机械设计计算书文档格式.docx
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0.96
=0.8332
（2）电动机所需的工作效率：
P=FV/η总
=4kN×
2m/s/0.8332
=9.602kw
由表16-1查得，选取额定功率为11KW的电动机较为合适。
而功率为11KW电动机有常用的两个型号，Y160M-4和Y160L-4两种，转速分别为1500r/min和1000r/min两种。
3、确定电动机的转速：
计算滚筒工作转速：
n筒=60×
V/πd
=60×
2/3.14×
0.45
=84.93r/min
型号总传动比
Y160M-417.31
Y160L-411.42
对于Y160M-4：
I高速级=√1.3i=4.74
I低速级=17.31/4.74=3.65
对于Y160L-4：
I高速级=√1.3i=3.851
I低速级=11.42/3.85=2.974
两种型号的电机都合适，选取第二种方案
4、确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型，所需要的额定功率及同步转速，选定电动机的型号为Y160L-4。
主要参数：
额定功率11kw，满载转速970r/m，中心高度160mm，轴外伸长度110mm，轴外伸轴径42mm。
三、
1、总传动比的分配：
i总=n电动/n筒=970/84.93=11.42
2、分配各级传动比
I高速级=√1.3i=3.85
I低速级=11.42/3.85=2.97
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速
n1=nm=970r/min
n2=n1/i1=970/3.851=251.88r/min
n3=n2/i2=251.88/2.964=84.98r/min
n4=n3=84.98r/min
2、计算各轴的功率
P1=Paη1=9.602×
0.99=9.506kw
P2=P1η2η3=9.506×
0.97×
0.98=9.128kw
P3=P2η2η3=9.128×
0.98=8.677kw
P4=P3η3η1=8.677×
0.98×
0.99=8.418kw
3、计算各轴的扭矩
T1=9550P1/n1=9550×
9.506/970=93.59N·
m
T2=9550P2/n2=9550×
9.128/251.88
=346.09N·
T3=9550P3/n3=9550×
8.677/84.98
=975.12N·
T4=9550P4/n4=9550×
8418/84.98
=946.01N·
五、传动零件的计算及设计
对于高速级：
1、选定齿轮的类型，精度等级，材料及齿数
1）按照所选的传动方案，选用直齿圆柱齿轮
2）运输机为一般工作机器，速度不高，选取7级精度（GB10095-88）
3）材料选择。
表10-1选择小齿轮材料为40Gr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。
4）选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮的齿数Z2=24×
3.851=92.424，取92。
5）选取β=14°
2、按齿轮的接触强度设计
由公式计算：
d1t≥{KT1（u±
1）Ze2ZE/Φdεαu[σ]2}1/3
（1）确定公式中的各计算数值
1）试选载荷系数Kt=1.6
2）由图10-30选取区域系数ZH=2.433
3）小齿轮的传递转矩T1=93590N·
mm
4）由表10-7选取齿宽系数Φd=1
5）由表10-6查的材料的弹性影响系数ZE=√189.8MPa
6）由图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim=600MPa;
大齿轮的接触疲劳强度极限
σHlim=550MPa
7）计算应力循环次数
N1=60n1jLh=60×
970×
1×
2×
8×
360×
8=2.682×
109
N2=2.682×
109/3.851=6.964×
108
8）数由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90，KHN2=0.94
9）计算接触疲劳许用应力。
取失效率为1%，安全系数为s=1
[σH]1=σHlimKHN1/S=0.90×
600=540MPa
[σH]2=σHlimKHN2/S
=0.95×
550=522.5MPa
[σH]=[σH]1[σH]2/2=531.25MPa
（2）计算
1）计算小齿轮的分度圆的直径
d1t≥{2KT1（u±
={2×
1.6×
93590×
（1+3.851）×
2.4332×
189.82/1×
1.65×
3.851×
531.252}1/3
=53.86mm
2）计算圆周速度v
V=πd1tn1/60×
1000
=π×
53.86×
970/60×
=2.73m/s
3）计算齿宽
b=Φdd1t=53.86mm
4）计算齿宽与齿高之比
模数m1=d1tcosβ/Z1
=53.86×
cos14°
/24=2.18mm
齿高h=2.25m1=2.25×
2.18=5.24mm
b/h=53.86/5.24=10.28
5）计算载荷系数
根据速度v=2.73m/s，7级精度，由图10-8查的动载系数Kv=1.11
直齿轮KHα=KFα=1.4
由表10-2查的KA=1由表10-4根据8级精度，插补计算得KHβ=1.43
由表10-13查的KFβ=1.35
故载荷系数：
K=KAKvKHαKHβ=1×
1.11×
1.4×
1.438=2.21
6）按实际的载荷系数校正算的分度圆直径
d1=d1t{K/KT}1/3
=53.86×
{2.21/1.6}1/3
=59.98mm
7）计算模数
m=d1cosβ/Z1=59.98×
cos14°
/24=2.42
3、按照齿根弯曲强度计算
M
≥{2KT1YYβcos2βYFaYSa/ΦdZ12[σF]εα}1/3
（1）确定公式内各计算数值
由图10-20c查得，小齿轮弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa，大齿轮弯曲疲劳强度极限σFE2=380MPa
