目录
课程设计任务书 ┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈1
一 选择电动机┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈2
二 分配传动比┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈4
三 传动装置的运动和动力参数计算┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈4
四 V带的设计┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈6
五 高速级齿轮的选择┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈8
六 低速级齿轮设计┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈14
七 轴的设计┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈19
八 轴承的选择和寿命验算┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈26
九 键联接的选择和寿命计算┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈28
十 联轴器的选择┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈29
十一 减速器润滑方式及密封形式的选择┈┈┈┈┈┈┈┈┈29
十二 参考资料目录┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈┈30
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一 选择电动机 （1）选择电动机系列 按工作要求及工作条件选用三相异步电动机 开启式结构 电压380V,Y系列 (2) 选择电动机功率 P（W）＝ ＝ ＝3.6 kw 传动装置总效率η＝η带×η齿2×η承4×η联×η卷筒 查得 皮带传动效率η带＝0.96 齿轮啮合效率η齿＝0.97 （齿轮精度等级为8级） 滚动轴承效率η承＝0.99 联轴器效率η联＝0.99 滚筒效率η滚筒＝0.96 η＝0.96×0.972×0.994×0.99×0.96＝0.825 Pr= = =4.36 kw 查表可选Y系列电动机Y132S-4型额定功率 P0＝5.5 kw，或选Y系列三相异步电动机 Y1322-6型，额定功率P0＝5.5 kw （3）确定电动机转速 nW＝ ＝ ＝110.24 r/min
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现以同步转速为1500 r/min及1000 r/min两种方案进行比较，由查得电动机数据。计算出总传动比列于表1-1 表1-1 电动机数据及总传动比
比较两种方案可见，方案1选用的电动机虽然质量和 价格较低，但总传动比大，为了使传动装置结构紧凑， 决定选用方案2。电动机型号为Y132M2-6， 额定功率5.5kw，同步转速为1000r/min,满载 转速为960r/min,由表查得电动机中心高H＝132mm, 外伸轴段D×E=38mm×80mm
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二 分配传动比 查表取i带＝3.5，则减速器的传动比为 i减= ＝ ＝24.846 i1= = =5.792 i2= = =4.290 三 传动装置的运动和动力参数计算 0轴 即电动机机轴 P0=Pr=4.57 kw n0=960 r/min T0=9.55 =9.55× =45.46 n.m Ⅰ轴 即减速器高速轴 P1＝P0×η01＝P0×η带＝4.57×0.96＝4.39 kw n1＝ ＝ ＝ =274.29 r/min T1=9.55 =9.55× =152.85 n.m Ⅱ轴 即减速器中间轴 P2=P1×η12=P1η齿η承＝4.39×0.97×0.99＝4.22 kw n2= = =47.36 r/min T2=9.55 = =850.95 n/m
