太原科技大学机械设计课程设计设计计算说明书
太原科技大学机械设计课程设计太原科技大学机械设计课程设计设计计算说明书世纪大坑太原科技大学太原科技大学20112011 年年 1212 月月 1313 日日太原科技大学机械设计课程设计华中科技大学 1 1 / 3434目目录录一、设计任务书一、设计任务书2 2二、传动方案的分析与拟定二、传动方案的分析与拟定 2 2三、电动机的选择与计算三、电动机的选择与计算 3 3四、传动比的分配四、传动比的分配 3 3五、传动装置的运动及动力参数的选择和计算五、传动装置的运动及动力参数的选择和计算 4 4六、传动零件的设计计算和轴系零部件的初步选择六、传动零件的设计计算和轴系零部件的初步选择 5 5七、联轴器的选择及计算七、联轴器的选择及计算1515八、键连接的选择及计算八、键连接的选择及计算1616九、轴的强度校核计算九、轴的强度校核计算1717十、滚动轴承寿命的校核计算十、滚动轴承寿命的校核计算2727十一、润滑和密封十一、润滑和密封3030十二、箱体及附件的结构设计和选择十二、箱体及附件的结构设计和选择3131十三、设计小结十三、设计小结3333十四、参考资料十四、参考资料3434太原科技大学机械设计课程设计华中科技大学 2 2 / 3434计算与说明主要结果太原科技大学机械设计课程设计华中科技大学 3 3 / 3434一一设计任务书设计任务书设计带式传输机传动装置中的双级圆柱齿轮减速器。 设计数据及工作条件： F=4600N;V=0.4m/s;D=400mm； 生产规模：中小批量； 工作环境：多尘； 载荷特性：平稳； 工作期限：5 年，两班制。 设计注意事项： 1.设计由减速器装配图 1 张，零件图 2 张（包括低速轴和低速轴上大齿轮） ，以及 设计计算说明书一份组成; 2.设计中所有标准均按我国标准采用，设计说明书应按规定纸张及格式编写; 3.设计图纸及设计说明书必须按进度完成，经指导教师审查认可后，才能给予评 分或答辩。二二传动方案的分析与拟定传动方案的分析与拟定根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为min/11.19min/)40014.3/(4.0100060)/(100060rrDvnw为防止过载以及过载而引起的安全事故，可拟定传动方案为：外部 V 带传动+内部双级 圆柱齿轮传动。 机构整体布置如图一：图 1.传动方案简图F=4600N; V=0.4m/s; D=400mmnw=19.11r/min太原科技大学机械设计课程设计华中科技大学 4 4 / 3434计算与说明主要结果三三电动机的选择与计算电动机的选择与计算1 1电动机的类型选择电动机的类型选择 根据动力源和工作条件，选用 Y 系列三相交流异步电动机。 2 2电动机的功率电动机的功率 工作机有效功率: Pw= Fv/1000 =4600×0.4/1000 kW=1.84 kW 设电动机到工作机之间的总效率为，并设1，2，3，4，5分别为弹性联 轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为 8 级） 、滚动轴承、V 带传动以及滚筒的效率。查 文献 4 表 2-2 可得： 1=0.99，2=0.97，3=0.99，4=0.95，5=0.96，由此可得： 总效率： =122 34 45 =0.99×0.972×0.994×0.95×0.96=0.8160 电动机所需功率： Pd=Pw/=1.84/0.8160=2.255 kW 查文献 4 表 16-1 选取电动机的功率为 3.0 kW。 3 3电动机转速的选择电动机转速的选择 在常用的同步转速为 1500 r/min 和 1000 r/min 两者之间选择。前者的总传动比为 75.35，后者的总传动比为 50.24，前者虽然电动机转速高、价格低，但总传动比大。为 了能合理地分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为 1000 r/min 的电 动机。 4 4电动机型号确定电动机型号确定 由功率和转速，查文献 4 表 16-1，选择电动机型号为：Y132S-6,其满载转速为 960 r/min，查表 16-2，可得： 中心高 H=132 mm；轴外伸轴径 D=38 mm；轴外伸长度 E=80 mm.四四传动比的分配传动比的分配计算得内外总的传动比24.5011.19/960/wmnni取 V 带传动的传动比i1=3则减速器的总传动比75.163/24.50/1iii因此，双级圆柱齿轮减速器高速级传动比666.475.163.13.12ii总效率： =0.8160电动机型号： Y132S-6太原科技大学机械设计课程设计华中科技大学 5 5 / 3434计算与说明主要结果低速级的传动比590.3666.4/75.16/23iii五五传动装置的运动及动力参数的选择和计算传动装置的运动及动力参数的选择和计算1.1. 各轴的转速计算各轴的转速计算 n=nm=960 r/min n=n/i1=960/3 r/min=320 r/min n=n/i2=320/4.666 r/min=68.58 r/min n=n/i3=68.58/3.590 r/min=19.10 r/min2.2. 