模板机械设计课程设计计算说明书Word文档格式.docx
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偏心轮T1、T2、T3通过连杆机构分别带动推皂机构、抄纸机构、顶皂机构等完成折叠裹包操作。
机器生产率120块/min，电动机功率0.75kW，试对该传动系统进行结构设计。
图一香皂自动包装机传动系统运动方案图
现要求将原训练课题方案中轴Ⅱ到轴Ⅲ的链传动改为齿轮传动，两端通过联轴器输出分别带动轴Ⅲ上各从动系统，其他条件不变（生产率120块/min，电动机功率0.75kW）。
重新选择电动机型号，分配总传动比，计算各轴的转速、输入输出功率。
以下仅为参考模板，其中的字体格式和计算过程有些错误，按《湖南大学毕业设计（论文）撰写规范》予以纠正：
设计过程及计算说明
二、传动方案修改
1.系统运动方案图
2.工作条件：
使用年限8年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。
3.原始数据：
滚筒圆周力F=1000N；
带速V=2.0m/s；
滚筒直径D=500mm；
滚筒长度L=500mm。
F=1000N
V=2.0m/s
D=500mm
L=500mm
三、总体设计计算
1、电机型号选择
（1）电动机类型的选择：
Y系列三相异步电动机
（2）电动机功率选择：
传动装置的总功率：
η总=η带×
η2轴承×
η齿轮×
η联轴器×
η滚筒
=0.96×
0.982×
0.97×
0.99×
0.96
=0.85
电机所需的工作功率：
P工作=FV/1000η总
=1000×
2/1000×
0.8412
=2.4KW
（3）确定电动机转速：
计算滚筒工作转速：
n筒=60×
1000V/πD
=60×
1000×
2.0/π×
50
=76.43r/min
按手册P7表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’a=3~6。
取V带传动比i’1=2~4，则总传动比理时范围为i’a=6~24。
故电动机转速的可选范围为n’d=i’a×
n筒=（6~24）×
76.43=459~1834r/min，符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。
根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：
因此有三种传支比方案：
如指导书P15页第一表。
综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min
。
（4）确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。
其主要性能：
额定功率：
3KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。
质量63kg。
2、计算总传动比及分配各级的伟动比
（1）总传动比：
i总=n电动/n筒=960/76.4=12.57
（2）分配各级伟动比
据指导书P7表1，取齿轮i齿轮=6（单级减速器i=3~6合理）
∵i总=i齿轮×
I带
∴i带=i总/i齿轮=12.57/6=2.095
3、各轴运动参数及动力参数计算
（1）计算各轴转速（r/min）
nI=n电机=960r/min
n
=nI/i带=960/2.095=458.2（r/min）
=n
/i齿轮=458.2/6=76.4（r/min）
（2）计算各轴的功率（KW）
P
=P工作=2.4KW
=P
η带=2.4×
0.96=2.304KW
η轴承×
η齿轮=2.304×
0.98×
=2.168KW
（3）计算各轴扭矩（N·
mm）
T
=9.55×
106P
/n
106×
2.4/960
=23875N·
mm
2.304/458.2
=48020.9N·
2.168/76.4
=271000N·
n滚筒=76.4r/min
η总=0.8412
P工作=2.4KW
电动机型号
Y132S-6
i总=12.57
据手册得
i齿轮=6
i带=2.095
nI=960r/min
=458.2r/min
=76.4r/min
=2.304KW
=48020N·
四、传动机构设计计算
1、带传动的设计计算
（1）选择普通V带截型
由课本P83表5-9得：
kA=1.2
PC=KAP=1.2×
3=3.9KW
由课本P82图5-10得：
选用A型V带
（2）确定带轮基准直径，并验算带速
由课本图5-10得，推荐的小带轮基准直径为75~100mm
则取dd1=100mm>
dmin=75
dd2=n1/n2·
dd1=960/458.2×
100=209.5mm
由课本P74表5-4，取dd2=200mm
实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×
100/200=480r/min
转速误差为：
n2-n2’/n2=458.2-480/458.2=-0.048<
0.05（允许）
带速V：
V=πdd1n1/60×
1000
=π×
100×
960/60×
=5.03m/s
在5~25m/s范围内，带速合适。
（3）确定带长和中心矩
根据课本P84式（5-14）得
1.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）
1.7（100+200）≤a0≤2×
（100+200）
所以有：
210mm≤a0≤600mm
取a0=500
由课本P84式（5-15）得：
L0=2a0+1.57（dd1+dd2）+（dd2-dd1）/4a0
=2×
500+1.57（100+200）+（200-100）2/4×
500
=1476mm
根据课本P71表（5-2）取Ld=1400mm
根据课本P84式（5-16）得：
a≈a0+Ld-L0/2=500+1400-1476/2
=500-38
=462mm
（4）验算小带轮包角
α1=1800-dd2-dd1/a×
57.30
=1800-200-100/462×
=1800-12.40
=167.60>
1200（适用）
（5）确定带的根数
根据课本P78表（5-5）P1=0.95KW
根据课本P79表（5-6）△P1=0.11KW
根据课本P81表（5-7）Kα=0.96
根据课本P81表（5-8）KL=0.96
由课本P83式（5-12）得
Z=PC/P’=PC/（P1+△P1）KαKL
=3.9/（0.95+0.11）×
0.96×
=3.99
（6）计算轴上压力
由课本P70表5-1查得q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力：
F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2
=[500×
3.9/4×
5.03×
（2.5/0.96-1）+0.1×
5.032]N
