《机械设计课程设计-机电专业》由会员分享，可在线阅读，更多相关《机械设计课程设计-机电专业（25页珍藏版）》请在金锄头文库上搜索。
1、机械设计课程设计机械设计课程设计设计题目：设计题目：V 带带单级圆柱减速器单级圆柱减速器机电学院：机电学院：10 级车辆工程专业级车辆工程专业 2 班班设计者及学号：设计者及学号：指导教师：指导教师： 二二 一三一三 年年 一一 月月 三三 日日机械设计课程设计计算说明书机械设计课程设计计算说明书2一、传动方案拟定一、传动方案拟定.4二、电动机的选择二、电动机的选择.4三、计算总传动比及分配各级的传动比三、计算总传动比及分配各级的传动比.5四、运动参数及动力参数计算四、运动参数及动力参数计算.5五、传动零件的设计计算五、传动零件的设计计算.7六、轴的设计计算六、轴的设计计算.15七、滚动轴承及
2、联轴器的选择及校核七、滚动轴承及联轴器的选择及校核.24八、八、键联接的选择及校核计算键联接的选择及校核计算.253计算过程及计算说明计算过程及计算说明一、传动方案拟定一、传动方案拟定第一组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传第一组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动动（1） 工作条件：使用年限 8 年，工作为单班工作制，载荷平稳，环境清洁。（2） 原始资料：滚筒圆周力 F=2500N；带速V=1.3m/s；滚筒直径 D=400mm二、电动机选择二、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：总=带2轴承齿轮联轴器卷筒=0.960.982
3、0.970.990.96(2)电机所需的工作功率：Pd=FV/1000总=25001.3/(10000.85)3、卷筒工作转速：n筒=601000V/D=6010001.3/(400)计算结果计算结果F=2500NV=1.3m/sD=400mm总=0.85Pd=3.82KWn筒=62.10r/min4确定电动机转速:按手册 P7 表 1,可知电动机转速可选范围为：nd=Ian筒=（624）62.10（其中带传动传动比为 24，一级圆柱齿轮减速器传动比为 36）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 Y132M1-6。其主要性能：额定功率：4KW，
4、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传动比三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/62.102、分配各级传动比（1） 据指导书 P7 表 1，取齿轮 i齿轮=5（单级减速器 i=36 合理）（2） i总=i齿轮i带i带=i总/i齿轮=15.46/5四、运动参数及动力参数计算四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）轴：nI=n电机/i带=960/3.09轴：nII=nI/i齿轮=310.68/5nd=372.61490.4r/min电动机型号为Y132M1-6i总=15.46i带=3.09nI=310.68r
5、/minnII=62.14r/minnIII=62.14r/min5卷筒轴：nIII=nII=62.14 (r/min)2、 计算各轴的输入功率（KW）PI=Pd带=3.820.96PII=PI轴承齿轮=3.670.980.97PIII=PII轴承联轴器=3.490.980.99 轴 ,轴的输出功率分别为输入功率乘上 轴承（0.98）例如，轴输出功率为 PI=PI0.98=3.670.98=3.60KW, 同理，PII=3.42KW3、 计算各轴输入转矩（Nmm）电动机输出转矩：Td=9.55106Pd/n电动=9.551063.82/960轴输入转矩：T=9.55106PI/nI=9.551
6、063.67/310.68轴输入转矩：T=9.55106PII/nII=9.551063.49/62.14卷筒轴输入转矩：TIII=9.55106PIII/nIII=9.551063.38/62.14PI=3.67KWPII=3.49KWPIII=3.38KWPI=3.60KWPII=3.42KWTd=38001NmmT=.2NmmT=.4NmmTIII=.1NmmT=.9566轴 、轴的输出转矩分别为各轴轴输入转矩乘轴承效率 0.98。例如，轴输出转矩为T=0.98T=.20.98=.956Nmm,同理，T=.3 Nmm五、传动零件的设计计算五、传动零件的设计计算1、皮带轮传动的设计计算皮带
7、轮传动的设计计算（1）计算功率 PC：由课本 P188 表 11.5 得KA=1.1（单班制，载荷变动小）PC=KAP=1.13.76 （2）选择带型：PC与 n电动机，由课本 P188图 11.15 及 P191 表 11.8 选择 A 型 V 带（3）确定带轮基准直径 D1、D2初选小带轮的基准直径 D1 ，由课本P188 图 11.15 及 P191 表 11.8，取 D1=100mm（GB/T1375.1-92)确定大带轮基准直径 D2，D2=（1）D1n1n2=(10.01)100960238.8由课本 P180 注解选 D2=400mmNmmT=.3 NmmPC=4.136KW 7
