机械设计说明书Word格式.docx
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=95.541r/min
I（v带）=2~4，i（齿轮）=3~5
所以，n筒=573~1911r/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Y132M1-6。
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。
三、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比：
i总=n电动/n筒=960/95.54=10.05
2、分配各级伟动比
（1）齿轮i齿轮=5（单级减速器i=3~6合理）
（2）∵i总=i齿轮×
i带
∴i带=i总/i齿轮=10.05/5=2.01
3、各轴转速（r/min）
nI=n电机=960r/min
n
=nI/i带=960/2.01=477.61（r/min）
=n
/i齿轮=477.61/5=95.522（r/min）
4、计算各轴的功率（KW）
P
=P工作=2.881KW
=P
×
η带=2.881×
0.96=2.7658KW
η轴承×
η齿轮=2.6291KW
5、计算各轴扭矩（N·
mm）
T
=9.55×
106P
/n
106×
2.881/960
=28660N·
mm
2.7658/477.61
=55303N·
2.6291/95.522
=262849N·
四、传动零件（V带传动、齿轮传动）的设计计算
1、皮带轮传动的设计计算
（1）选择普通V带截型
选取Ι类机，载荷变动小的：
kA=1.2
PC=KAP=1.2×
2.881=3.4572KW
小轮转速最大为960r/min
选用A型V带，小带轮的基准直径范围为80~100mm
（2）确定带轮基准直径，并验算带速
取dd1=100mm>
dmin=75mm
dd2=n1/n2·
dd1=960/477.61×
100=201mm
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=477.61-480/477.61
=-0.005<
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
1.55（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）
1.55（100+200）≤a0≤2×
（100+200）
所以有：
165mm≤a0≤600mm
初选中心距a0=300
L0=2a0+π（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）2/4a0
=1079.57mm
取Ld=1120mm
a≈a0+Ld-L0/2=320.215mm
中心距的范围变动为（a-0.015Ld）~（a+0.03Ld）即303.415~353.815
（4）验算小带轮包角
α1=1800-dd2-dd1/a×
57.30
=162.10>
1200（适用）
（5）确定带的根数
P0=0.95KW
△P0=0.11KW
Kα=0.95
KL=0.91
Z=PC/P’=PC/（P1+△P1）KαKL
=3.4572/（0.95+0.11）×
0.95×
0.91
=3.773
所以Z=4
（6）计算轴上压力
q=0.10kg/m
单根V带的初拉力：
F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2
=114.67N
（7）计算压轴力FQ
FQ=2ZF0sinα1/2=2×
4×
114.67sin162.10/2
=906.19N
（8）计算带宽
f=10e=15
带宽B=（Z-1）×
e+2f=65mm
2、齿轮传动的设计计算
（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
（2）按齿面接触疲劳强度设计
T1=9.55×
P/n1=9.55×
=5.53×
104N·
载荷平稳，K=1，单级减速器中，齿轮相对轴承对称布置，齿宽系数选取φd=1
σHlimZ1=700MpaσHlimZ2=600Mpa
选取安全系数SH=1.1
[σH]1=σHlim1/SH=700/1.1Mpa
=636Mpa
[σH]2=σHlim2/SH=600/1.1Mpa
=545Mpa
u=5
取两者较小值代入设计
d1≥76.43（kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3=51.88mm
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
模数：
m=d1/Z1=51.88/20=2.594mm
取标准模数：
m=3mm
分度圆直径：
d1=mZ1=3×
20mm=60mm
d2=mZ2=3×
100mm=300mm
中心距：
a=0.5（d1+d2）=180mm
齿宽：
b=φdd1=1×
60mm=60mm
为了补偿安装误差，通常使小齿轮齿宽略大些
取b1=65mmb1=60mm
（3）校核齿根弯曲疲劳强度
①许用齿根应力
极限应力σFlim1=450MPaσFlim2=600MPa
安全系数SF=1.4
[σF]1=σFlim1/SF=321MPa
[σF]2=σFlim2/SF=428.6MPa
②验算齿根弯曲应力
σF=（2kT1/bm2Z1）YFaYSa≤[σH]
确定有关参数和系数
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=2.18YSa2=1.79
σF1=（2kT1/bm2Z1）YFa1YSa1
=44.44MPa<
[σF]1
σF2=（2kT1/bm2Z2）YFa2YSa2
