机械设计基础课程设计ZDDB0723161042文档格式.docx
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选用三相异步电动机，圭寸闭式结构，电压380伏，Y系列电动机
2）、滚筒转动所需要的有效功率Fv/1000二
根据表确定各部分的效率
V带传动效率
一对滚动球轴承效率闭式齿轮的传动效率
弹性联轴器效率
滑动轴承传动效率
T]6=
传动滚筒效率
则总的传动总效率
=>
^xxxx
3）.电机的转速
需的电动机的功率
现以同步转速为Y100L2-4型（1500r/min）及Y132M2-6
型（1000r/min）两种方案比较，传动比h匹144010.96
nw131.3
方
案
号
电动机
型号
额定功率
（kW）
同步转速
（r/min）
满载转速
总传
动比
1
Y100L2-
4
1500
1430
Y132S-6
1000
960
i2
匹
nw
131.3
7.31；
由表查得电动机数据,
比较两种方案，为使传动装置结构紧凑，决定选用方案
选电动机Y132S—6型，额定功率，同步转
速1000r/min,满载转速960r/min。
同时，由表查得电动机中心高H=132mm，
外伸轴段DxE=38mmx80mm。
三、传动装置的运动及动力参数计算
总传动比i匹7.31;
由表得，V带传
nw
动的ii2=，则齿轮传动的传动比为：
i23=i/ii2==
此分配的传动比只是初步的，实际的要在传动零件的
和尺寸确定后才能确定。
并且允许有（3-5%）的误差
（二）各轴功率、转速和转矩的计算
0轴：
（电动机轴）
Pl=Pr=ni=960r/min
Ti=*pi/ni=**1000/960=
1轴：
（减速器高速轴）
P2=pi*n12=*=
N2=ni/ii2=960/=384r/min
T2=*P2/n2=**1000/384=
3轴：
（减速器低速轴）
P3=P2n23==
N3=n2〃23=384/=min
T3=**1000/=
4.轴：
（即传动滚筒轴）
N4=n3力34=1二min
P4=P3*n34=**=
T4=**1000/=
各轴运动及动力参数
轴序号
功率
P（kw）
转速
n（r/min）
转矩
传动形式
传动比
效率n
弹性联轴器
384
齿轮传动
3
带传动
四、传动零件的设计计算
1•选择V带的型号
因为小轮的转速是960r/min，班制是2年，载荷变动小,
取Ka=;
Pc==*=
查表10-3和课本图10-7,可得选用A型号带，ddimin
=75mm;
由表10-5，取标准直径即dd1=100mm
2.验算带速
V=*dd1*n1/60*1000=;
满足5m/s<
=V<
=25-30m/s;
3.确定大带轮的标准直径:
Dd2=n1/n2*dd1=960/384*100=250mm;
查表10-5，取其标准值
4.确定中心距a和带长Ld:
V带的中心距过长会使结构不紧凑，会减低带传动的工作能力；
初定中心距a0,a0=dd1+dd1）=245~~700mm
取350mm
相应a0的带基准长度Ld0:
Ld0=2*a0+2*（ddi+ddi）+（dd2—ldi）2/4*a0=1265.57mm;
查表10-2可得，取Ld=1250mm;
由Ld放过来求实际的中心距a,
a=a0+（Ld-_d0）/2=342.5mm（取343mm）
5.验算小轮包角a1,
由式a1=1800-2r;
r二arcsin（dd2—di）/2a可得，
r=arcsin（250-100）/2*343=
ai=i800-2*0=>
i200
符合要求；
6.计算带的根数；
Z=Pc/（P0+AP0）*Ka*Kl
查表可得，P0=,APO=
查表可得，Ka=,
查表，KI=
代入得，z=+**=;
取4根；
7.计算作用在轴上的载荷Qr和初拉力F0
Qr=2F0*z*cosr=2**4*cosr=
且F0为单根带的初拉力，
F0=500*Pc/v*z*Ka-1）+qv2
（查表可得，q=0.10kg/m）验算带的实际传动比，
i实=dd2/dd2=250/100=
．减速器内传动零件的设计计算；
小齿轮40Cr钢调质处理齿面硬度250-280HBS
大齿轮zg310-570钢正火处理齿面硬度162-185HBS
计算应力循环次数
查图5-17,Zni=Zn2=（允许一定点蚀）
由式5-29，ZX1=ZX2=，
取SHmin=ZW=ZLVR=
由图5-16b,得
由5-28式计算许用接触应力
H2
H1,故取
475.2N/mm2
2）按齿面接触强度确定中心距
小轮转矩Ti=68044N•mm
初取KtZ：
1.1，由表5-5得ZE1889Jn/mm2
减速传动，ui4.02；
取a0.4
由图11-7可得，Zh=；
由式（5-39）计算中心距a
a=150mm
由，取中心距a=149mm。
估算模数mn=~a=—2.96mm,
取标准模数mn=2mm。
mn=2mm
Z2=120
传动比误差
齿轮分度圆直径
60384
41.21m/s
610
由表5-6,取齿轮精度为8级.
