设计计算及说明

1、设计计算及说明结果二、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算3.1 电动机的选择 1、电动机类型选择：选择电动机的类型为三相异步电动机，额定电压交流380V。 2、电动机容量选择： （1）工作机所需功率=FV/1000 F-工作机阻力 v-工作机线速度 (2) 电动机输出功率 考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为 =/ 为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即 =0.86 -滚动轴承传动效率取0.99 -圆锥齿轮传动效率取0.97 -圆柱齿轮传动效率取0.98 -联轴器效率取0.99 -卷筒效率取0.96 = （3）确定电动机的额定功率 因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可。所以可以

2、暂定电动机的额定功率为3.0Kw。 3、确定电动机转速 卷筒工作转速 =60×1000V/D=60×1000×1.54/3.14×260=113.2r/min 由于两级圆锥-圆柱齿轮减速器一般传动比为6-15，故电动机的转速的可选范围为 =(6-15） =905.62264r/min。 可见同步转速为1000r/min ，1500r/min 的电动机都符合，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格及总传动比，选择同步转速为1000r/min的电动机，型号为Y132S-6，其主要性能如下表。型号额定功率kw同步转速（r/min）满载转速（r/min）Y1

3、32S-63.010009602.02.23.2传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配 1、传动装置总传动比 =960/113.2=8.48 2、分配各级传动比高速级为圆锥齿轮其传动比 ，取，低速级为圆柱齿轮传动其传动比 3.3计算传动装置的运动和动力参数 1、各轴的转速（各轴的标号均已在图中标出） =960r/min =960/2.20=436.36r/min  /=436.36/3.85=113.2r/min =113.2r/min 2、各轴输入功率 =·4=2.85kw =·1·2 =2.71kw =·1·3=2.60kw =

4、·1·4=2.52kw3、 各轴转矩 =22.28N·m =22.08N·m =63.57N·mF=1544NV=1.54m/s=0.86=2.48kw=2.88kw=113.2r/min选Y132S-6型电动机 =3.0 =3.42=960=436.36=113.2r/min=2.85 kw=2.71 kw=2.60 kw=2.52 kw =211.27N·m =196.98N·m运动和动力参数计算结果整理于下表项目电动机轴高速级轴I中间轴II低速级轴III工作机轴IV转速（r/min）960960436.36113.21

5、13.2功率（kw）2.882.852.712.602.52转矩()28.6528.3659.31219.30212.76传动比1.002.203.851.00效率0.990.950.960.97三、传动零件的设计计算3.1斜齿圆柱齿轮传动的设计已知输入功率为=2.13kw、小齿轮转速为=320r/min、齿数比为3.42。工作寿命 8年（设每年工作300天），一班制，带式输送，工作平稳，转向不变。 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（GB10095-88） （2）材料选择 小齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料为

6、45钢（正火），硬度为200HBS，二者材料硬度相差40HBS。（3) 选小齿轮齿数,则大齿轮齿数 ，取z2=79，实际传动比.传动比误差，在允许范围内。 （4）初选螺旋角。齿宽系数 。 2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算 小齿轮：45钢（调质）240 HBS大齿轮： 45钢（正火） 200 HBS7级精度（1） 确定公式内的各计算数值1） 载荷系数K 由教材表6-4 使用系数;估计圆周速度v=1.0m/s，vz1/100=0.23，由图6-11 b）动载系数。由图6-13 齿间载荷分配系数Ka=1.43；由图6-17 齿向载荷分布系数K=1.07。 2） 查教材图表（图6-19）选取区

7、域系数=2.423） 查教材表6-5选取弹性影响系数=189.8 4） 重合度系数 由式6-14 因5） 螺旋角系数 6） 计算应力值环数N=60nj =60×320×1×（8×300×8）=3.69×10 N=1.08×107） 查教材6-25图得：K=1.08 K=1.118） 查取齿轮的接触疲劳强度极限590Mpa 470Mpa 9） 小齿轮传递的转矩=II=63.57N·m10） 齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（6-24）得:=1.08×590=637.2 =1

8、.11×470=521.7 许用接触应力为 （2） 设计计算1） 按式计算小齿轮分度圆直径 2） 计算圆周速度。3） 修正载荷系数 按，由图6-11 b)查得4） 校核分度圆直径d1，由式（6-13）得 5）计算法向模数6) 计算中心距 7）按圆整后的中心距修正螺旋角 8） 计算主要尺寸 （3）校核计算1） 按齿根弯曲疲劳强度校核 由式（6-16）得 2) 重合度系数 3) 螺旋角系数 4) 当量齿数 =1.645=63.57N·m5) 由图6-21 查得 由图6-22查得6) 查教材6-25图得：K= K=1.007) 查取齿轮的弯曲疲劳强度极限450Mpa 390Mpa