=55.9MPa<
[σF]2
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
（3）计算齿轮的圆周速度V
V=πd1n1/60×
1000=3.14×
60×
477.61/60×
=1.5m/s
所以选用9级精度
五、轴的设计计算
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
取c=115
d≥115（2.6562/477.61）1/3mm=20.37mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d=20.37×
（1+5%）mm=21.39mm
∴选d=22mm
2、轴的结构设计
（1）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
（3）确定轴各段直径和长度
∵h=1~4mm，h取2.5mm
第一段：
d1=22mm长度取L1=B=65
第二段:
d2=d1+10=32mm
d3=d2+2h=37mm，所以轴承采用6208，内径为40mm，宽度为18mm
又∵dn=27×
477.61=12895.47<
（1.5~2）×
105
∴采用润滑脂润滑，所以Δ3=8~12，取Δ3=10
螺栓直径M8，所以C1=13，C2=11
l1=δ+C1+C2+（8~12）=8+13+11+10=42mm
轴承盖宽1.2d=1.2*8=9.6mm
∴L2=l1-Δ3-B+1.2d+（15~20）
=42-10-18+9.6+17=40.6mm
第三段：
d3=d2+2h=37mm
Δ2>
0.02a+1，取Δ2=10mm
L3=Δ2+Δ3+B=10+10+18=38mm
第四段：
d4=d3+2h=42mm
L4=65-3=62mm
第五段：
d5=d4+10=52mm
L5=10mm
第六段：
d6=d3=37mm
L6=L3=38mm
（3）按弯矩复合强度计算
轴承支承跨距为L=L3+L4+L5+L6–B
=38+57+10+38-18=125mm
①求分度圆直径：
已知d1=50mm
②求转矩：
已知T2=5.53×
③求圆周力：
Ft
根据课本P127（6-34）式得
Ft=2T2/d2=55300×
2/50=2212N
④求径向力Fr
根据课本P127（6-35）式得
Fr=Ft·
tanα=2212×
tan200=805N
（5）绘制轴受力简图（如图a）
（6）绘制垂直面弯矩图（如图b）
轴承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=402.5N
FAZ=FBZ=Ft/2=1106N
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=402.5×
125/2=25.156N·
（3）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=1106×
125/2=69.125N·
（4）绘制合弯矩图（如图d）
MC=（MC12+MC22）1/2=（25.1562+69.1252）1/2=73.56N·
（5）绘制扭矩图（如图e）
转矩：
T=9.55×
（P2/n2）×
106=5.53×
（6）绘制当量弯矩图（如图f）
取α=1，截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC2+（αT）2]1/2
=[73.562+（1×
5.53×
104）2]1/2=5.53×
（7）校核危险截面C的强度
由式（6-3）
σe=Mec/0.1d33=5.53×
104/0.1×
423
=7.464MPa<
[σ-1]b=65MPa
∴该轴强度足够。
输出轴的设计计算
选用45#调质钢，硬度（217~255HBS）
c=115
d≥c（P3/n3）1/3=115（2.6291/95.522）1/3=34.72mm
取d=35mm
（1）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，，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。
（2）确定轴的各段直径和长度
初选6210型深沟球轴承，其内径为50mm，宽度为20mm，外径D=90mm。
d1=35mm，L1=82mm（由后面的联轴器型号可求得）
d2=35+10=45mm，
d3=d2+2h=50mm，轴承采用6210，内径为50mm，宽度为20mm
又∵dn=50×
477.61=23880>
∴采用油润滑，所以Δ3=10
轴承盖宽1.2d=1.2×
8=9.6mm
=42-10-20+9.6+17=38.6mm
d3=d2+2h=50mm
L3=Δ2+Δ3+B=10+10+20=40mm
d4=d3+2h=55mm
L4=60-3=57mm
d5=d4+10=65mm
d6=d3=50mm
L6=L3=40mm
（3）按弯扭复合强度计算
已知d2=300mm
已知T3=262849N·
③求圆周力Ft：
Ft=2T3/d2=2×
262849/300=1752N
④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得
tanα=1752×
0.36379=637N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=127/2=63.5mm
（1）求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=637/2=318.5N
FAZ=FBZ=Ft/2=1752/2=876N
（2）由两边对称，书籍截C的弯矩也对称
MC1=FAYL/2=318.5×