（3）验算齿面接触疲劳强度
按电机驱动,载荷稍有波动,由表5-3,取KA=
由图5-4b，
按8级精度和vz1/1001.2130/1000.363m/s，
得Kv=。
齿宽baa0.414959.6mm。
由图5-7a,按b/di二,考虑轴的刚度较大和
齿轮相对轴承为非对称布置，得Kb二。
由表5-4，得Ka=
载荷系数KKAKvKK1.251.041.081.11.54齿顶圆直径
查表11-6可得，Z0.89
由式5-39,计算齿面接触应力
故安全。
（4）验算齿根弯曲疲劳强度
按Z1=30，Z2=120,
由图5-18b，得Fiimi290N/mm2，Fim2152N/mm2
由图5-19，得YN1=，YN2=
由式5-32，mn=2mm<
5mm,故Yxi=Yx2=。
取YST=，SFmin=
由式5-3i计算许用弯曲应力
Flim2YSTyy
F2YN2YX2
SFmin
叱1.0
1.4
1.0217N/mm2,
由图5-14得YFai二,YFa2
由图5-15得YSa1=,YSa2=。
由式（5-47）计算Y3,
（5）齿轮主要几何参数
zi=30,Z2=120,u=,mn=2mm,
B0=0,
di=60mm,d2=240mm,
hai=ha2=2mm,
dai=64mm,da2=244mm
df1=55mm,df2=235mm,a=150mm
齿宽b2=b1=59.6mm,b1=b2+（5~10）=68mm
（6）低速轴上齿轮的主要参数
D0=da2-14=230mm
D3==91.2mm
C==（12-18）mm,取16；
r=0.5C;
n2=0.5m=;
D4=57mm;
五、轴的设计计算
（一）高速轴的设计，联轴器的选择
1.初步估定减速器高速轴外伸段轴径
由表8-2,
dA3P13032.73625.02mm,受键槽影响加
\384
大%5取d=28mm
（二）低速轴的设计计算
1.dAo3P14032.62742.26mm,受键槽影响加
YnV384
，轴径加大5%,,取小=45mm。
因为是小批生产，故轴外伸段采用圆柱形。
初取联轴器HL4,公称转矩Tn二=N•m
Tc=KT=1250N•m>
Tc=N•m
满足要求取轴伸长d=112
2.选择联轴器
拟选用弹性联轴器（GB5014-85）
名义转矩T=9550X卫二
n
计算转矩为Tc=KT=X=•m
从表可查得，HL3满足Tn>
Tc
[n]=5000r/min>
n=min;
由表查得，L=112mm;
六、轴的强度校核
1•低速轴校核：
作用在齿轮上的圆周力Ft玉2189.17N
d4
a.垂直面支反轴向力FnFt/cosa2329.67N
b.水平面支反力
Mb0得，
Z0,RbzFrRaz2516.28N
c点，垂直面内弯矩图
C点右M'
czRbzL2116.07Nm
C点左，MczRazL1113.49Nm
a.合成弯矩图
C点右，M'
\CZ136.69Nm
C点左,McMCyMcz134.51Nm
（3）作转矩T图
（4）作当量弯矩图
该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，
取a=
C点左边
C点右边
D点
（5）校核轴的强度
按当量转矩计算轴的直径：
（轴的材料选择45号调质钢，查表13-1可得）
由以上分析可见，C点弯矩值最大，而D点轴径最小，所以该
轴危险断面是C点和D点所在剖面。
查表8-1得B650N/mm2查表8-3得[b]160N/mm2。
C点轴径de3McaC32.56mm
p.1bi
因为有一个键槽de32.56（10.05）34.29mm。
该值小于原