2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.9，KFN2=0.95
3）计算弯曲疲劳许用应力。
取弯曲疲劳安全系数S=1.4
[σF]1=KFN1σFE1/S=0.9×
500/1.4=321.43MPa
[σF]2=KFN2σFE2/S=0.95×
380=257.86MPa
4）计算载荷系数
K=KAKvKFαKFβ=1×
1.35=2.10
5）纵向重合度
查齿形系数εα系=1.903，从图10-28查得螺旋角影响系数Yβ=0.88
Zv1=Z1/cos3β=24/cos314°
=26.27
Zv2=Z2cos3β=92/cos314°
=107.71
6）由表10-5查的YFa1=2.592YFa2=2.211
7）查取应力校正系数
由表10-5查的YSa1=1.596YSa2=1.774
8）计算大小齿轮的YFaYSa/[σF]并加以比较。
YFa1YSa1/[σF]1
=2.592×
1.596/321.43=0.01287
YFa2YSa2/[σF]2
=2.211×
1.774/257.86=0.01521
大齿轮的数值较大
（2）设计计算
m=[2×
2.10×
0.01521×
0.88×
cos214/1×
242×
1.65
=1.989
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲强度算得的模数1.989，并取就近整圆为标准值m=2mm，按接触强度算得的分度元直径d1=59.98.算出小齿轮齿数：
Z1=d1cosβ/m=59.98cos14°
/24=29.1
Z1取29
Z2=υ×
Z1=3.85×
35=111.65
Z2取112
这样设计的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到了结构紧凑，避免浪费。
4、几何尺寸计算
（1）计算中心距
a=（Z1+Z2）m/2cosβ
=（29+112）/2cos14°
=145.32mm
将中心距圆整后为145mm
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角
cosβ=（Z1+Z2）m/2a
β=13°
29′21″
（1）计算分度圆的直径
d1=Z1m/cosβ=31×
2/13°
29′21″=59.6mm
d2=Z2m/cosβ=112×
29′21″=230.4mm
（3）计算齿宽
b=Φdd1=1×
59.6=59.6mm
取B2=60mm，B1=65mm
对于低速级：
2.964=71.136，取71。
（1）确定公式中的各计算数值
1）试选载荷系数Kt=1.6
2）由图10-30选取区域系数ZH=2.433
3）小齿轮的传递转矩T1=93590N·
4）由表10-7选取齿宽系数Φd=1
5）由表10-6查的材料的弹性影响系数ZE=√189.8MPa
6）由图10-21d按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim=600MPa;
7）计算应力循环次数
251.88×
8=6.69×
109/2.964=2.35×
8）数由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90，KHN2=0.95
9）计算接触疲劳许用应力。
[σH]2=σHlimKHN2/S=0.95×
[σH]=[σH]1[σH]2/2=531.25MPa
346100×
（1+2.964）×
2.964×
531.25}1/3
=88.77mm
88.77×
251.88/60×
=1.17m/s
b=Φdd1t=88.77mm
=88.77×
/24=3.59mm
3.59=8.07mm
b/h=88.77/8.07=11
根据速度v=1.17m/s，7级精度，由图10-8查的动载系数Kv=0.8
由表10-2查的KA=1由表10-4根据8级精度，插补计算得KHβ=1.42
0.8×
1.438=1.6016
=88.77×
{1.6016/1.6}1/3
=88.77mm
m=d1cosβ/Z1=88.77×
/24=3.59
（3）确定公式内各计算数值
1.35=1.512
（4）设计计算
1.512×
1.65]1/3
=2.45
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取弯曲强度算得的模数2.45,并取就近整圆为标准值m=2.5mm，按接触强度算得的分度元直径d1=88.77.算出小齿轮齿数：
Z1=d1cosβ/m=88.77×
/2.5=35.54
Z1取36
Z1=2.964×
35=106.7
Z2取107
=（36+107）×
2.5/2cos14°
=184.22mm
将中心距圆整后为184mm
43′11″
（3）计算分度圆的直径
d1=Z1m/cosβ
=36×
2.5/cos13°
=92.64mm
d2=Z2m/cosβ
=107×
2.5/cos13°
=275.36mm
（4）计算齿宽
59.6=92.64mm
取B2=95mm，B1=100mm
传动精度校核：
i=112/29×
107/36=11.48
（84.93-970/11.48）/84.93=0.51%<
5%
故合格
六、轴的设计计算
对轴Ⅰ：
1、求轴Ⅰ的功率P1、转速n1、转矩T1
P1=9.506Kw
n1=970r/m
T1=93590N·
2、求作用在齿轮上的力
轴上的齿轮的分度圆直径d1=59.6mm
Ft=2T1/d1=2×
93590/59.6=3141N
Fr=Fttanα/cosβ
=3141×
tan20°
/cos13°
=1176N
Fa=Fttanβ
tan13°
=753N
3、初步确定轴的最小直径
取系数A0=112，于是得
dmin=1123√9.506/970=23.97mm
该轴有一个键槽,最小直径增大5%
dmin=23.97×
（1+5%）=25.17mm
电机的轴外伸轴径为42mm,最小轴径应在0.8D～1.2D之间,即33.6mm～50.4mm之间较为合适,考虑成本及加工,选取dmin=34.