各轴的输入功率计算各轴的输入功率计算 P=Pd=2.255 kW P=P4=2.255×0.95 kW=2.142 kW P=P23=2.142×0.97×0.99 kW=2.057 kW P=P23=2.057×0.97×0.99 kW=1.975 kW3.3. 各轴的输入转矩计算各轴的输入转矩计算 T1=9550P1/n1=9550×2.255/960N·m =22.433N·m T2=9550P2/n2=9550×2.142/320N·m =63.925N·m T3=9550P3/n3=9550×2.057/68.58N·m =286.444N·m T4=9550P4/n4=9550×1.975/19.10N·m =987.5N·m将上述数据归纳总结如下表所示。 表 1.各轴的运动和动力参数轴号转速（r/min）功率（kW）转矩 （N· m） 传动比 i电动机输出轴9602.25522.43334.6663.590高速轴3202.14263.925中间轴68.582.057286.444低速轴19.101.975987.5减速器总传动 比： i=16.75高速级传动比： i2=4.666低速级传动比 i3=3.590太原科技大学机械设计课程设计华中科技大学 6 6 / 3434计算与说明主要结果六六传动零件的设计计算和轴系零部件的初步选择传动零件的设计计算和轴系零部件的初步选择1.1. 减速器外部传动减速器外部传动V V 带传动的设计计算带传动的设计计算 （1 1） 、确定计算功率、确定计算功率 PCPC 两班制工作，即每天工作 16h，查阅文献 3 表 2-5 得工况系数 KA=1.1，故 Pc= KAP = 1.1×2.255 kW =2.481 kW （2 2） 、选择普通、选择普通 V V 带的型号带的型号 根据 Pc=2.481 kW、n1=960 r/min，由文献 3 图 2-7 初步选用 A 型带。 （3 3） 、选取带轮基准直径、选取带轮基准直径 d dd1d1和和 d dd2d2 由文献 3 表 2-6 取 dd1=125 mm，并取=0.02，则mm5.367 mm）02.0-1（125320960)-1(dnnd1d 21 2d由文献 3 表 2-6 取最接近的标准系列值 dd2=375 mm。 （4 4） 、验算带速、验算带速 v vsmsmndvd/28.6/10006096012514.3 10006011因 v 在 525 m/s 范围内，故带速合适。 （5 5） 、确定中心距、确定中心距 a a 和带的基准长度和带的基准长度 L Ld d 初定中心距 a0的取值范围为mmamm10003500初选中心距 a0=500 mm。 由此计算所需带长为mmmmaddddaLdd ddd25.18165004)125375()375125(214.350024)()(22202 12 2100查阅文献 3 表 2-4，选择基准长度 Ld=2000 mm。由此计算实际中心距得mmmmLLaadd5922/)25.18162000(5002/)(00（6 6） 、验算小带轮包角、验算小带轮包角1 1带轮基准直径： dd1=125 mm dd2=375 mm安装中心距： a=592 mm带的基准长度： Ld=2000 mm太原科技大学机械设计课程设计华中科技大学 7 7 / 3434计算与说明主要结果)合适(1208.1553.57592125375-1803.57-18012 1adddd（7 7） 、确定带的根数、确定带的根数 已知 dd1=125 mm，i=3，v=6.28 m/s，查文献 3 表 2-1 得 P0=1.37 kW，查文献 3 表 2-2 得P0=0.09 kW；因=155.8°，查文献 3 表 2-3 得 K=0.93；因 Ld=2000 mm， 查文献 3 表 2-4 得 KL=1.03，因此77.103.193.0)09.037.1(481.2)(z000Lcc KKPPP PP取 z=2 根。 （8 8） 、确定初拉力、确定初拉力 F F0 0 单根普通 V 带的初拉力为NNqvzvKPKFc7.17028.61.028.6293.0481.2)93.05.2(500)5.2(50022 0（9 9） 、计算压轴力、计算压轴力 F FQ QNNzFF6.66728.155sin7.170222sin21 0Q（1010） 、带轮的结构设计、带轮的结构设计 A A、小带轮的结构设计、小带轮的结构设计 由于 dd1=125mm300mm, 所以带轮采用腹板式结构，其顶圆直径 da1=130.5mm 2H=264mm，轮毂长度 L1=45mmE=80mm，故小带轮 1 的结构设计合理。 B B、大带轮的结构设计、大带轮的结构设计 由于 dd2=375mm300mm，所以带轮采用轮辐式结构，其顶圆直径 da2=380.5mm，轮 毂长度 L2=60mm。小带轮包角： 1=155.8°带的根数： Z=2初拉力： F0=170.7N压轴力： FQ=667.6N小带轮： 顶圆直径： da1=130.5mm 轮毂长度： L1=45mm大带轮： 顶圆直径： da2=380.5mm 轮毂长度： L2=