=158.01N
则作用在轴承的压力FQ，由课本P87式（5-19）
FQ=2ZF0sinα1/2=2×
4×
158.01sin167.6/2
=1256.7N
2、齿轮传动
（一）的设计计算
（1）选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。
小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。
大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；
根据课本P139表6-12选7级精度。
齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm
（2）按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥76.43（kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3
由式（6-15）
确定有关参数如下：
传动比i齿=6
取小齿轮齿数Z1=20。
则大齿轮齿数：
Z2=iZ1=6×
20=120
实际传动比I0=120/2=60
传动比误差：
i-i0/i=6-6/6=0%<
2.5%可用
齿数比：
u=i0=6
由课本P138表6-10取φd=0.9
（3）转矩T1
T1=9.55×
P/n1=9.55×
2.4/458.2
=50021.8N·
（4）载荷系数k
由课本P128表6-7取k=1
（5）许用接触应力[σH]
[σH]=σHlimZNT/SH由课本P134图6-33查得：
σHlimZ1=570MpaσHlimZ2=350Mpa
由课本P133式6-52计算应力循环次数NL
NL1=60n1rth=60×
458.2×
1×
（16×
365×
8）
=1.28×
109
NL2=NL1/i=1.28×
109/6=2.14×
108
由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数：
ZNT1=0.92ZNT2=0.98
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SH=1.0
[σH]1=σHlim1ZNT1/SH=570×
0.92/1.0Mpa
=524.4Mpa
[σH]2=σHlim2ZNT2/SH=350×
0.98/1.0Mpa
=343Mpa
故得：
d1≥76.43（kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3
=76.43[1×
50021.8×
（6+1）/0.9×
6×
3432]1/3mm
=48.97mm
模数：
m=d1/Z1=48.97/20=2.45mm
根据课本P107表6-1取标准模数：
m=2.5mm
（6）校核齿根弯曲疲劳强度
根据课本P132（6-48）式
σF=（2kT1/bm2Z1）YFaYSa≤[σH]
确定有关参数和系数
分度圆直径：
d1=mZ1=2.5×
20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×
120mm=300mm
齿宽：
b=φdd1=0.9×
50mm=45mm
取b=45mmb1=50mm
（7）齿形系数YFa和应力修正系数YSa
根据齿数Z1=20,Z2=120由表6-9相得
YFa1=2.80YSa1=1.55
YFa2=2.14YSa2=1.83
（8）许用弯曲应力[σF]
根据课本P136（6-53）式：
[σF]=σFlimYSTYNT/SF
由课本图6-35C查得：
σFlim1=290MpaσFlim2=210Mpa
由图6-36查得：
YNT1=0.88YNT2=0.9
试验齿轮的应力修正系数YST=2
按一般可靠度选取安全系数SF=1.25
计算两轮的许用弯曲应力
[σF]1=σFlim1YSTYNT1/SF=290×
2×
0.88/1.25Mpa
=408.32Mpa
[σF]2=σFlim2YSTYNT2/SF=210×
0.9/1.25Mpa
=302.4Mpa
将求得的各参数代入式（6-49）
σF1=（2kT1/bm2Z1）YFa1YSa1
=（2×
50021.8/45×
2.52×
20）×
2.80×
1.55Mpa
=77.2Mpa<
[σF]1
σF2=（2kT1/bm2Z2）YFa1YSa1
120）×
2.14×
1.83Mpa
=11.6Mpa<
[σF]2
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
（9）计算齿轮传动的中心矩a
a=m/2（Z1+Z2）=2.5/2（20+120）=175mm
（10）计算齿轮的圆周速度V
V=πd1n1/60×
1000=3.14×
50×
458.2/60×
=1.2m/s
3、齿轮传动
（二）或蜗杆传动的设计计算
dd1=75mm
dd2=200mm
V=5.03m/s
a0=500
Ld=1400mm
a=462mm
Z=4根
F0=158.01N
FQ=1256.7N
i齿=6
Z1=20
Z2=120
u=6
T1=50021.8N·
αHlimZ1=570Mpa
αHlimZ2=350Mpa
NL1=1.28×
NL2=2.14×
ZNT1=0.92
ZNT2=0.98
[σH]1=524.4Mpa
[σH]2=343Mpa
d1=48.97mm
d1=50mm
d2=300mm
b=45mm
b1=50mm
YFa1=2.80
YSa1=1.55
YFa2=2.14
YSa2=1.83
σFlim1=290Mpa
σFlim2=210Mpa
YNT1=0.88
YNT2=0.9
YST=2
SF=1.25
σF1=77.2Mpa
σF2=11.6Mpa
a=175mm
V=1.2m/s
五、轴系零件设计计算
1、输入轴的设计计算
（1）按扭矩初算轴径
选用45#调质，硬度217~255HBS
根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=115
d≥115（2.304/458.2）1/3mm=19.7mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=19.7×
（1+5%）mm=20.69
∴选d=22mm
（2）轴的结构设计
a）轴上零件的定位，固定和装配
单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定
b）确定轴各段直径和长度
工段：
d1=22mm长度取L1=50mm
∵h=2cc=1.5mm
段:
d2=d1+2h=22+2×
1.5=28mm
∴d2=28mm
初选用7206c型角接触球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.