轴I的最小轴径在安装联轴器处轴的直径d12与联轴器的孔径相适应,故需要同时选取联轴器的型号。
联轴器的计算转矩:
Tca=KAT3=1.3×
93590=121667N·
计算所得Tca应小于联轴器的公称转矩的条件,查手册,选取LT5弹性套柱销,其公称转矩为125000N·
mm。
半联轴器的孔径d1=35mm,故取d12=35mm,半轴联轴器长度L=82mm,半轴联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm。
4、轴的结构设计
（1）拟定轴上零件的配套方案
图纸在装配图上
（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。
1）为满足半轴联轴器的定位要求，1-2轴段右端需要指出一轴肩,故取轴2-3段得直径d23=42mm。
轴承端盖的总宽度为20mm。
根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm，取l23=50mm。
2）初步选择滚动轴承。
轴上有径向载荷，同时也有小的轴向载荷，选取角接触球轴承。
根据d2=42mm。
，在轴承产品目录中初步选取深沟球轴承7209AC，其尺寸为d×
D×
B=45mm×
85mm×
19mm。
同时查的6209型轴承的定位轴肩高度为h=3.5。
所以d34=d56=45mm。
3）由轴承处确定d45=52mm。
安装齿轮处，取齿轮距箱体内壁之间的距离a=16mm，轴承应距箱体内壁s=8mm。
该减速箱内还有两根轴，综合考虑，l45=225mm。
（3）键的选取
轴I只有一个键，选择用平键，根据轴径及所在轴的长度，选取尺寸为b×
h×
l=10×
28。
5、求轴上的载荷。
支反力：
F
FH1=850NFH2=2291N
FNV1=226NFNV2=950N
弯矩M:
MH=15130N·
MV1=40228N·
MV2=62700N·
总弯矩：
M1=40256N·
M2=64500N·
扭矩T:
T=93590N·
6、按弯扭合成应力校核轴的强度。
轴I的危险截面只有最大弯矩和扭矩的截面，即截面c。
根据上表数据，及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取α=0.6，计算轴的应力
σca={√M12+（αT）}/W=3.96MPa
轴I的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得[α]=60MPa。
因此安全。
对于轴II：
1、求轴ⅠI的功率P2、转速n2、转矩T2
P2=9.128kw
n2=251.88r/min
T2=346.09N•m
轴上的齿轮的分度圆直径d2=92.64mm
Ft=2T2/d2=2×
346090/92.64=7472N
=7472×
=2800N
=1824N
dmin=1123√9.128/251.88=37.06mm
dmin=37.06×
（1+5%）=38.9mm
根据d1=39mm。
，在轴承产品目录中初步选取角接触球轴承7208AC，其尺寸为d×
B=40mm×
80mm×
18mm。
d12=40mm，l12=18mm
3）同时查的7208Ac型轴承的定位轴肩高度为h=3.5。
所以d23=47mm。
4）安装齿轮处，取齿轮距箱体内壁之间的距离a=16mm，轴承应距箱体内壁s=8mm。
该减速箱内还有两根轴，综合考虑，l23=124mm。
5）齿轮的左边取轴肩定位，，轴肩高度h>
0.07d，故取h=4mm，d34=55mmL34=14.5mm
6）安装齿轮处，取d45=50mm，l45=60-2=58mm
7）轴56处，d56=45mm，l56=44.5mm
l=16mm×
10mm×
56mm。
FH1=4740NFH2=5484N
FNV1=2014NFNV2=1816N
MH1=305.73N·
mMH2=456.807N·
MV1=129.9N·
MV2=152.34N·
MV3=951.60
MV4=150.73
M1=332N·
M2=342N·
M3=1056N·
M4=481N·
T=346N·
σca1={√M3+（αT）}/W1=13.28MPa
σca2={√M2+（αT）}/W2=0.33MPa
对于轴III：
1、求轴III的功率P3、转速n3、转矩T3
P3=8.677kw
N3=84.98r/min
T3=975.12N•m
轴上的齿轮的
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