Ⅲ轴 即减速器低速轴 P3＝P2η23＝P2η齿η承=4.22×0.97×0.99=4.05 kw n3＝ = ＝11.04 r/min T3=9.55 ＝9.55 ＝3503.40 n.m Ⅳ轴 即传动滚筒轴 P4＝P3η34＝P3η承η联＝4.05×0.99×0.99＝3.97 kw n4=n3=11.04 r/min T4=9.55 = 9.55 =3434.19 n.m
将上述计算结果汇总列于表1-2 以便查用
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三 V带的设计
（1） 选择带的型号
查得:工作情况系数Ka=1.2
Pc=Ka×P=1.2×4.57=5.484 kw
∴ Pc=5.484 kw , n0=960 r/min 选取V带型号为A型
（2） 确定带轮直径
查表选取：选取dd1 =100mm
V= = =5.024m/s
C在5～25 m/s范围内
dd2=dd1×i=100×3.5=350mm
查表选取 dd2＝3.55
I=3.5 与i′= =3.55 接近
(3) 确定中心矩，带长
0.7×（dd1+ dd2）≤a0≤2×(dd1+ dd2)
0.7×(100+355)≤a0≤2×(100+355)
318.5≤a0≤910
a0=700 mm
Lc=2a0+ (dd1+ dd2)+
=2×700+ (100+355)+
=2138 mm
查得选取带的基准长度
Ld=2240 mm
a=a0+ =700+ =751 mm
④ 验算包角
α1＝180- ×600=180- ×600=159.6o＞1200
⑤ 确定带数
查得 Zmax=5
P0′=k2(P0+△P1+△P2) k2=1.25(1-5 )
P0=dd1×ω1[C1- -C3(dd1ω1)2-C4lg(dd1ω1)]
△P1= C4dd1ω1lg (s为i或 中的大值)
△P2＝C4dd1ω1lg
查得
C1＝3. 78×10-4；C2=9.81×10-3; C3=9.6×10-5; C4=.465×10-5
L0=1700 P0=6.65 kw
△P1=0.134 kw △P2=0.056 kw
P0′=1.2×(0.9454+0.134+0.056)=6.84 kw
Z= = =4.028
∴ 取Z＝5＝Zmax
⑥确定初拉力F0，轴力FQ
F0=500 ( -1)+qV2 查得
＝500× （ －1）
＝169.3 n
FQ=2F0Esin =2×169.3×5×sin =1.67×103 n2
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四 高速级齿轮的选择 已知低速级传递功率P1＝4.39 kw , 小齿轮的 传速n1=274.29 r/min ,大齿轮传速n2=47.36 r/min 工作8年，两班制，载荷平稳，i=5.792 T1=152850 N.mm (1) 选择材料 小齿轮材料选用40Gr钢，齿面硬度250～280HBS 大齿轮材料选用ZG310～570，正火处理，齿面硬度 162-185HBS N1＝60n1jLh＝60×274.29×1×300×8×2×8＝6.32×108 N2＝ = =1.09×108 查得 Zn1=1.03,Zn2=1.1 (允许有一定点蚀) 查得 Zx1=Zx2=10 取 SHmin=1.0 取 Zw=1.0 取 ZLVR=0.92 按齿面硬度250HBS和162HBS 查得σHlim1＝690MPa σHlim2=440MPa [σH]1= Zn1Zx1ZwZLVR = ×1.03×1.0×0.92=653.844 MPa [σH]2= Zn2Zx2ZwZLVR = ×1.1×1.0×1.0×0.92=445.28 MPa 因为[σH]2＜[σH]1，计算中取[σH]＝[σH]2＝445.8MPa (2) 按齿面接触强度确定中心矩 小齿轮转矩T1＝152850 N.mm 初定螺旋角13o Zβ= = =0.987 初取KtZ2εt=1.0 查得 ZE=188.9 减速传动 u=i=5.792 取Фa=0.4 αt=arctan( )=arctan( ) = 20.4829o βb＝arctan(tanβcosαt )=arctan(tan13o×cos20.4829o) =12.2035o ZH= = =2.44 a≥(u+1) =(5.792+1) × =220.9 mm 取中心矩a=220 mm 估算模数 mn=(0.007～0.02) ω =(0.007～0.02) ×220=1.54～4.4 mm 取标准模数mn=3 mm Z1= = =21.0 Z2=uZ1=5.792×21.0=121.6 取Z1＝21 ，Z2＝122 实际传动比i实＝ ＝ ＝5.8 传动比误差△i= ×100%＝ ×100% ＝0.14%＜5% （在允许范围内） 修正螺旋角β β＝arccos =arccos =12.8386o 与初选β＝13o相近，ZH，Zβ可不必修正 d1=mnZ1/cosβ=3×21/cos12.8386o=64.615 mm d2=mmZ2/cosβ=3×122/cos12.8386o=375.385 mm V= = =0.928 m/s (3) 验算齿面接触疲劳强度 按电动机驱动，载荷平稳，取KA＝1.0 按8级精度和VZ1/100＝0.928×21/100＝0.195 m/s 得 Kv=1.01 齿宽b=Фaa=0.4×220=88 mm 按b/d1=88/64.615=1.362, 考虑轴的刚度较大和齿轮相对 轴承为非对称布置，得Kβ＝1.13 查得Kα＝1.2 K＝KAKVKβKα=1.0×1.01×1.13×1.2=1.370
计算重合度 da1=d1+2ha＊m=64.615+2×1.0×3=70.615 mm da2=d2+2ha＊m=375.385+2×1.0×3=381.385 mm αt=arctan( )=arctan( )=20.3863o db1=d1cos2t=64.615×cos20.3863o=61.330 mm db2=d2cos2t=375.385×cos20.3863o=356.302 mm αat1=arccos =arccos =33.0153o αat2=arccos =arccos =23.2173o εα= [Z1(tanαat1-tanαt)+Z2(tanαat2-tanαt)] = [21×(tan33.0153o-tan20.3863o)+122(tan23.2173o-tan20.3863o)] =1.773 εβ= = =1.871 Zε= = =0.751 Zβ= = =0.990 βb=arctan(tanβcosαt)=arctan(tan12.8386o×cos20.3863o) ZH= = =2.563 σH=ZHZEZεZβ =2.563×188.9×0.751×0.990× =416.2 MPa σH＜[σH]=445.28 MPa , 安全 （4）验算齿根弯曲疲劳强度 Zv1=Z1/cos3β=21/cos312.8386o=22.33 Zv2=Z2/cos3β＝122/cos312.8386o=129.73 可得 YFa1=2.75 YFa2=2.20 Ysa1=1.57 Ysa2=1.82 因εβ＝1.871＞1.0 Yβ＝1-εβ ＝1-1× ＝0.893 Yε＝0.25+ =0.25+ =0.658 查得 σFlim1=290 MPa ,σFlim2=152MPa Yn1=1.0 Yn2=1.0 m=3＜5mm YX1=YX2=1.0 取 YST=2 , SFmin=1.4 [σF1]= YN1YX1= ×1.0×1.0=414MPa [σF2]= YN2YX2= ×1.0×1.0=217MPa σH= Ya1Ysa1YεYβ = ×2.75×1.57×0.658×0.893=62.3 MPa σF1＜[σF2]=414 MPa , 安全 σF2＝σF1 =62.3× =57.8 MPa σF2＜[σF2]=217 MPa, 安全 （5） 齿轮主要几何参数 Z1＝21 , Z2＝122 , U＝5.792 , mn=3 mm β=12.8386o mt=mn/cosβ=3/cos12.8386o=3.062 mm d1=mnZ1/cosβ=3×21/cos12.8386o=64.303 mm d2=mnZ2/cosβ=3×122/cos12.8386==373.571 mm da1=d1+2ha＊mn=64.303+2×1.0×3=70.303 mm da2=d2+2ha＊mn=373.571+2×1.0×3=379.571 mm df1=d1-2(ha＊+c＊)mn=64.303-2×(1.0+0.25) ×3 =56.803 mm df2=d2-2(ha＊+c＊)mn=373.571-2(1.0+0.25) ×3=366.071 mm a= (d1+d2)= ×(64.615+373.385)=220 mm b2=b=88 mm , b1=b2+(5～10)=95 mm
