1、由第十六章表16-1选取电动机的额定功率为11KW3） 电动机转速的选择：选择常用的同步转速为1500r/min和1000r/min两种。4） 电动机型号的确定：根据电动机所需功率和同步转速，查第十六章表 16-1可知，电动机型号为 Y160M-4和Y160L-6。相据电动机 的满载转速nm和滚筒转速nw可算出总传动比。现将此 两种电动机的数据和总传动比列于下表中： = 0.8079R =8.850KW电动机型号方 案 号电动机型号额定 功率/kw同步 转速 r/mi n满载转 速r/mi n总传动比轴外 伸轴 径/mm轴外 伸长 度/mm1Y160M-411I 1500146027.8042
2、1102Y160L-697018.47由上表可知，方案1中虽然电动机转速咼，价格低，但 总传动比大。为了能合理分配传动比，使传动比装置结 构紧凑决定选用方案2,即电动机型号为Y160L-6。查第 十六章表16-2知，该电动机中心高H=160mr轴外伸轴径 为42mm轴外伸长度为110mm3. 传动比的分配根据表2-3，取带传动比为is=3，则减速机的总传动比i = =6.16为 3双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为h =J1.36.16 =2.830i2 =丄 2.177低速级的传动比为 i14. 传动装置的运动和动力参数计算（1） 各轴的转速计算：=nm =970r / minn1 970n
3、2 342.76r/ min11 2.830n2 342.76n3 一 一157.45r / min12 2.177n4 =n3 =157.45r /min（2） 各轴的输入功率计算为 Y160L-6减速器的总传动比为i =6.16h = 2.830i2 =2.177n1 = 970r/ minn2 = 342.76r / mir n 3 = 157.45r / min n4 = 157.45r / minR =8.762KWF2 =8.414KWF3 =8.080KWF4 =7.919KWR =Pd3 =8.850 X0.99KW =8.762KWF2 二 R 2 3 =8.762 0.97
4、 0.99KW =8.414KWh =86.265N mT2 =234.431N mT3 =490.086N mT4 =480.320N mR3 =P2 2 3 = 8.414 0.97 0.99KW =8.080KWP4 =P3 3 1 =8.080 0.99 0.99KW =7.919KW（2）各轴的输入转矩计算p 8 762h =9550 门=9550 86.265N mm 970P2 8.414T2 =9550 丄=9550 -234.431N mP3 8.080T3 =9550 3 =9550 490.086N mn3 157.45P4 7.919T4 =9550 4 =9550：
5、480.320N mn4 157.45轴号转速n /（r / min）功率P/ KW转矩T/（N -m）传动比i8.76286.265342.768.414234.4313157.458.080490.08647.917480.320Ra =13.2KW各轴的运动及动力参数五.传动零件的设计计算1. 选V带1确定计算功率P ca由表8-7查得工作情况系数心九2 ,故PCa=KAP=1.2 11 KW -13.2KW2选择V带的带型根据P ca?n1由图8-11选用B型3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v1 ）初选小带轮的基准值径dd1由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径dd1 =140m
6、m2）验算带速v“皿厲 J 140 97=7.11m/s 60 1000 60 1000因为5 m/s v v v 25 m/s,故带速合适。3）计算大带轮的基准直径dd2dd2 =idd1 =6.16 140mm = 862 mm根据表8-8，为dd2=900验算i误差:.900i 6.431406 43_616:二 100% =4.4%小于 5%0 ： 4730mm6.164确定V带的中心距a和基准长度Ld）初定中心距 0.7（dd1 dd2）a02（dd1 dd2）728mm 込 a0 込 2080mma。= 1500mm）计算带所需的基准长度”细 2（dd1 dd2）（臂）J2 150
