《机械设计基础》课程设计任务书-一级减速器Word格式文档下载.docx

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②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i1=3～5

取V带传动比i2=2～4

则总传动比理时范围为i=6～20

故电动机转速的可选范围为:

nd=i×

n筒=（6～20）×

67.94=407.6～1358.8r/min

（4）：

确定电机的机型号

根据以上计算，查表《机械设计基础课程设计指导书》P119附表8.1得一下电机符合要求；

电机型号

额定功率/KW

满载转速/（r/min）

同步转速/（r/min）

Y132S2-2型三相异步电动机

7.5

2900

3000

Y160M-6型三相异步电动机

970

1000

Y132M-4型三相异步电动机

1440

1500

Y160L-8型三相异步电动机

720

750

综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机的重量和成本，最终可确定同步转速为1000r/min，根据所需的额定功率及同步转速确定电动机的型号为Y160M-6，满载转速970r/min。

（5）：

分配各级传动比

总传动比in电/n筒=970/67.94=14.28

根据《机械设计基础课程设计指导书》P6表2.2

取齿轮传动比i1=4（单级减速器i=3～5合理）

则带传动的传动比i2=14.28/4=3.57

2：

运动参数及动力参数计算

（1）各轴的转速：

n1=n电/i1n2=n1/i2n筒=n2

（2）各轴的功率：

P1=Pm×

η带×

η轴承P2=P1×

η轴承

P筒=P2×

η滚动轴承

（3）各轴的转矩：

T电=9550P电/n电T1=9550P1/n1T2=9550P2/n2

T筒=9550P筒/n筒

计算结果如下表

参数

轴名

电机轴

齿轮高速轴Ⅰ

齿轮低速轴Ⅱ

滚筒轴

转速n/min

n电=970

n1=271.71

n2=67.93

n筒=67.93

功率P（KW）

P电=7.5

P1=7.128

P2=6.984

P筒=6.707

转矩T（N.m）

T电=73.84

T1=250.53

T2=981.852

T筒=942.909

传动比i

i1=3.57

i2=4

1

效率η

η轴承=0.95

η轴承=0.96

η滚筒轴承=0.96

转差率Δn%=67.93-67.9467.94×

100%<

<

±

5%（在可许范围内）

二、带传动的设计计算

已知带传动选用Y系列异步电动机，额定功率Pm=7.5KW，主动轮的转速n电=970r/min，从动轮的转速n1=271.7r/min，i1=3.57。

两班制工作，单向转动，轻载。

计算项目

计算内容

计算结果

①确定设计功率

②选V带型号

③确定带轮直径

④确定带的基准长度和实际中心距

⑤校核小带轮包角α

⑥计算V带根数

⑦计算初拉力

⑧设计结果

查表《机械设计基础》（以下查表同理）P132表8.12查的KA=1.2，由式（8.12）得

PC=KA×

Pm=1.2×

7.5=9KW

根据PC和n电查图8.13和P116表8.3选取B型普通V带

d=112～140mm取dd1=125mm

dd2=i1×

dd1=3.57×

125=446.25mm

圆整dd2=450mm

i=450125=3.6

n1=n电i=9703.6=269.44r/min

转动误差（269.44-271.7）/271.7×

100%=0.83≤±

5%

验算V=πdd1n电60×

1000=π×

125×

97060×

1000=6.354m/s

由0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）初定中心距a0=700mm

由式（8.15）得

L0=2a0+π2（dd1+dd2）+dd2-dd14×

a0

=2×

700+π2（125+450）+450-1254×

700

=2440mm

查表8.4圆整取Ld=2500mm

实际中心距a由式8.16

a=a0+Ld-L02=700+2500-24402=730mm

中心距的变得范围

amin=a-0.015Ld=730-0.015×

2500=692.5mm

amax=a+0.03Ld=730+0.03×

2500=805mm

由式8.17得

α=180º

-dd2-dd1a×

57.3º

=180º

-450-125730×

=154.5º

≥120º

由式8.18

Z=PC（P0+ΔP0）×

Ka×

KL

dd1=125mmn电=970r/min查表8.10内插法

P0=1.44+1.67-1.44980-800×

（970-800）=1.657KW

查表8.18Kb=2.6494×

10-3（B型）

因为i1=3.27查表8.19Ki=1.1373

由式8.11得

ΔP0=Kb×

n电×

（1-1Ki）

=2.6494×

10-3×

970（1-11.1373）=0.31KW

查表8.4KL=1.03

Ka=1.25×

