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F=2100N

v=1.6m/s

D=400mm

（二）电动机的选择

1、电动机类型选择

2、电动机的功率计算

Y系列三相异步电动机

（1）工作机的功率PW

PW=FV/1000=3.36kw

（2）传动装置的总功率η总查表4.1-2

得

、见《机械零件设计手册》

3、确定电动机转速

4、确定电动机型号

类型

η带

η轴承

η齿轮

η联轴器

η滚筒

效率

0.96

0.98

0.97

0.99

总效率

η总=0.85

（3）电动机所需要的工作功率Pd

Pd=FV/1000η总=3.95kw

（1）计算滚筒工作转速n桶

n桶=60×

1000·

V/（π·

D）

=（60×

1000×

1.6）/（４00·

π）

　　　　=76.43r/min

根据手册表2-1

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I’=3~6。

取带传动比I1’=2~4。

则总传动比理论范围为：

Ia’=6~24。

故电动机转速的可选范围

n’d=I’a×

n卷筒

　　　　　=（6~24）×

76.43

=458.58~1834.32r/min

则符合这一范围的同步转速有：

750、1000和1500r/min

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转

速，确定电动机的型号为Y132M1-6

电动机型号

额定功率/KW

满载转速/<

r/min>

堵转转矩

/额定转矩

最大转矩

/额定转矩

Y132M1-6

4

960

2.0

Pw=3.36Kw

n=76.43r/min

Pd=3.95kw

电机型号

P电=4KW

N电=960r/min

、见《机械设计基础课程设计指导与简明手册》

5、电机安装图

额定转矩2.0，质量75kg

中心高H

外形尺寸

L×

（AC/2+AD）×

HD

底角安装尺寸A×

B

地脚螺栓孔直径K

轴伸尺寸D×

E

装键部位尺寸F×

GD

132

515×

345×

315

216×

178

12

28×

80

10×

41

（三）传动装置运动及动力参数计算

1、总传动比

2、分配各级传动比

3、计算各轴转速（r/min）

I总=n电机/n滚筒

=960/76.43

=12.57

（1）取齿轮I齿=4.5（单级减速器i=3~6合理）

（2）因为I总=I齿XI带

所以I带=I总/I齿

=2.79

求转速n

I总=12.75

I齿=4.5

I带=2.79

4、计算各轴的功率（kw）

5、计算各轴扭矩（N.m）

nI=n电

=960r/min

　　nⅡ=nⅠ/i1

=344.09r/min

nⅢ=76.43r/min

nIV=76.43r/min

求功率P

PⅠ=4KW

PⅡ=PⅠXη带=3.84KW

PⅢ=PⅡXη轴Xη齿=3.65KW

PIV=PⅢXη联轴器Xη轴=3.54KW

求扭矩

T1=9550x1000P1/n1=39.79N.m

T2=9550x1000P2/n2=106.58N.m

T3=9550x1000P3/n3=456.07N.m

T4=9550x1000P4/n4=442.33N.m

电动机轴

齿轮轴1

齿轮轴2

卷筒轴

功率/KW

3.84

3.65

3.54

转速/<

344.09

转矩/<

N*M>

39.79

106.58

456.07

442.33

传动比

2.79

4.5

1

0.95

n1=960r/min

n2=344.09r/min

n3=76.43r/min

n4=76.43r/min

Pp1=4KW

P2=3.84KW

P3=3.65KW

P4=3.54KW

T1=39.29N.m

T2=105.3N.m

T3=450N.m

T4=436.25N.m

（四）V带传动设计计算

1、确定计算功率Pc

2、选V带型号

3、选择带轮直径dd1,dd2

4、验算V带的速度

5、确定带长L和中心距

6、验算小带轮包角

7、确定V带根数Z

（1）电动机功率P电=4Kw

（2）查表3.5-4

，得Ka=1.3

（3）Pc=KaXP电=5.2Kw

（1）根据计算功率Pc，小带轮转速n查图3.5-1

（2）选用B型V带

（1）选小带轮直径dd1=125>

dmin=75

（2）大带轮直径dd2=n1/n2×

125=349.1