7、0K 2mm二（140 900）（900一140）24500:4730mm由表8-2选带的基准长度Ld=4500mm3 ）计算实际中心距aLd-Ld0 “cc 4500-4730 厂a 层 a0 + 1500+ 1385mm2 2中心距的变化范围为728-2080mm5.验算小带轮上的包角._ . , , . 57.3 otr 屯180 （dd2 _dd1） a57 3= 180* （900 140）汉1385胡49亠120&计算带的根数Z1）计算单根V带的额定功率P r由 dd1 =140mm和 n1=970 r/min ,查表 8-4a 得 P =2-111KW根据厲=970/旳n i=6
8、.16和B型带查表8-4b得p0 =0.31KW查表8-5得K旷0.902,查表8-2得K L=1.15，于是Pr =（Po+AP。）Ka Kl= （2.111 +0.31）汇0.902X1.15KW =2.51KW2 ）计算V带根数ZZ =电=5.26Pr 251 取6根7.计算单根V带的初拉力的最小值（in由表8-3得B型带的单位长度质量q=0.18kg/m 所以Z=6（F0）min=283N伍人小。5；： +qv2K0- （2.50.902）x13.2Q00 汽 +0.18x7.11 1 0.902 疋 6 汉 7.11 = 283NF =6.5KN K（F）min8.计算压轴力Fp压轴
9、力的最小值为： G1（Fp）min =2Z（F0）min sin149*= 2783rin =3272N2.高速级齿轮传动设计已知输入功率 P1=8.672KW 小齿轮的转速n1=970r/min , 齿数比U1=2.829.由电动机驱动，寿命为8年（设每年年 工作300天），2班制则（1）选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数a. 按图10-23所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动b. 运输机为般工作机器，速度不高，故选用 7级精度（GB10095-88c. 材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40C （调质）， 硬度为280HBS大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS 二者材料硬度差为40
10、HBSa.选小齿轮齿数 乙=24,则大齿轮齿数 乙=2.829 X24=67.896 取乙=68（fp13272N=86265N mm（2）按齿面接触强度设计a. 试选载荷系数Kt=1.3b. 计算小齿轮传递的扭矩 T i=95.5 x 105R/n i=95.5 x 1055x 8.762/970=86265 x 10 Nmmc. 由表10-7选取齿轮宽系数?d=1d. 由表10-6查得材料弹性系数ZE=189.8MPa2e. 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1 =600Mpa大齿轮的接触疲劳强度疲劳极限 （THlim2 =550Mpaf. 计算应力循环次数N
11、 1=60n1jL h=60x 970x （2 x 8x 300x 8） x 1=2.235 x 109N 2=2.235 x 109/2.829=7.9 x 108g. 由图10-19取接触疲劳寿命 KHn=0.9 ; KHn2=0.92h. 计算接触疲劳许用应力（取失效概率为1%安全系数S=1） h 1= Khnx Hlim1 /S=0.9 x 600/1=540Mpa（T h 2= KhN2x （T Hlim2 /S=0.92 x 550/1=506Mpa计算:a.小齿轮分度圆直径d1t，代入t h3中较小的值u 1ud1t = 64.365mm= 2.32s86265 io5 竺竺卩8
12、9.町=64.365mmY 1 2.829 506 丿b. 计算圆周速度vv= 曲口 =心64.365 x970 =3 27m/s60 “000 60x1000c. 计算齿宽bb=d X d it =1 X 64.365=64.365d. 计算齿宽和齿高之比-h模数 m t=-d2L = 64.365 =2.682mmZ1 24齿高 h=2.25 m t =2.25 X 2.682=6.03mmb = 64.365 =10.67h 6.03e. 计算载荷系数根据v=3.27m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kz=1.14直齿轮K=K=1查10-4表，当小齿轮相对支承非对称位置时KhP
