设计计算及说明 电动机的选择
1．电动机类型选择
按工作要求及条件，选用一般用途的Y 系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。
2．选择电动机容量
（1）电动机功率给定为 ：27KW (2)计算电动机输出功率P d
按《常用机械传动效率简表》确定各部分效率为
V 带传动效率η1=0.96，滚动轴承效率η2=0.99，圆锥齿轮传动效率
η3=0.95，弹性联轴器效率η4=0.99，卷筒轴滑动效率η5=0.96，卷筒效率η6=0.88。
传动装置总效率为η =η1η22η3η4η5η6 =0.96×0. 992
×0.95×0.99×0.96
×0.88=0.748
得出电动机输出功率P d =27KW ×0.748≈20.20KW
（3）确定电动机的转速
输送机卷筒转速
n w =D v π100060?=300
9
.1100060???π≈120.96r/min
一般可选用同步转速1000r/min 或1500r/min 的电动机作为原动机。通常，V 带传动常用的传动比范围i 1=2～4, 单级缘锥齿轮的传动比范围i 2=2～3，则电动机转速可选范围为
n d
’
=n w i 1’ i 2’=120.96×(2×2～4×3)=483.84～1451.52r/min
符合这一同步转速范围的有750r/min,1000r/min,1500r/min 。选用
750r/min 同步转速电机，则电机重量大、价格昂贵；1000r/min,1500r/min 电机从重量、价格及传动比等方面考虑，选用Y160M-6型电动机。其相关参数如下：
结 果
Pw=27KW
η =0.748
P d ≈20.20KW
n w ≈120.96r/min
型号
额定功率
满载转速
额定转矩
起动转矩
额定转矩
最大转矩
轴径
中心高
Y160M-6 7.5KW 970r/min 2.0 2.0 42mm 160mm
计算行动装置总传动比及分配各级传动比 1.计算传动装置总传动比
i 总=w m n n =96.120970
=8.019
2.分配各级传动比
0轴——电动机轴 P 0=P d =6.10KW
n 0=n m =970r/min
T 0=9550
0n P =955097010.6≈60.06N ·m
1轴——高速轴 P 1=P 0η
01=5.856KW
n 1=1
0i n =3970
≈323.33r/min
T 1=95501
1
n P =955033.323856.5≈172.97N ·m
2轴——低速轴 P 2=P 1
η12=5.586×0.99×0.95≈5.508KW
n 2=2
1i n =673.233
.323≈120.96r/min
T 2=2
2
9550n P =96.120808.59550≈434.87N ·m
3轴——卷筒轴 P 3=P 2η23=5.508×0.99×0.96=5.234KW
n 3= n w =120.96r/min
T 3=3
3
9550n P =96.120234.59550≈413.23N ·m
V 带传动设计
1.确定计算功率 查表得K A =1.4，则
P C =K A P=1.4×7.5=10.50KW 2.确定V 带型号
按照任务书得要求，选择普通V 带。
根据P C =10.50KW 及n 1=970r/min ，查图确定选用B 型普通V 带。
3.确定带轮直径
（1）确定小带轮基准直径
根据图推荐，小带轮选用直径范围为125—140mm ，选择d d1=140mm 。
i 总= 8.019
P 0=6.10KW n 0=970r/min T 0≈60.06N ·m
P 1==5.856KW
n 1≈323.33r/min
T 1≈172.97N ·m
P 2≈5.508KW n 2≈120.96r/min T 2≈434.87N ·m
P 3=5.234KW n 3=120.96r/min T 3=≈413.23N ·m
P C =10.50KW
选用B 型普通V 带
d d1=140mm
（2）验算带速
v =
1000
601
1?n d d π=
60000
970
140??π=7.11m/s
5m /s ＜v ＜25m /s,带速合适。 （3）计算大带轮直径
d d2= i d d1（1-ε）=3×140×（1-0.02）=411.6mm 根据GB/T 13575.1-9规定，选取d d2=400mm