考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。
取套筒长为20mm，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矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故
段长：
L2=（2+20+16+55）=93mm
段直径d3=35mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直径d4=45mm
由手册得：
c=1.5h=2c=2×
1.5=3mm
d4=d3+2h=35+2×
3=41mm
长度与右面的套筒相同，即L4=20mm
但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：
（30+3×
2）=36mm
因此将Ⅳ段设计成阶梯形，左段直径为36mm
Ⅴ段直径d5=30mm.长度L5=19mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm
c）按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径：
已知d1=50mm
②求转矩：
已知T2=50021.8N·
③求圆周力：
Ft
根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N
④求径向力Fr
根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft·
tanα=1000.436×
tan200=364.1N
⑤因为该轴两轴承对称，所以：
LA=LB=50mm
⑥绘制轴受力简图（如图a）
⑦绘制垂直面弯矩图（如图b）
轴承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=182.05N
FAZ=FBZ=Ft/2=500.2N
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。
截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=182.05×
50=9.1N·
m
⑧绘制水平面弯矩图（如图c）
截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=500.2×
50=25N·
⑨绘制合弯矩图（如图d）
MC=（MC12+MC22）1/2=（9.12+252）1/2=26.6N·
⑩绘制扭矩图（如图e）
转矩：
T=9.55×
（P2/n2）×
106=48N·
绘制当量弯矩图（如图f）
转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=1，截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC2+（αT）2]1/2
=[26.62+（1×
48）2]1/2=54.88N·
校核危险截面C的强度
由式（6-3）
σe=Mec/0.1d33=99.6/0.1×
413
=14.5MPa<
[σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
2、输出轴的设计计算
选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）
根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=115
d≥c（P3/n3）1/3=115（2.168/76.4）1/3=35.08mm
取d=35mm
a）轴的零件定位，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，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。
b）确定轴的各段直径和长度
初选7207c型角接球轴承，其内径为35mm，宽度为17mm。
考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
c）按弯扭复合强度计算
已知d2=300mm
已知T3=271N·
③求圆周力Ft：
Ft=2T3/d2=2×
271×
103/300=1806.7N
④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得
tanα=1806.7×
0.36379=657.2N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=49mm
（1）求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N
FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N
⑥由两边对称，书籍截C的弯矩也对称
MC1=FAYL/2=328.6×
49=16.1N·
⑦截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=903.35×
49=44.26N·
⑧计算合成弯矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（16.12+44.262）1/2
=47.1N·
⑨计算当量弯矩：
根据课本P235得α=1
Mec=[MC2+（αT）2]1/2=[47.12+（1×
271）2]1/2
=275.06N·
⑩校核危险截面C的强度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d）=275.06/（0.1×
453）
=1.36Mpa<
[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够
3、滚动轴承的选择及寿命校核计算
根据根据条件，轴承预计寿命
16×
8=48720小时
（1）计算输入轴轴承
a）已知nⅡ=458.2r/min
两轴承径向反力：
FR1=FR2=500.2N
初先两轴承为角接触球轴承7206AC型
根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=315.1N
b）∵FS1+Fa=FS2Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
FA1=FS1=315.1NFA2=FS2=315.1N
c）求系数x、y
FA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63
FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63
根据课本P263表（11-8）得e=0.68
FA1/FR1<
ex1=1FA2/FR2<
ex2=1
y1=0y2=0
d）计算当量载荷P1、P2
根据课本P263表（11-9）取fP=1.5
根据课本P262（11-6）式得
P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×
（1×
500.2+0）=750.3N
P2=fp（x2FR1+y2FA2）=1.5×
e）轴承寿命计算
∵P1=P2故取P=750.3N
∵角接触球轴承ε=3
根据手册得7206AC型的Cr=23000N
由课本P264（11-10c）式得
LH=16670/n（ftCr/P）ε
=16670/458.2×
23000/750.3）3
=1047500h>
48720h
∴预期寿命足够
（2）计算输出轴轴承
a）已知nⅢ=76.4r/min
Fa=0FR=FAZ=903.35N
试
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