最新东北大学机械设计课程设计ZLWord文件下载.docx
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传动滚筒效率η滚筒=0.96
联轴器效率η联=0.99
滚动轴承效率η轴承=0.98（圆锥滚子轴承）
开式齿轮的传动效率η开齿=0.95（0.94—0.96）
闭式齿轮的传动效率η闭齿=0.97（8级精度）
所以，传动总效率为:
所需要电动机的功率为：
3.确定电动机的转速
滚筒的转速为：
现以同步转速为1500r/min和1000r/min两种方案进行比较，
由[1]表4.12-1查得电动机数据，并计算出总传动比列于下表：
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
Y132S-4
5.5
1500
1440
134.642
Y132M-6
1000
960
89.762
n满/n滚
为使传动装置内零件尺寸适当，结构紧凑，降低成本，选用
方案2。
电动机为Y132M2—6型，额定功率5.5kw,同步转速
1000r/min,满载960r/min。
由表4.12-2查得电动机中心高H=132mm，外伸轴段D×
E=
38mm×
80mm。
三、传动比的分配：
1.根据文献[1]4.2-9取
2.总传动比为：
i
3.则减速器传动比为：
4.减速箱内高速级齿轮的传动比：
5.减速箱内低速级齿轮的传动比：
说明：
上面分配的传动比仅为初步值。
四、传动装置的运动和动力参数：
1.0轴：
（即电动机轴）
2.Ⅰ轴：
（减速器高速轴）
3.Ⅱ轴：
（减速器中间轴）
=213.618r/min
4.Ⅲ轴：
（减速器低速轴）
5.Ⅳ轴：
（和开式齿轮相连的传动轴）
6.Ⅴ轴：
（滚筒轴）
轴序号
功率P（kw）
转速n（r/min）
转矩（N·
m）
传动型式
传动比
效率η
5.16
51.33
联轴器
1.0
0.99
Ⅰ
5.108
50.814
闭式齿轮传动
4.494
0.97
Ⅱ
4.856
213.618
217.092
3.329
Ⅲ
4.616
64.169
686.980
Ⅳ
4.478
666.442
开式齿轮传动
6
0.95
Ⅴ
4.169
10.695
3722.669
五、闭式齿轮传动设计:
（一）高速级齿轮的设计：
1.材料的选择：
由[2]表10-1选择得：
小齿轮40Cr调质处理齿面硬度280HBS
大齿轮45钢正火处理齿面硬度230HBS
大、小齿轮硬度相差50HBS（考虑经济性）
应力循环次数:
由[2]公式（10-13）计算得：
取失效概率为1%，取接触强度计算的最小安全值：
SHmin=1.0
由[2]图10-21（d）得：
由[2]图10-19得：
，
计算许用接触应力:
2.按齿面接触强度确定中心距并确定有关参数和几何尺寸
小轮转矩：
T1=50814N·
mm
初定螺旋角β=13о,。
减速传动：
;
取
端面压力角：
基圆螺旋角：
由4.2-10,取中心距a=115mm。
a=115mm
估算模数mn=（0.007~0.02）a=0.84-2.4mm,取标准模数mn=2mm。
小齿轮齿数：
mn=2mm
大齿轮齿数：
z2=uz1=91.655
取z1=20，z2=92z1=20，z2=92
实际传动比
传动比误差：
，
在允许范围内。
修正螺旋角：
与初选β=130相近,ZH`Zβ可不修正.