取dd2=355

V=n1·

d1·

π/（1000×

60）=7.03m/s

介于5~25m/s范围内，故合适

（1）初选中心距a0

0.7·

（dd1+dd2）≤a0≤2·

（dd1+dd2）

336mm≤a0≤960mm初定中心距a0=600

（2）计算带长L0

L0=2·

a0+1.57X（d1+d2）+（d2-d1）2/（4·

a0）

=1975.64mm

取Ld=2000mm

（3）计算实际中心距a

a=a0+（Ld-L0）/2=612.18mm

（4）验算小带轮包角

α1=180º

-（d2-d1）×

57.3º

/a=180º

-21.53º

=158.47º

>

120º

（适用）

（1）确定系数，查表3.5-7

，表3.5-10

，表3.5-11

P0=1.66kw△p=0.30ka=0.95kl=0.98

B型V带

dd1=125

dd2=355

、

见《机械零件设计手册》

8、计算轴上压力FQ

9、结论

（2）计算V带根数

Z=PC/（（P0+△P0）·

KL·

Kα）

=2.74

取Z=3

（1）确定系数：

由表3.5-1

（按GB1171-74）

查的q=0.174kg/m

（2）计算单根V带的初拉力：

F0=500Pc/ZV（2.5Ka-1）+qv2

=209.55N

（3）计算作用在轴上的压力FQ；

FQ=2·

z·

F0·

sin（α/2）

=1233.6N

选用B184DV带3根中心距a=612.18mm

小带轮直径dd1=125mm

大带轮直径dd2=355mm

Z=3根

F0=209.55N

FQ=1233.6N

（五）齿轮传动设计计算

（1）选择齿轮材料和许用应力

（2）按齿面接触疲劳强度设计计算

考虑减速器传递功率不大，可采用软齿面钢制齿轮的

闭式传动，按齿轮面接触疲劳强度设计，再按齿轮的

弯曲强度校核。

小齿轮用45钢，调制处理，齿面硬度为250HBS，大

齿轮的材料为45钢，调制处理，齿面硬度为220HBS。

（1）确定齿轮齿数Z1,Z2

取小齿轮齿数Z1=22，

则大齿轮齿数：

Z2=iZ1=99

实际传动比i0=99/22=4.5

传动比误差：

i-i0/i=4.5-4.5/4.5=0%<

2.5%可用

齿数比：

u=i0=4.5

（2）确定极限应力σHim

查图3.7-16

得σHlim1=580MPa,

σHlim2=550MPa

（3）计算应力循环次数N，确定寿命系数Zn

N1=60njt=60×

344.09×

1×

（365×

24×

5）

=9.04×

108

N2=N1/i=2.01×

查图3.7-17

，得：

Zn1=Zn2=1

（4）计算许用应力[σH]

根据通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0

[σH1]=σHlim1·

Zn1/SHmin=580MPa

[σH2]=σHlim2·

Zn2/SHmin=550MPa

（5）计算小齿轮传递的转矩T1

T1=9550×

P2/n2=106580N·

mm

（6）齿宽系数ψd,取ψd=1.2

（7）节点区域系数ZH

选取节点区域系数ZH=2.5

（8）材料系数Ze

选取材料系数Ze=189.8（MPa）

（9）计算小齿轮分度圆直径d1

d1≥{[ZH·

Ze/[σH]]2[2kT1（u+1）/ψd·

u]}1/3

=52.36mm

小齿轮45钢

大齿轮45钢

i齿=4.5

Z1=22

Z2=99

（3）确定齿轮参数及主要尺寸

（4）校核齿根弯曲疲劳强度

（1）齿数Z

Z1=22，Z2=99

（2）模数m

M=d1/z1=2.38,取标准模数：

m=2.5

（3）分度圆直径

d1=mZ1=55mm,d2=mZ2=247.5mm

（4）齿顶圆直径da

da1=d1+2m=60mm

da2=d2+2m=252.5mm

（5）齿根圆直径

Df1=d1-2hf1=48.75mm

Df2=d2-2hf2=241.25mm

（6）齿顶高ha=2.5mm

齿顶高hf=3.125mm

齿高h=5.625mm

（7）齿厚S=3.925mm

齿槽宽e=3.925mm

（8）齿宽b

B=ψd·

d1=66mm,取b2=66mm,b1=72mm

（9）中心距a

A=m（Z1+Z2）/2=151.25mm

（1）确定极限应力σFlim

查图3.7-22

得σFlim=230MPa,σHlim=220MPa

（2）最小安全系数SFmin=1.5

（3）计算两齿轮的许用弯曲应力[σF]