9、 8) 齿轮的弯曲疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（6-24）得:=450 =390 9) 计算弯曲应力 满足要求，所选的参数合适。10） 结构设计 小齿轮（齿轮1）分度圆直径为59.53mm 采用实心结构大齿轮（齿轮2）分度圆直径为204.47mm 采用腹板式结构其零件图如下3.2直齿圆锥齿轮传动设计已知输入功率为=2.22kw、小齿轮转速为=960r/min、齿数比为3.0，由电动机驱动。工作寿命8年（设每年工作300天），一班制，带式输送，工作平稳，转向不变。 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1） 圆锥圆锥齿轮减速器为通用减速器，其速度不高，故选用7级精度

10、（GB10095-88） （2） 材料选择 小齿轮材料可选为45钢（调质），硬度为240HBS，大齿轮材料取45钢（正火），硬度为200HBS，二者材料硬度相差40HBS。（3) 选小齿轮齿数,则大齿轮齿数 2、按齿面接触疲劳强度设计 设计计算公式： （1） 确定公式内的各计算值1） 载荷系数K 由表6-4 使用系数KA=1.00；估计平均分度圆处的圆周速度Vm=4m/s，Vm/100=0.88，由图6-11 a）动载系数Kv=1.09；由于圆锥齿轮制造精度较低，不考虑与重合度有关的Ka影响，取Ka=1。 选取齿宽系数由图6-17 齿向载荷分布系数。 2） 小齿轮传递的转矩=22.08N.m3

11、） 查图6-27 c）小齿轮的接触疲劳强度极限590Mpa 大齿轮的接触疲劳极限470Mpa 4） 查表6-5 选取弹性影响系数=189.8 ；由图6-19 查得区域系数。5） 由教材公式6-25计算应力值环数 N=60nj =60×960×1×（8×300×8）=1.10×10 N=3.67×107) 查教材6-25图得：K=1.00 K=1.078) 齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（6-24）得:= = （2） 设计计算1） 试算小齿轮的分度圆直径 2） 计算圆周速度V 2）修正载荷系

12、数 按，由图6-11 b)查得3）校核分度圆直径d1，由式（6-13）得 4）计算模数M 5） 计算主要尺寸 d1=mz1=3×22=66mm d2=mz2=3×66=198mm锥距 齿宽 （3）校核计算1） 按齿根弯曲疲劳强度校核 d1=84mm d2=186mm1） 分锥角 2） 当量齿数 3） 由图6-21,6-22分别查得 齿形系数 应力修正系数 4） 由图6-26 查得 5） 由图6-28 c）弯曲疲劳极限应力 6） 齿轮的弯曲疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（6-24）得:= =7) 计算弯曲应力 满足要求，所选参数合适。8）机构设计小锥

13、齿轮（齿轮1）大端分度圆直径为66mm 采用实心结构大锥齿轮（齿轮2）大端分度圆直径为198mm 采用腹板式结构其零件图如下四、轴的设计计算4.1输入轴（I轴)的设计 1、求输入轴上的功率、转速和转矩 =2.22 kw =960r/min =22.08N.M 2、求作用在齿轮上的力 已知高速级小圆锥齿轮的平均分度圆直径为 则 圆周力、径向力及轴向力的方向如图二所示 Ft=764.68NFr=264.04NFa=88.01N3、初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），取，得 mm 输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需

14、同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查教材表13-1，由于转矩变化很小，故取KA=1.5，则 =1.5×22.08=33.12N.m 查机械设计课程设计 ，选HL1型弹性柱销联轴器其额定转矩为160N.m，半联轴器长度L=42mm，孔直径d12=18mm。 4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见图五） 图五、输入轴轴上零件的装配（2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 为了满足半联轴器的轴向定位，12段轴右端需制出一轴肩，故取23段的直径。左端用轴端挡圈定位，12段长度应适当小于L所以取=42mm2） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列