（1-5-154.5º

/180º

）=0.936

Z=PC（P0+ΔP0）×

=9（1.657+0.31）×

0.936×

1.03=4.746

圆整Z=5（根）

由表8.6查得B型普通V带q=0.17kg/m由式8.19得

F0=500PCz×

u（2.5Ka-1）+qu2

=500×

95×

6.354（2.50.936-1）+0.17×

6.3542=243.54N

FQ=2F0zsinα12

243.54×

5×

sin154.5°

2=2375.35N

选用5根B–2500GB1544–89V带，中心距a=730mm，带轮直径dd1=125mmdd2=450mm轴上压力FQ=2375.35N

PC=9KW

B型普通V带

dd1=125mm

dd2=450mm

可取

带速合适

a0=700mm

a=730mm

长度合适

包角合适

Z=5（根）

FQ=2375.35N

三、齿轮的设计计算

已知传动比的功率P1=7.128KW，高速齿轮的转速n1=271.7r/min，传动比i1=4，连续工作，单向转动，载荷变化不大。

①选择齿轮材料及精度等级

②按齿面接触疲劳强度设计

③主要尺寸计算

④齿根弯曲疲劳强度校核

⑤验算齿轮的圆周速度

小齿轮选用45钢调质220~250HBS

大齿轮选用45钢正火170~210HBS

查表《机械设计基础》（以下查表同理）P211表10.21

选用8级精度，要求齿面粗糙度Ra≤3.2~6.3μm

转矩T1=250.53×

103N.mm

载荷系数K查表10.1取K=1.1

软齿面对称分布查表10.20取ψd=1

初选齿数z1=25z2=100

许用接触应力查表10.24得[σHlin1]=560MPa

[σHlim2]=530MPa

查表10.10得SH=1

查图10.27得ZNT1=1.04ZNT2=1.1

由式10.13

[σH]1=ZNT1σHlim1SH=1.04×

5601=582.4MPa

[σH]2=ZNT2σHlim2SH=1.1×

5301=583MPa

d≥76.433KT1（u+1）ψdu[σH1]2=76.4331.1×

250.53×

103（4+1）1×

4×

582.42

=74.42mm

m=d1n1=74.4225=2.9768

由表10.3取m=3

d1=mz1=3×

25=75mm

d2=mz2=3×

100=300mm

b=ψd×

d1=1×

75=75mm

圆整b2=75mm

b1=b2+5=80mm

a=m（z1+z2）/2=3×

（25+100）=187.5mm

齿形系数YF查表10.13YF1=2.65YF2=2.18

应力修正系数YS查表10.14YS1=1.59YS2=1.8

许用弯曲应力[σF]查图10.25

[σFlim1]=210MPa[σFlim2]=190MPa

查表10.10SF=1.3查图10.26YNT1=YNT2=0.9

[σF1]=YNT1σFlim1SF=0.9×

2101.3=145.38MPa

[σF2]=YNT2σFlim2SF=0.9×

1901.3=131.54MPa

σF1=2KT1bm2z1YSYF=2×

1.1×

10375×

32×

25=137.67MPa

≤[σF1]=145.38MPa

σF2=σF1YF2YS2YF1YS1=137.67×

2.18×

1.82.65×

1.59=128.16MPa

≤[σF2]=132.54MPa

u=π×

d1×

n160×

75×

271.760×

1000=1.07m/s

查表10.22选8级精度合适

z1=25

z2=100

d1=75mm

d2=300mm

b1=75mm

b2=80mm

a=187.5mm

合适

四、轴的设计计算

（一）主动轴的设计计算

已知专递的功率P1=7.128KW，主轴的转速为n1=271.7r/min，小齿轮分度圆直接d1=75mm，

压力角d=20º

，轮廓宽度b1=80mm，工作为单向转动。

1；

选择轴的材料、热处理方式，确定许用应力。

查《机械设计基础》P271表14.1、P272表14.2、P273表14.4

材料

热处理

硬度HBS

抗力强度MP

许用弯曲应力MPa

主动轴

45钢

调质

220~250

650

60

2,；

主动轴的机构示意图：

3；

计算轴各段直径与轴段的长度

1、计算d7

2、计算d3

3、计算d6

4、计算d5

5、计算d1

6、计算d2

7、计算L1

8、计算L2

9、计算L3

10、计算L6

11、计算L7

由《机械设计基础》P271公式（14.2）、表14.1得

C取最大118

d≤C3p1n1=118×

37.128271.7=35.5mm，∵轴上有键槽，故轴径增大5%∴d7=d×

（1+5%）=36.75mm圆整d7=40，但考虑到要以大带轮配合，故取d1=50mm。

d3=m（z-2.5）=3×

（25-2.5）=67.5mm。

d7以大带轮配置，轴肩1~5mm，取d6=53mm。

d5以轴轴承配合，所选深沟球轴承6311，查《机械设计基础课程设计指导书》P129附表10.1查得d=55mmD=120mmB=29mmda=65mm故d1=d5=55mm。