查图3.7-24

，图3.7-25

，得Yx=1,Ys1=0.85

Yst2=1.0,YN1=YN2=1

[σF]1=σFminYN1Yx/（SFmin·

Yst1）=180.39MPa

[σF]2=220×

1/（1.5×

1.0）146.67MPa

（4）复合齿形系数Yfs

查图3.7-19

得Yfs1=2.90,Yfs2=2.22

（5）计算两齿轮齿根的弯曲应力

根据σF=（2kT1Yfs1）/bd1m≤[σF]公式

σF1=（2kT1Yfs1）/bd1m=61.69Mpa<

[σF]1

σF2=σF1Yfs2/Yfs1=47.23MPa<

[σF]2

故满足齿根弯曲疲劳强度要求

d1=55mm

d2=247.1mm

b=66mm

b1=72mm

a=151.25mm

强度足够

（5）确定齿轮的精度

（6）齿轮的结构设计

（7）绘制齿轮零件图

（1）计算出齿轮的圆周速度V

v=π·

d1·

n1/（60×

1000）

=0.99m/s

（2）确定齿轮精度

减速器为一般齿轮传动，三个公差组距9级精度，齿厚上偏差为H|、下偏差为K

小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构

大齿轮有关尺寸：

查表3.7-31

轴孔直径d=55mm

轮毂直径D=1.6d=88mm

轮毂长度L=（1.2~1.5）d≥b,取66m

轮缘厚度δ0=（2.5~4）m=6.25~10mm取8mm

轮缘内径D2=dd2-2h-2δ0=225.25mm

腹板厚度C=0.2B2≥10mm取15mm

腹板中心孔直径D0=0.5（D1+D2）=156.625mm

腹板孔直径d0=0.25（D2-D1）=34mm

齿轮倒角n=0.5m=1mmr≈0.5C=8mm

V=0.99m/s

精度等级：

IT9

（六）轴的设计计算与校对

1、输入轴的设计

（1）选择轴的材料及热处理方法

（2）按扭矩强度估计最小直径

（3）轴的结构设计

该轴没有特殊的要求，选用45号钢，调制处理，硬度250HBSδb=650MPa,δs=360MPa,δt=300Mpa

查表得：

C=118-107，取C=115

d1≥C（P2/n2）1/3=25.9mm

考虑轴头有一个键槽，将轴径增大5%，即d=25.9X（1+5%）=27.1mm

因该轴头安装带轮，根据其内径，取d=32mm

根据轴上零件的定位，装拆方便的需要，考虑到轴的强度，将轴设计成阶梯轴。

（1）轴上零件的定位，固定和装配

单级减速器重，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两个轴承对称分布。

齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用平键和过渡配合，两轴承分别以轴肩和套筒定位，周向定位则用过渡或过盈配合。