63.5=19590N·
（3）截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=876×
63.5=55626N·
（4）计算合成弯矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（195902+556262）1/2
=58974N·
（5）计算当量弯矩：
根据课本P235得α=1
Mec=[MC2+（αT）2]1/2=[589742+（1×
262849）2]1/2
=269383N·
（6）校核危险截面C的强度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d3）=269383/（0.1×
553）
=1.62Mpa<
[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够
六、轴承的选择计算、润滑与密封及键、联轴器的选择
轴承的选择计算
轴承选择型号6208，内径40mm，宽度18mm
基本额定动载荷Cr=29.5kN，基本额定静载荷Cor=18kN
轴承预计寿命
16×
365×
8=48720小时
1、计算输入轴承
（1）已知nⅡ=477.61r/min
两轴承径向反力：
FR1=FR2=1106N
得轴承内部轴向力
FS=FR则FS1=FS2=FR1=805N
P=FR=805N
（5）轴承寿命计算
P=805N
∵ε=3
根据手册得6208型的Cr=29.5kN
由课本P264（11-10c）式得
Lh=106（ftCr/fpP）ε/60n
=106×
（1×
29500/1×
805）3/60×
477.61
=1.717×
106h>
48720h
∴预期寿命足够
2、计算输出轴承
（1）已知nⅢ=95.522r/min
两轴承径向反力：
FR1=FR2=637N
FS=FR则FS1=FS2=FR1=637N
P=FR=637N
P=637N
根据手册得6210型的Cr=35.0kN
35000/1×
637）3/60×
95.522
=2.8×
107h>
键的选择与校核
1、皮带所在轴段键的选择
轴径d1=22mm,L1=65mm
L取55mm
查手册得，选用A型平键，得：
b×
h=6×
6l=L-b=55-6=49mm
T2=5.53×
mmh=6mm
σp=4T2/dhl=4×
55300/22×
6×
49
=34.2Mpa<
[σR]（110Mpa）
2、输入轴上齿轮所在轴段键的选择
轴径d4=42mmL4=62mmT=5.53×
选A型平键
b×
h=10×
8
L=52mm
l=L4-b=52-10=42mm
σp=4T/dhl=4×
55300/42×
8×
42
=15.67Mpa<
[σp]（110Mpa）
3、输出轴上齿轮所在轴端键的选择
轴径为55mm，相应轴段长57mm，T=262849N·
h=16×
10，L=47mm
l=L-b=47-16=31mm
σp=4T/dhl=12.97MPa<
4、输出轴上联轴器所在轴段键的选择
轴径为35mm，相应轴段长82mm，T=262849N·
8L=72mm
l=L-b=72-10=62mm
σp=4T/dhl=12.7MPa<
联轴器选择
输出轴d1=35mm，则联轴器选择GY5，轴孔长度82mm，D=120mm，D1＇=68mm，b=36mm，b1=52mm，s=8mm
F=1200N
V=2.0m/s
D=400mm
L=500mm
η总=0.833
P工作=2.881KW
电动机型号
Y132M1-6
i总=10.05
i齿轮=5
i带=2.01
nI=960r/min
=477.61r/min
=95.522r/min
=2.7658KW
=2.6291KW
=55303N·
=262849N·
dd1=100mm
dd2=200mm
n2’=480r/min
V=5.03m/s
Ld=1120mm
a0=320.215mm
α1=162.10
Z=4根
F0=114.67N
FQ=906.19N
B=65mm
T1=5.53×
[σH]1=636Mpa
[σH]2=545Mpa
d1=60mm
d2=300mm
b1=65mm
b2=60mm
σF1=44.44Mpa
σF2=55.9Mpa
V=1.5m/s
d=22mm
d1=22mm
L1=65mm
d2=32mm
L2=40.6mm
d3=37mm
L3=47mm
d4=42mm
L4=62mm
d5=52mm
L5=10mm
d6=37mm
L6=38mm
轴承支承跨距L=125mm
Ft=2212N
Fr=805N
FAY=402.5N
FBY=402.5N
FAZ=1106N
MC1=25.156N·
m
MC2=69.125N·
MC=73.56N·
T=5.53×
mm
Mec=5.53×
104
N·
σe=7.464MPa
<
[σ-1]b
d=35mm
d1=35mm
L1=82mm
d3=50mm
L3=40mm
d4=55mm
L4=57mm
d5=65mm
L5=10mm
d6=50mm
L6=40mm
Ft=1752N
Fr=637N
FAY=FBY=318.5N
FAZ=FBZ=876N
MC1=19590N·
MC2=55626N·
MC=58974N·
Mec=269383N·
σe=1.62Mpa
轴承预计寿命48720h
FS1=FS2=805N
Lh=1.717×
106h
FR=637N
FS1=637N
Lh=2.8×
107h
故轴承合格
A型平键6×
6
L=55mm
σp=34.2Mpa
A型平键
10×
L=52mm
σp=15.67Mpa
10
L=47mm
σp=12.97Mpa
L=72mm
σp=12.7Mpa
联轴器选择GY5
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