d2为轴承的轴直径肩d2=d4=65mm。

根据所选轴承L1=29mm。

L5=30

齿轮距箱体内壁留15mm，轴承距箱体内壁留3~5mm，

故取L2=L4=20mm。

根据齿轮计算结果L3=80mm。

根据《机械设计基础课程设计指导书》P17表4.1得

箱体坐厚度取12mm，l1=C1+C2+（5~10）=45~60mm。

轴承端盖厚度e=9.6mm。

L=l1+12+e≈79.6mm，L6=L-L5=49.6mm。

根据《机械设计基础》P120表8.5皮带轮e=19mmf=11.5mmz=5（根）。

L7=（z-1）e+2f=（5-1）×

19+3×

11.5=99mm。

d7=50mm

d3=67.5mm

d6=53mm

d5=55mm

d1=55mm

d1=65mm

d4=65mm

L1=29mm

L5=30mm

L2=20mm

L4=20mm

L3=80mm

L6=49.6mm

L7=99mm

4；

校核轴的强度

1、受力分析如图

2、支座反力

3、截面弯矩

4、危险截面校核

受力分析如图：

已知：

T1=250530N.mm

Ft=2×

T1d=2×

25053075=66808.8NFQ=2375.35N

支座反力

FHB=FQ×

（LAC）LAB=2375.35×

（149+104.6）149=4033.3N

FHA=FQ-FHB=2375.35-4033.3=-1657.96N

FVA=FVB=Tt2=652=3340.4N

Ⅰ-Ⅰ截面弯矩

MⅠ左=FHA×

149=-1657.96×

149=247036N.mm

MⅠ右=FQ×

104.6=2375.35×

104.6=248461.1N.mm

MⅡH=FHA×

1492=-1657.96×

1492=-123518N.mm

Ⅱ-Ⅱ截面弯矩

MⅡV=FVA×

1492=3340.4×

1492=243876N.mm

合成弯矩

MⅡ=MⅡH2+MⅡV2=-1235182×

243875.752

=273371.68N.mm

σeⅠ=MⅠ2+（0.6×

T）20.1×

d3=248461.62+（0.6×

250530）20.1×

553

=17.45MPa≤[σe]=60MPa

σeⅡ=MⅡ2+（0.6×

d3=273371.682+（0.6×

67.53

=10.14MPa≤[σe]=60MPa

FHB=4033.3N

FHA=-1657.96N

校核合格

5、画高速轴图纸（J-1），标出具体尺寸和公差。

（二）从动轴的设计计算

已知专递的功率P2=6.984KW，主轴的转速为n2=68r/min，小齿轮分度圆直接d1=300mm，

，轮廓宽度b2=75mm，工作为单向转动。

从动轴

正火

170~220

600

55

1、计算d5

2、计算d1

3、计算d3

4、计算d2

5、计算L1

6、计算L2

7、计算L3

8、计算L4

9、计算L5

d≥C3p1n1=118×

36.9468=55.3mm，∵轴上有键槽，故轴径增大5%∴d7=d×

（1+5%）=58mm圆整d5=60。

d4以轴轴承配合，所选深沟球轴承6013，查《机械设计基础课程设计指导书》P129附表10.1查得d=65mmD=100mmB=18mmda=72mm故d1=d4=65mm。

d3为轴承的轴直径肩，且轴承与齿轮中间要加套筒d3=73mm。

