机械设计课程设计

1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2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=4.24KW3、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=7.12、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/minnII=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=5.5KWPII=PI×η带=5.5×0.95=5.225KWPIII=PII×η轴承×η齿轮=5.225×0.98×0.96=4.9157KW3、计算各轴扭矩（N·mm）TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×5.5/960=54713.5N·mmTII=9.55×106PII/nIIn滚筒=135r/minη总=0.892P工作=4.24KW电动机型号Y132M2-6i总=7.1据手册得i齿轮=3.2i带=2.2nI=960r/minnII=435.4r/minnIII=136r/min∏PI=5.5KWPII=5.225KWPIII=4.9157KWTI=54713.5N·mmTII=114341.8N·mm3=9.55×106×5.225/436.4=114341.8N·mmTIII=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=1.4PC=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=10006011nD=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％所以合适（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)所以有：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+21782-1800=549mm(4)验算小带轮包角α1=1800-a21DD×57.30=1800-549125280×57.30=1640（适用）（5）确定带的根数TIII=345183.3N·mmdd2=279.4mm取标准值dd2=280mmn2’=435.4r/minV=6.38m/s284.9mm≤a0≤814mm取a0=540Ld=1800mma0=549mm4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）+q2=（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FQFQ=2ZF0sinα1/2=2×4×256.7sin2164=2004.3N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，所以齿轮采用软齿面。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≥31)][(12HHEdtZZZZuuTK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d=1.0(3)转矩T1T1=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EZ=189.8MPa，ZH=2.42Z=4根F0=253NFQ=2004.3Ni齿=3.2Z1=27Z2=87u=3.22T1=114341.8N·mm5Z=cos=0.98,由图6-13得Z=0.78cos)]11(2.388.1[21zz15cos)]871271(2.388.1[=1.67=0.318dz1tan=2.3(5)许用接触应力[σH][σH]=σHlimZNT/SH由图6-16c查得：σHlimZ1=540MpaσHlimZ2=390Mpa由式6-12计算应力循环次数NLNL1=60n1rth=60×436.4×1×(16×300×8)=1.0×109NL2=NL1/i0=1.0×109/3.22=3.14×108查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=1.00ZNT2=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所以取[σH]2=413Mpa设计齿轮参数故得：d1t≥31)][(12HHEdtZZZZuuTK=32)41398.078.042.28.189(22.3122.30.18.1143415.12=72.08mm修正d1t：=65.11000604.43608.7214.310006011ndtm/s2.00m/s所以选脂润滑查得KA=1.50，KV=1.07，K=1.12，K=1.20K=KAKVKK=1.50×1.07×1.12×1.2=2.16d1=d14.8150.116.208.7233tKKmmαHlimZ1=540MpaαHlimZ2=390MpaNL1=1.00×109NL2=3.14×108ZNT1=1.00ZNT2=1.05[σH]1=529Mpa[σH]2=413Mpad1t=72.08mmm=3mmv=1.65m/s用脂润滑6m=11coszd=2715cos4.8191.2mm根据表6-1取标准模数：m=3mm计算齿轮传动的中心矩aa=m(Z1+Z2)/2cos=3×(27+87)/2cos150=177mm=arccosazzm2)(21arccos63751496.141772)8727(3分度圆直径：d1=mZ1/cos=3x27/cos96.14=83.84mm=84mmd2=mZ2/cos=3x87/cos96.14=270.16mm=270mm齿宽：b=dd1=1.0×83.84mm=84mm取B1=85mm,B2=80mm(6)校核齿根弯曲疲劳强度σF=mbdYYKT112YFaYSa≤[σ]F计算当量齿轮断面系数bv2cosY=0.67，由图6-28得Y=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=2.53YSa1=1.62YFa2=2.16YSa2=1.78由图6-21，查得YN1=0.90,YN2=0.92[σF]=σFlimYSTYN/SF由课本图6-35C查得：σFlim1=340MpaσFlim2=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=σFlim1YN1/SF=340×0.90/1.25Mpa=244Mpa[σF]2=σFlim2YN2/SF=310×0.92/1.25Mpa=228Mpa将求得的各参数代入式（6-49）a=177mmd1=84mmd2=270mmB1=85mmB2=80mmYFa1=2.53YSa1=1.62YFa2=2.16YSa2=1.78YNT1=0.90YNT2=0.92σFlim1=340MpaσFlim2=310MpaSF=1.25σF1=244MpaσF2=228MpaσF1=55.1Mpa7σF1=mbdYYKT112YFa1YSa1=2x2.16x114341.8x0.67x0.87x2.53x1.62/(85x84x3.0)Mpa=55.1Mpa[σF]1σF2=σF1YFa2YSa2/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=110d≥cmmnP2.254.436225.511033考虑有键槽，将直径增大5%，则d=25.2×(1+7%)mm=26.97mm=27mm∴选d=32mm2、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=84mm②求转矩：已知T2=50021.8N·mm③求圆周力：Ft=2