齿轮分度圆直径：
圆周速度：
由[2]表10-4得：
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[2]表10-2,取KA=1.10
由[2]图10-8，按8级精度和，
得Kv=1.03。
齿宽。
由[2]表10-4，按b/d1=46/41.071=1.120,考虑轴的刚度较大和
齿轮相对轴承为非对称布置，得KβH=1.10。
由[2]表10-5，得KαH=1.4
载荷系数
计算重合度
齿顶圆直径
端面压力角
齿轮基圆直径
端面齿顶压力角
=1.636
基圆螺旋角:
计算齿面接触应力
故安全。
4.验算齿根弯曲疲劳强度
按Z1=20，Z2=92,
得，
得YN1=1.0，YN2=1.0
mn=2mm<
5mm,故YX1=YX2=1.0
取YST=2.0，SFmin=1.4
计算许用弯曲应力
YFa1=2.82，YFa2=2.23
YSa1=1.57，YSa2=1.78
因
6.齿轮主要几何参数
z1=20,z2=92,u=4.494,mn=2mm,z1=21，z2=94
β=,β=
mt=mn/cosβ=2/cos13.1160=2.053mm,mt=2.053mm
a
齿宽：
取
（二）低速级齿轮的设计：
1.材料的选择
根据工作条件及其载荷性质选择
小齿轮40Cr调质处理280HBS
大齿轮45钢正火处理230HBS
由图5-16b，得
因，故取
2.按齿面接触强度确定中心距并确定有关参数和几何尺寸
小轮转矩：
T3=686.980N·
初定螺旋角：
β=13о,。
由式（5-39）计算中心距a
由4.2-10,取中心距a=160mm。
a=160mm
估算模数mn=（0.007~0.02）a=1.12~3.2mm,取标准模数mn=2.5mm。
mn=2.5mm
z2=uz1=95.91
取z1=29，z2=96z1=29，z2=96
实际传动比：
圆周速度
由[2]表10-4，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[2]表10-2,取K=1.10
得KV=1.01
齿宽：
。
b=64mm
按b/d1=64/74.240=0.862,考虑轴的刚度较大和
齿轮相对轴承为非对称布置，得KβH=1.07
由[2]表10-3，得KαH=1.4
载荷系数：
齿顶圆直径：
=79.240mm
=250.76mm
=
69.57mm
230.285mm
1.685
1.754
由式5-39,计算齿面接触应力
4.验算齿根弯曲疲劳强度
按Z1=29，Z2=96,
得，
mn=2.5mm<
取YST=2.0，SFmin=1.4
YFa1=2.60，YFa2=2.24
YSa1=1.61，YSa2=1.79
计算Yβ，因
5.齿轮主要几何参数
z1=29,z2=96,u=3.329,mn=2.5mm,z1=29，z2=96
β=,β=12.429
mt=mn/cosβ=2.5/cos12.4290=2.56mm,mt=2.56mm
取
六、开式齿轮的设计
1.选择材料
小齿轮40Cr调质处理齿面硬度241--286HBS
大齿轮45钢正火处理齿面硬度162--217HBS
传动比为：
2.齿根弯曲疲劳强度确定模数
初选小轮的齿数为Z1=20;
Z=120Z1=20;
Z=120
由[2]图10-20（c）得：
，
安全系数取SFmin=1.4
得YN=1.0。
得YX=1.0。
取YST=2.0，。
由图5-14Yfa1=2.8,YFa2-=2.225,
由图5-15YSa1=1.55,YSa2=1.80
；
；
则有，故取；
取KtYE=1.2，Φa=0.2；
T=T4=666.442N.m
m=5mm
d1=100;
d=600
由[2]表10-2，按电机驱动载荷稍有波动取KA=1.10a=350mm
b=70mm
按8级精度和，
得Kv=1.001
由[2]表10-1得，Kα=1.1
按机械原理知识计算重合度
齿顶圆直径:
压力角:
齿轮基圆直径:
齿顶压力角:
开式齿轮考虑到磨损的影响取
则，符合要求。
则，符合要求
m取5
3.齿轮主要几何参数
d=600
m=5mm;
七、轴的设计及计算及联轴器的选择
（一）初步确定轴的直径
1.高速轴的设计
（1）初步估定减速器高速轴外伸段轴径
又由[1]表4.12-2得Y132M2-6电机的轴径为38mm，
则d=（0.8～1.0）d电机=（0.8~1.0）38=30.4～38mm
现初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢，调质处理
据[2]表15-3，取A=120，于是得：
取d=32mm
因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大10%-15%
（2）选择联轴器确定外伸段的轴径
根据传动装置的工作条件拟选TL6型弹性套柱销联轴
器（GB4323-1985）。
计算转矩为TC=KT=1.5×
54.7=82.1N·
m
公称转矩 Ｔｎ=250N·
m>
TC=82.1N·
m,
[n]=3300r/min>
n=960r/min
所以取减速器高速轴外伸段直径
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