8、（GB/T1375.1-92)则实际传动轮转速 n2=（1）D1n1n2=(10.01)100960400实际 i带=n1n2=960/237.6验算带速：V=D1n1（100060）=100960（100060） (4) 初算和确定中心距 a 和带基准长度 Lda 范围:2(D1+D2)a0.55(D1+D2)+h (h=8mm)即：283a1000，初取 a=640mm初算带长 L=Dm+2a+a 其中 Dm=(D1+D2)2 =(D2D1)2 得 L=(100+400)/2+2640+1502640查课本 P179 图 11.4 选带的基准长度Ld=2000mm则实际中心距a=（LdDm
9、)+(LdDm)2821/2 4=（2000-250）+(2000250)2815021/2 4 （5）验算主动轮上的包角 1：1=1800（D2D1）/a57.30D1=100mmD2=397.98mmn2=237.6r/mini带=4.04V=5.03m/s L=2100.55mm8（6）确定带根数 ZZ=PC/(P0+P0)KKL 其中 PC=4.136KWP0=0.95（课本 P 表 11.8）P0=0.11（课本 P193 表 11.10） K=0.92（课本 P190 表 11.7）KL=1.03（课本 P194 表 11.12）得 Z=4.12 取 Z=5（7）确立带的预紧力 F
10、0F0=500PC/(VZ)(2.5K)/K+qV2 =5004.136/(5.035)(2.50.92)/0.92+0.1 (5.03）2 （q=0.1kg/m）（8）计算压紧力 FQ：FQ=2ZF0sin1/2=25143.75sin（150.80/2）（9）带轮结构设计直径 D1=100mm（GB/T1375.1-92) D2=400mm（GB/T1375.1-92)材料：HT200小带轮腹板式，大带轮轮辐式（10）结论：a=588.2mm 在规定范围内1=150.801200Z=5F0=143.75NFQ=1391.08N9名称小带轮大带轮带型号A 型 V 带带尺寸 Ld2000mm带
11、根数 z5传动比 i4.04带速 v5.03m/s中心距 a588.2mm作用在轴上的力 FQ1391.08N带轮结构形式腹板式轮辐式2、齿轮传动的设计计算、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料及精度等级齿轮采用闭式软齿面齿轮。小齿轮选用40Cr，大齿轮选用 45 钢。由课本 P211 表 12.7可知，大小齿轮热处理均为调质处理，小齿轮齿面硬度为 241286HBS，选用 260HBS。大齿轮齿面硬度 229286HBS,选用 220HBS；根据课本 P207 表 152.选 8 级精度。(2)按齿面接触疲劳强度设计由课本 P220 公式 12.9 知：1032d1)(12dHHEZZZK
12、确定相关系数：由前面运动参数的确定可知，齿数比。故取小齿轮齿数为 28，大齿轮齿5数为 141。齿轮传动比 i=5由课本 P222 表 12.13 知，齿宽系数0 . 1d由课本 P221 表 12.12 知，弹性系数a8 .189MPE由课本 P222 图 12.12 知，节点区域系数5 . 2H由公式得，端面重合）（）（1411 2812 . 3-88. 1z1 z12 . 3-88. 121a由课本 P221 公式 12.10 知，重合度系数374. 1-4 3-4a由课本 P215 表 12.9 知，使用系数35. 1A由课本 P216 图 12.9 知，动载系数2 . 1V由课本 P
13、217 表 12.10 知，齿间载荷分配系数1 . 1由课本 P218 表 12.11 知，齿向载荷分布系数2 . 1由课本 P214 公式 12.5 得，载荷系数2 . 11 . 12 . 135. 1AKVi=5528z1141z274. 1a9 . 011由公式min/ r8 .238kw61. 31055. 9n1055. 96116 1P由课本 P223 图 12.17（c）可得，大小齿轮的接触疲劳极限分别为a710lim1MPHa550lim2MPH由课本 P225 表 12.14 得，最小安全系数05. 1minHS由课本 P224 公式 12.12 得，应力循环次数825088
14、 .238160tn60h11L5103 . 2 i821齿L L由课本 P224 图 12.18 得，使用寿命98. 01N05. 12由课本 P223 公式 12.11 得05. 198. 0710min1lim1 1HNH HS05. 105. 1550min2lim2 2HNH HS又由可知，min2H1H，MPaH550因此232d15509 . 05 . 28 .189 515 0 . 18 .1443691 . 22)(12d）（HHEZZZK 由公式28982.75dm11Z1 . 2mm8 .14436918 1103 . 2L7 2106 . 4LMPaH7 .6621MPaH550212根据 P206 表 12.13 选取标准模数 m=3因此， da1=d1+2m=84+628311所以，小齿轮结构为实心式。小齿轮转速100060848 .238 100060dn11 中心距25184 2i1da1）（）（大齿轮直径 da2=d2+2m=423+6141322所以，大齿轮结构为轮辐式。齿宽： 840 . 1dB1d2684621 BB（3）按照齿轮弯曲疲劳强度校核由课本 P227 公式进行校