左轴承从左端装入，齿轮、套筒、右轴承

（2）确定轴各段直径和长度

Ⅰ段：

d1=32mm长度取L1=70mm

Ⅱ段：

d2=d1+2h=41,取d2=40mm

初选用6208深沟球轴承，其内径为40，宽度为18mm

考虑齿轮断面和箱体内壁，轴承断面和箱体内壁应有一定距离。

通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并

考虑联轴器和箱体外壁应有一定距离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm，故Ⅱ段长：

L2=75mm

Ⅲ段直径d3=45mm段长L3=102mm

Ⅳ段直径d4=40mm段长L4=20mm

有上述轴各段长度可算得轴支撑跨距L=124mm

轴45号钢

d=32mm

d1=32mm

L1=70mm

d2=40mm

轴承6208

d3=45mm

L3=102mm

d4=40mm

L4=20mm

L=124mm

2、输出轴的设计

（1）选择轴的材料及热处理方法

该轴没有特殊要求，选用45号钢，调质处理，硬度

220HBS，σb=650Mpa,σs=360Mpa,σ-1=300Mpa

Ft=3829.1N

Fr=1393.8N

FAF=696.9N

FAZ=1914.6N

Mc1=43.2N.m

Mc=126.4N.m

T=105.3N.m

Mec=165.4N.m

选用45号钢，调质处理，硬度220HBS

σb=650Mpa

σs=360Mpa

σ-1=300Mpa

（2）按扭矩强度估算最小直径

（3）轴上结构设计

取C=115，d≥C（P3/n3）1/3=41.5mm

取d=45mm

（1）轴上零件定位，固定和装配

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两个轴承对称分布。

齿轮左端用轴肩定位，右端用套筒轴定位，周向定位采用平键和过盈配合，两轴承分别以轴肩和套筒定位，轴向定位则用过渡配合或过盈配合。

左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和带轮依次从右面装入。

（2）确定轴的各段直径和长度

初选用6208深沟球轴承，其内径为50mm，宽度为

20mm考虑齿轮断面和箱体内壁，轴承断面和箱体内壁

应有一定距离,取套筒长为20mm，安装齿轮段长为轮毂

宽度短2mm。

同理得轴各段直径和长度值，见图1-5

C=115

d=45mm

选用6208深沟球轴承

Ft=3636.4N

Fr=1695.7N

（七）轴承的选择

根据条件，查表3.11-15

，试选择输入轴承6208两个（GB276-64），输出轴承6210两个（GB276-64）

轴承6210

（八）联轴器的选择和校对

1、选择联轴器的类型

2.计算转矩Fc

3.选择联轴器型号

（九）键联接的选择与校核

1、输入轴外伸端平键

由于减速器的功率不大，速度不高，运转较平稳，没有特殊要求，考虑拆装方便及经济问题，适用弹性套柱销联轴器

查表3.12-2

，取工作情况系数K=1.5

则Tc=9550K.PⅢ/nⅢ=675.0N.m

根据Tc、d和n，查表3.12-5

，选用TL8型（GB4323-84）弹性套柱联轴器。

公称尺寸转矩Tn=710N.m

Tc<

Tn，采用Y型轴孔，A型键，孔轴直径d=45~68，孔轴长度L=84mm

TL8型弹性套柱销联轴器有关参数

型号

TL8

公称转矩T/（N.m）

500

许用转数n/（r/min）

3600

轴孔直径d/mm

45

轴孔长度L/mm

65

外径D/mm

190

材料

HT200

轴孔类型

Y型

键槽类型

A型

输送机传动系统中的轴与轴上零件有多处周向联接采用普通平键联接，减速器中的轴与带轮。

齿轮，联轴器联接的键选择如下：

输入轴外渗端与带轮联接采用平键联接

（1）选择键联接的类型：

为了与带轮良好的接触和对中，故选用A型普通平键联接

（2）确定键的主要尺寸:

轴径d1=32mm,L1=50

选用A型平键，查表3.2-5

得：

键10X45（GB1096-79）

C=L-b=35

T2=105.3N.mh=8mm

选用TL8

型弹性套

柱销联轴器

A型平键10x45

2、输出轴与联轴器联接采用平键联接

3、输出轴与齿轮联接用平键联接

（十）箱体的设计

（3）校核键联接强度：

查表3.2-3

，键连接材料的许用应力表得：

[δβ]=110Mpa

δβ=4T2/dhl=43.0Mpa<

[δβ]

所选键联接强度足够.

为了保证联轴器对接良好，要求轴毂对中性好，故选用A型普通平键联接。

（2）确定键的主要尺寸。

轴径d1=45mm，L1=70mm，T=450N.m

选用A型平键

键14X56（GB1096-79）

L=56-14=42mm,h=9mm

为了保证齿轮齿合良好，要求轴毂对中性好，故选用A型普通平键联接

轴径d3=55mmL3=64mmT=450N.m

选用A型平键

键16X56（GB1096-79）

L=56-16=40mm，h=10mm

窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。

润滑油也由此注入机体内。

窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。

键联接强度足够

A型平键

16x56

（2）放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。

（3）油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。

油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。

（4）通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。

所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。

（5）启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。

为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。

在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。

对于需作轴