d2为齿轮的轴直径肩3~5mm，取故d2=85mm。

根据所选轴承L1=18mm。

齿轮距箱体内壁留15mm，轴承距箱体内壁留3~5mm，

故取L2=22.5mm。

根据齿轮计算结果，轴肩与套筒留2mm，故L3=73mm。

L4=l1+e≈71.6mm。

根据《机械设计基础课程设计指导书》P68表1.7取L5=105mm

d5=60mm

d3=73mm

d2=85mm

L1=18mm

L2=22.5mm

L3=73mm

L4=71.6mm

L5=105mm

1、受力分析图

2、支座反力

3、危险截面校核

已知Tt=2×

T2d=2×

919153300=6127N

FA=FB=Ft2=61272=3064N

MⅠ=FA×

（182+22.5+752）=3064×

78=238992N.mm

MⅡ=FB×

（182+22.5）=3064×

33.5=102644N.mm

d3=2389922+（0.6×

919153）20.1×

733

=15.45MPa≤[σe]=55MPa

d3=1026442+（0.6×

653

=20.42MPa≤[σe]=55MPa

FA=3064N

FB=3064N

4、画低速轴图纸（见总装图J-0），标出具体尺寸和公差。

（三）主动轴外伸端处键的校核

已知轴与带轮采用键联接，传递的转矩为T1＝250.53MPa，轴径为d1=55mm，轴长L1=99mm。

带轮材料为铸铁，轴和键的材料为45号钢，有轻微冲击

1、键的类型及尺寸选择

2、强度校核

3、键的公差

4、绘制键槽工作图

带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择A型平键联接

查《机械设计基础》P297表14.5选择键的尺寸

∴d1=50mm轴长L1=99mm

∵键宽b=14mm键高h=9mm键长L=80mm。

σjy=4Tdhl=4×

25053050×

9×

66=33.7MPa≤[σjy]=100~120MPa

配合尺寸为φ50H7r6

查《互换性与测量技术》P150表8.1

得槽宽为14N90-0.043mm轴槽深t=5.5mm

毂槽宽为14JS9±

0.0215mm毂槽深t1=3.8mm

图纸见高速轴图纸

键宽b=14mm

键高h=9mm

键长L=80mm

强度足够

（四）从动轴与从动齿轮键的校核

已知轴与齿轮采用键联接，传递的转矩为T2＝250.53MPa，轴径为d2=73mm，轴长L2=73mm。

齿轮、轴和键的材料为45号钢，有轻微冲击

∴d2=73mm轴长L2=73mm

∵键宽b=22mm键高h=14mm键长L=63mm。

25053073×

14×

41=23.9MPa≤[σjy]=100~120MPa

配合尺寸为φ73H7r6

得槽宽为22N90-0.052mm轴槽深t=9mm

毂槽宽为22JS9±

0.026mm毂槽深t1=5.4mm

图纸见从动齿轮图纸

键宽b=22mm

键高h=14mm

键长L=63mm

五、轴承的选择与验算

（一）主动轴承的选用和校核

已知轴径为d=55mmn=271.7r/min[Lh]=8×

2×

52×

10=41600h

FHB=4033.3N

1、确定轴承型号和基本参数

2、计算当量动负荷值

高速轴只受径向力无轴向力，故先深沟球轴承。

查《机械设计基础》P295表15.12取fp=1.5

当量