13、= 1.422由b = 10.67 心尸1.422 查图10-13得K = 1.4，故载荷系数K=KAK/Kk=1 X 1.14 X 1 X 1.422=1.621f. 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式可得d 1=d1t 3丄=64.365 =69.278VKt 1.3g.计算模数mm= d1 = 69.278 =2.89mm（3）按齿根弯曲强度设计1）确定各公示内的计算数值a. 由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳极限iFEi=500Mpa 大齿轮的弯曲极限E2=380Mpab. 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfni=0.88 Kfn2=0.9c. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲
14、劳安全系数S=1.4，则玩卜心幼1 = .88汽5 =314.286S 1.4毎 2= 52珀2 = 0.9X380 =244.2862 S 1.4e. 计算负载系数KK二KaK/Kf. =1X 1.14 X 1 X 1.4=1.596f. 查取齿形系数由表 10-5 查得 YFa1=2.65 Y Fa2=2.248g. 查取应力校正系数由表 10-5 查得 Ysa1=1.58 Y sa2=1.746h. 计算大小齿轮的*咛 并加以比较丫亍丫；1 二265“58 =0.01332屛 1 314.286K =1.596丫严丫：2 =2.248 灯.746 =0.0!607bF 2 244.286
15、由此可见，大齿轮数值大2）设计计算32KT2Yf=J1.598.626100.01607 =1.97 4dZ12 bF V 1 汉 242圆整后得m=2按接触强度算得分度圆直径di=74.721所以，Zi=dl =69.278 那 35 m 2Z 2=2.829 X 399.05 取乙=100（4）几何尺寸计算M=2mma.计算分度圆直径d i二Zim=3X 2=70mm d2=Z2m=10X 2=200mmb.计算中心距a= di+d2 =7+20=i35mmc.计算齿轮宽度b= 15p3 =490086N.mmn34. 查得 erH lim1 =600Mpa th lim2 =550Mpa
16、5. n/ =60n3 jLn =60X 15745X 1 X （2 X 8X 300X 8）=3.628 x 108F8N1 3.628N2 =一= =1.667u 2.176由图KHN1 =0.92 K HN 2 =0.95F F F F6. 显 1 = Khn1 Wim1 =552MPa kH = Khn2 口讪2 =552.5MPaS S7. d 3t = 115.285mm v = 0.95m/s b = 115.285mm8. mt =4.804 h = 10.808 三=10.667h 9. Kv = 1.05 Kh=Ks=1 KA =1 K =1.435KfB =1.35所以，
17、K = 1.50710. d 3=121.105mm m=5.046mmF F F11. 查得 FE1 =500MPa Tfe2 =380MPa Kfn1 =0.88KFN1 =0.9所以，kF=314.286MPa tF / = 244.286MPaa = 70mm d2 = 200mmA=135mmb = 70mm3 =75mmB2 =70mmK = 1.417512. K 二 Ka Kv Kf：. KfI =1.417513. 查得 YFa1 =2.65 YFa2 = 2.248YFa1 Ysa1f1= 0.01332= 0.01607YFa2 Ysa2Ysai =1.58 Ysa2 =
18、 1.746所以，大齿轮的数值大14. m_ 2.720 圆整 m =3” d15. Z 3 ： 31 Z2 =24 2.176 53m，d1 = Z1 m = 31 3 = 93mm d2 = Z2 m = 68 3 = 204mmF Fpl + pl ta= = 148.5mm = 4 = 93mm所以，R=95mm 压100mm六.轴的设计计算1）输入轴的设计a. 初算轴径3mm选用45钢（调质） 硬度217255HBS查课本P235 （10-2）得 C=115八 iR -J8.7615 ccc 厂d - C3 1 =113 = 23.95mm n1 V 970考虑有一键槽，直径增大5%