设计该点处轴径57mm,故安全
D点轴径dD
caD
29.73mm
因为有一个键槽de29.73（10.05）
31.2mm。
设计该点处轴径45mm，故安全
（6）精确校核轴的疲劳强度（a）校核I,H,皿剖面的疲劳强度
I剖面因键槽引起的应力集中系数由附表1-1,
查得k1.825,k1.625
H剖面因配合引起的应力集中系数由附表1-1,
查得k1.97,k1.51
所以k1.825,k1.625。
因1-1、2-2剖面主要受转矩作
用，k起主要作用，故校核1-1剖面。
1-1剖面产生的max抽H秽13.75N/mm2
W0.50453
45钢的机械性能查表8-1,
得1268N/mm2,1155N/mm2
0.76
0.92
绝对尺寸影响系数由附表1-4,得0.81,
表面质量系数由附表1-5,得0.92,
查表1-5，得0.34，0.21
1-1剖面安全系数
取S1.5~1.8，SS，所以1-1剖面安全。
b.校核lll,IV剖面的疲劳强度
III剖面因配合（H7/k6）引起的应力集中系数由附表1-1,
查得k1.97，k1.51
IV剖面因过渡圆角引起的应力集中系数由附表1-2：
k2.099，k1.845。
IV剖面因键槽引起的应力集中系数由附表1-1，
查得k1.825，k1.625。
故应按过渡圆角引起的应力集中系数校核III剖面。
III剖面承受
III剖面产生正应力及其应力幅、平均应力为
III剖面产生的扭剪应力及其应力幅、平均应力为
由附表1-4,查得0.810.76,表面质量系数由附表1-5，
得0.92,0.92
0.34,0.21,表面质量系数同上.III剖面的安全系数按
配合引起的应力集中系数计算，
SS1.5~1.8,所以III剖面安全。
其他剖面危险性小，不予校核。
七、滚动轴承的选择及其寿命验算
低速轴轴承
选择一对6208深沟球轴承，低速轴轴承校核：
1）、确定轴承的承载能力
查表9-7，轴承6208的c0=22800N，c=15800N.
2）、计算径向支反力
3）、求轴承轴向载荷
A1=0
A2=
4）、计算当量动载荷
A2/C0=25000=
插值定e2=
由A2/R2=〉
查表9—10X2=，Y2=
查表9—11，取fd=，fm=,ft=
Pi=x=
P2=fd（X2R2+Y2A2）=;
为P2>
Pi,按P2计算，
故深沟球轴承6211适用。
八、键联接的选择和验算
（一）高速轴上键的选择
选择普通平键8X7,GB1096-79
（三）.低速轴上键的选择与验算
（1）齿轮处
选择普通平键16X10GB1096-79型，其参数为
R=b/2=8mm，L：
45—180；
取50；
l=L-2XR=34,
d=57mm。
齿轮材料为45钢，载荷平稳，静联接，
由表2-1，查得p140N/mm2
因pp，故安全。
（2）外伸处：
选择键14X9,GB1096-79,其参数为
R=b/2=7mm，L取102；
l=L-2XR=102-2X7=88mm，
d=45mm。
齿轮材料为45钢，载荷稍有波动，静联接，
因pp，故安全
九、减速器的润滑及密封形式选择
1减速器的润滑采用脂润滑，选用中负荷工业轴承润滑
GB492-89。
2油标尺M16,材料Q235A。
3密封圈：
密封圈采用毡圈密封，型号45JB/ZQ4606-86
由于工作环境是多尘环境，选用有过滤灰尘作用的网式通气器。
十、指导参考书
陈良玉孙志礼着<
<
机械设计基础>
>
冶金工业出版社1997
孙德志王春华等着<
机械设计课程设计东北大学出版社2000
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