15、圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计表13-1中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30205E，其尺寸为d12=18mmd23=22mmL12=42mm 25mm52mm16.25mm所以这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计表13-1查得30205E型轴承的定位轴肩高度，因此取3）取安装齿轮处的轴段67的直径；为使套筒可靠地压紧轴承，56段应略短于轴承宽度，故取=14mm，4）轴承端盖的总宽度为16mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离L=25mm，取=35mm。5） 锥齿轮轮毂宽度为26mm，

16、为使套筒端面可靠地压紧齿轮取由于，故取（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按,由机械设计手册查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为36mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器处平键截面为与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为r5。（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为1×45°，轴肩处的倒角可按R0.25-R1，适当选取。5、求轴上的载荷（30205E型的a=12.6mm。所以俩轴承间支点距离为87.3mm 右轴承与齿轮间的距离为47.97mm。）（见图四）载荷水平面

17、H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩=38054N.mm扭矩T =22.08N.M 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力=16.9mpa前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力=16.9mpa前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。7、精确校核轴的疲劳强度（1） 判断危险截面由弯矩和扭矩图可以看出齿轮中点处的应力最大，从应力集中对轴的影响来看，

18、齿轮两端处过盈配合引起的应力集中最为严重，且影响程度相当。但是左截面不受扭矩作用故不用校核。中点处虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径比较大，故也不要校核。其他截面显然不要校核，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核齿轮右端处的截面。（2） 截面右侧校核 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面右侧弯矩 截面上的扭矩=390.92N.M 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计（第八版）附表3-2查取。因，经插值后查得 又由机械设计（第八版）附图3-2可得轴的材料敏感系数为 故有效应力集

19、中系数为由机械设计附图3-2的尺寸系数，扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为又取碳钢的特性系数为 计算安全系数值故可知安全。（3） 截面左侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面右侧弯矩 截面上的扭矩=390.92N.M 截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力过盈配合处取 则故有效应力集中系数为又取碳钢的特性系数为计算安全系数值 故可知安全。5.3中间轴（II轴）的设计 1、求输入轴上的功率P、转速n和转矩T kw =436.36r/min =101.88N.M 2、求作用在齿轮上的力 已知小斜齿轮的分度圆直径为 圆周力、，径向

20、力、及轴向力、的方向如图八所示 图八、中间轴受载荷图求轴上的载荷 根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30310型的支点距离a=15.3mm。所以轴承跨距分别为L1=55.45mm，L2=74.5mm。L3=60.95mm做出弯矩和扭矩图（见图八）。由图八可知斜齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩=171853N.mm扭矩T =101.88N.mm按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为前已选定轴的材料为（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。五

21、、轴承的校核5.1输入轴滚动轴承计算 初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为，轴向力 ， ，Y=1.7，X=0.4载荷水平面H垂直面V支反力F则 则则则，则 故合格。5.2中间轴滚动轴承计算 初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306。轴向力 ， ，Y=1.9，X=0.4载荷水平面H垂直面V支反力F则 则 则 则 则 则故合格。5.3输出轴轴滚动轴承计算 初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310. 轴向力 ， ，Y=1.7，X=0.4载荷水平面H垂直面V支反力F则 则 则 则 则 则故合格

22、。六、键联接的选择及校核计算6.1输入轴键计算 1、校核联轴器处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度 ，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故单键即可。 2、校核圆锥齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故合格。6.2中间轴键计算 1、校核圆锥齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故合格。 2、校核圆柱齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故合格。6.3输出轴键计算 1、校核联轴器处的键连接 该处选用普通平键尺寸为

23、，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故合格。 2、校核圆柱齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故合格。七、联轴器的选择在轴的计算中已选定了联轴器型号。输入轴选Lx3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000，半联轴器的孔径，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm，Z型轴孔。输出轴选选Lx3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000，半联轴器的孔径，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm，Z型轴孔。八、润滑与密封齿轮采用油雾润滑，由机械设计表10-11和表10-12查得选用100号中负荷工业闭式齿轮油（GB5903-1995），油量大约为3.5L。当齿轮圆周速度时，圆锥齿轮浸入油的深度至少为半齿宽，圆柱齿轮一般浸入油的深度为一齿高、但不小于10mm，大齿轮的齿顶到油底面的距离3050mm。由于大圆锥齿轮，可以利用齿轮飞溅的油润滑轴承，并通过油槽润滑其他轴上的轴承，且有散热作用，效果较好，当然也可用油脂润滑。密封防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失。九、减速器附件的选择由机械设计课程设计选定通气帽为；油标为压配式圆形的油标A20JB/T 7491.1-1995；外六角油塞及封油垫；箱座吊耳，吊环螺