19、d=23.95（1+5%）=25.15mm 所以，初选 d=27mmb. 轴结构设计1. Zi =31Z2 =68d1 = 93mmd2 = 204mm a 二 148.5mm b = 93mm= 100mm= 95mm轴上零件的定位固定和装配齿轮相对轴承非对称分布，右面由轴肩固定，左面由 套筒固定，连接以平键作过渡配合固定两轴承分别以轴 肩和筒定位，则采用过渡配合固定2. 确定各段直径和长度d1 = 27mmL1 = 50mmd2 二 33mmL2 = 75mmd3 二 40mmL3 = 18mmd4 二 44mmL4 = 217.5mm d5 二 40mmL5 二 18mmVJ1 Vi v
20、 jv in n 3I段：di=27mm 长度取 Li=50mm因为，h=2c c=1.5mmH段：d2=di +2h=27+2x 3=33mmL 2=20（套筒）+55 （联轴箱与外壁距）=75mm皿段：d3=38mm初选用7208c型角接触球轴承，内径为40mm,宽度为 18mm, D=80mm, L3=18mm所以，取 d3=40mm L3 =18mmW段：d4 = d3 2h = 38 6 二 44mmL4 二 217.5mmV段：取 d5=40mm L5=18mm则轴承跨距L=235.5mm3. Ft -246.4714NFr = 897.083N按弯矩复合强度设计计算1 已知 di
21、=70mm Ti=86265N.mm2 圆周力：Ft = 2Tl = 2 86265 =2464.714NLA = 64mmLB = 214mmLc = 134mmdi 703 径向力：Fr二Ftan a =2464.714 x tan20 =897.083N4 由上可知：LA=64mm L B=214mm Lc=134mm2）绘制垂直弯矩图（b）轴承受反力 F Ay=690.388N F By=206.695NF az=1897.289N F bz=567.416N截面C在垂直面弯矩M2 = FAyLA =690.388 X 64=44.18 N m3）绘制水平面弯矩图（c）截面C在水平面弯
22、矩为M c =129.22N mT =86.265N mMc2=FAyLA =1897.289 X 64=121.43 N m4） 绘制合弯矩图（d）MC= Mcj Mc22 =121.43 44.18 =129.22 N m5） 绘制扭矩图（e）T =9.55 X （ P n /n n ） X 106 = T 仁86.265 N m6） 绘制当量弯矩（f ）取 a =1 则1 1Mec = M02 +（ ：T ） 2 2 =129.22 2 +244.03 2 勺=276.13N m7）校核危险截面M2 （T）2W29N22 86.26520.1 工443= 18.24 ：二 J该轴强度足够
23、（2）输出轴的设计计算 a .按扭矩初算轴径先用45钢（调质）硬度217s255 HBS,由P235表 10-2 取 C=115d CyPu /n川=11538.08/157.572 = 42.72mm考虑到有键槽增大5%d =42.72 汉（1+5%） =44.86mmb .联轴器型号的选取查表 14-1，取 Ka=1.5Tea =KaT3 =1.5X490.086 =735.129 N m按计算转矩Tea小于联轴器的公称转矩的条件，查 表8-2选用YL11型凸缘联轴器其公称转矩为1000N m，半联轴器孔径为50mm，故选 d1 =50mmC .轴的结构设计1 .轴的零件定位，固定和装配齿
24、轮相对轴承非对称布置，左面用套筒定位，右端用轴肩定位，周向定位米用键和过度配合，两轴承分别从轴肩和套筒定位，周向永过度或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面，齿轮套筒右轴承和皮带轮从右装入，低速级小齿轮与输出轴 设计成齿轮轴2.确定轴的各段直径和长度Tea=735.129N mI 段：d-i = 50mm 长度取 L| =84mmII段:d2 二 d； 2h=50 2 2 1.5= 56mm L2 = 20 55 = 75mmd3 =d2 2h =62mm初选用7213c型角接触球轴承，内径为 65mm,宽度I23mm , D = 120mm = 23mmL3 二 23mmd4=68mmL4= 90mmd5= 72mmL5=10mmw段：fd6二 68mmL6二 95mm叫段：rd7二 65mmL7二 43mm所以 d3 =65mm3.按弯扭复合强度计算已知d1 =93mm二 T2 =234431N mmd1 = 50mmL| = 84mmd2L2d3L3=56mm=75mm=65mm=23mm二 90mm=72mm=95mmL7 二 43mmFt
