7-B=140mm经计算，左轴承支点到齿轮支点距离为710mm,故齿轮为居中布置d1=50mmd2=57mmd3=65mm,d4=67mm.d6=77mm.d7=65mm.L1=82mmL2=44mmL3=45mmL4=85L5=11mmL6=0L=143mm齿轮受力计算分度圆直径d=mz=2175=350mm转矩T=9.55106P/N=9.551064.56/67=477500.mm圆周力：Ft=2T/d=2477500/350=2728N径向力:Fr=Fttan=2728tan200=992N轴的的强度计算画轴的受力图 在水平面和铅垂面内分别求轴的支承反力 H面内：RAH=70992/140=496 RBH=992-496=4965NV面内：RAV=RBV=Ft/2=1364N 绘制弯矩图H面内弯矩图 MCH=70496=34720N.mm V面内弯矩图 MCV=701364=95480N.mm 合成弯矩图 MC=(MCH+MCV) =(34720+945480)=101596N.mm绘制弯矩图T=4775005N.mm绘制当量弯矩图 MeC=MC2+(T)21/2=954801+(0.6477500)21/2=303980N.mm校核危险截面C的强度ec=303980/0.167=10Mpa -1b-1=59MPa该轴强度足够。 校核见联接的强度齿轮处：由结构设计可先预选键长L=70mm,工作长度l=70-20=50,键高h=9mm,由于键是标准件，其剪切强度通常是足够的则键连接工作表面的挤压应力p=4477500/675012=47.5127Mpap=100120Mpa联轴器处：L=70mm,l=70-7=63,h=9mmp=4477500/50639=67.37Mpap=100120Mpa故所选键连接合适（五）轴承计算根据条件，轴承预计寿命1636510=58400小时主动轴轴承计算1）初步计算当量动载荷P 因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=992N查课本表6-1，选择6308轴承 Cr=40.8KN从动轴轴承计算1）初步计算当量动载荷P 因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=992N查课本表6-1，选择6308轴承 Cr=40.8KN（六）键联接的选择 根据轴径的尺寸，由课本表8.9可选择主动轴与平带轮联接的键为： 平键bh=87，长度系列L=80mm ,GB1096-79，从动轴与齿轮连接的键为：键 bh=149，长度系列L=70mm,GB1096-79，从动轴与联轴器的键为：键bh=149长度系列L=63mm,GB1096-79八、箱体设计名称符号尺寸（mm）机座壁厚5.5机盖壁厚13.6机座凸缘厚度b8.25机盖凸缘厚度b15.4机座底凸缘厚度b213.75地脚螺钉直径df18.48地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d113.86机盖与机座联接螺栓直径d29.24连接螺栓d2的间距l150轴承端盖螺钉直径d37.39定位销直径d6.46df，d1, d2至外机壁距离C125, 20, 14df，d2至凸缘边缘距离C223, 12轴承旁凸台