五 低速级齿轮设计 已知：低速级传递功率P1＝4.22 Kw ，小齿轮转速47.36 r/min 大齿轮转速11.04 r/min 传动比 i=4.29，载荷平衡，电动机驱动，每天2班预期寿命8年 环境清洁，8级制造精度 T1＝850950nmm （1） 选择材料 小齿轮采用45钢，调质处理：HBS1＝250 大齿轮采用45钢，正火处理：HBS2＝190 （2） 齿面接触疲劳强度 ① 确定许用接触应力 [σH]= ZNZXZWZLVR 查得σHlim1=590 σHlim2=540 SHlim1=1 SHmin2=1 N1=60n1JLh=60×47.36×1×365×8×8×2=1.09×108 N2= = =4.5×107 查得 ZN1＝1.12 ZN2=1.26 ( 允许有一定点蚀) 取 Zx1=1.0 ZX2=1.0 ZW=1.0 ZLVR=0.92 [σH]1= ZN1 ZX1 ZW ZLVR = ×1.12×1.0×1.0×0.92 =607.9 MPa [σH]2= ZN2ZX2ZWZLVR = ×1.26×1.0×1.0×0.92 =626.0 MPa ∵[σH]1＜[σH]2 , 故取[σH]＝[σH]1＝607.9 MPa ② 按齿面接触疲劳强度确定中心a A=(u+1) 其中Фa取值为（0.1～1.2），取Фa=0.5 取KtZ2ε=1.2 ZH= = =2.5 ZE=188.9 a=(4.29+1) =277.05 mm 取中心距 a=280 mm 估算模数 m=(0.007～0.02)a=(0.007～0.02)×280 =1.96～5.6 mm 取标准模数 m=4mm Z1= = =26.5 Z2=UZ1=4.29×26.5=113.7 取Z1=26 Z2=114
实际传动比利时i实= = =4.38 传动比误差 △i= ×100%=2.1%＜5%(在允许范围内) d1=mZ1=4×26=104 mm d2=mZ2=4×114=456 mm da1=d1+2ha＊m=104+2×1.0×4=112 mm da2=d2+2ha＊m=456+2×1.0×4=464 mm db1=d1cosα=104×cos20o=98.9099 mm db2=d2cosα=456×cos20o=433.6818 mm V= = =0.258 mm ③ 验算齿面接触疲劳强度 按电机驱动载荷平衡，取kA=1.0 按8级精度和VE1/100=0.258×26/100=0.067 m/s，KV=1.02 齿宽b=Фaa=0.5×280=140 mm 按b/d1=140/104=1.35 , 低速级轴的刚度较大 二级传动中齿轮相对轴承为非对称布置，得Kβ=1.17 查得 kα=1.1 K= KAKVKβKα=1.0×1.02×1.1×1.17=1.31 αa1=arccos =arccos =31.0871o αa2=arccos =arccos =23.1410o εα= [Z1(tanαa1-tanα)+Z2(tanαa2-tanα)] = [33×(tan31.0871o-tan20o)+140×(tan23.1410o-tan20o)] =2.321 Zε= = =0.560 σh=ZHZEZε =2.5×188.9×0.560× =356.3 MPa σH＜[σH]=607.9 MPa ,安全 （3） 校核齿根弯曲疲劳强度 按Z1=26 Z2=114 查得YFa1=2.65 YFa2=2.2 YSa1=1.6 YSa2=1.82 Yε=0.25+ =0.25+ =0.573 查得 σFlim1=230 MPa σFlim2=190 MPa YN1=1.0 YN2=1.0 m=4＜5 mm, YX1=YX2=1.0 取 YST=2.0 SFmin=1.4 [σF1]= YN1YX1= ×1.0×1.0=328.6 MPa [σF2]= YN2YX2= ×1.0×1.0=271.4 MPa σF1= YFa1Ysa1Yε= ×2.65×1.6×0.573 =930 MPa σF1＜[σF]1=328.6 MPa ,安全 σF2=σF1 =93× =87.8 MPa σF2＜[σF] 2=271.4 MPa ,安全 (4) 齿轮主要几何参数 Z1=26 Z2=114 u=4.29 m=4 mm d1=mZ1=4×26=104 mm d2=mZ2=4×114=456 mm da1=d1+ 2ha＊m=104+2×1.0×4=112 mm da2=d2+2ha＊m=450+2×1.0×4=464 mm df1=d1-2(ha＊+c＊)m=104-2×(1.0+0.25) ×4=94 mm df2=d2-2(ha＊+c＊)m=456-2×(1.0+0.25) ×4=446 mm a= (d1+d2)= (104+456)=280 mm 齿宽b2=b=140 mm 取b1=b2+(5～10)=146 mm
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