4.确定带长及中心距
（1）初取中心距a 0
()()2102127.0d d d d d d a d d +≤≤+
得378≤a 0≤1080， 根据总体布局，取a o =800 mm (2) 确定带长L d ：
根据几何关系计算带长得
()()0
221210422a d d d d a L d d d d do -+++=π
=()()
800
44001404001402
80022
?-+++
?π
=2469.36mm
根据标准手册，取L d =2500mm 。 (3)计算实际中心距
2
L -L d0d 0+=a a =22469.36
-2500800+=815.32mm
5.验算包角：
3.571801
21?--
=a
d d d d α =
3.5732
.815140
400180?--
=161.73°＞120°，包角合适。
6.确定V 带根数Z
Z ≥
L c
K K P P P α)(00?+
根据d d1=140mm 及n 1=970r/min ，查表得P 0=2.11KW,ΔP 0=0.364KW
v =7.11m/s ,带速合适
d d2=400mm
取a o =800 mm
取L d =2500mm
中心距a =815.32mm
包角α=161.73° 包角合适
K α=)5
1(25.118073.161
-
-=0.956
K L =1+0.5(lg2500-lg2240)=1.024
则Z ≥
024
.1956.0)364.011.2(50
.10??+=4.34，取Z=5
7.确定粗拉力F 0
F 0=500
2)15.2(qv K vZ P c +-α
查表得q = 0.17㎏/m,则
F 0=500
211.717.0)1956.05
.2(511.750.10
=247.11N 8.计算带轮轴所受压力Q
Q=2ZF 0sin 21
α=2×5×247.11×sin 2
73.161
=2439.76N
直齿圆锥齿轮传动设计 1.齿轮得材料及热处理方法
小齿轮选用40Cr ，调质处理，齿面硬度为260HBS 。大齿轮选用45
钢，调质处理，齿面硬度220HBS ，HBS 1-HBS 2=260-220=40,合适。 查得σFlim1=240Mpa, σFlim2=240Mpa,S F =1.3
故[σF1]=F F S 1lim 7.0σ= 3.1240
7.0?=129Mpa
[σF2]=F F S 2lim 7.0σ= 3
.1195
7.0?=195Mpa
粗选8级精度
取小齿轮齿数Z 1=17，则大齿轮Z 2=17×2.673=45.441，取Z 2=46，实际传
动比i =17
46
=2.706，与要求相差不大，可用。
2.齿轮疲劳强度设计
查表，取载荷系数K =1.1，推荐齿宽系数ΨR =0.25—0.3,取ΨR =0.3。
小齿轮上的转矩
T 1=1
3
109550n P
?=33.323856.51095503?=1.7297×105N ·mm
V 带根数Z 取5
粗拉力F 0=247.11N
带轮轴所受压力Q=2439.76N
粗选8级精度 小齿轮齿数Z 1=17 大齿轮齿数Z 2=46
（1）计算分度圆锥角
δ1=arctan
2
1Z Z = arctan 4617
=69.72°
δ
2=90°-δ1=90°-69.72°=20.28°
（2）计算当量齿数
Z v1=11cos δZ = 28.20cos 17
=18.12
Z v2=22cos δZ =
72.69cos 46=132.71
（3）计算模数
查的Y F1=3.02, Y F2=2.16
因为][11
F F Y σ=12902.3=0.023，][22F F Y σ=195
16
.2=0.011
]
[11F F Y σ＞
]
[22F F Y σ，故将
]
[11F F Y σ代入计算。
m m ≥
]
[1)5.01(421213
F R R F Z u Y KT σψψ+-=
129
173.01673.2)3.15.01(7297.11.14223
???+?-??=3.43
（4）计算大端模数
m =R
m
m ψ5.01-=3.05.0143.3?-=4.04
查表取m =4.5
（5）计算分度圆直径
d 1=mZ 1=4.5×17=76.50mm d 2=mZ 2=4.5×46=207.00mm
(6)计算外锥距 R=1221+u Z m =1673.21725
.42+??=109.16mm (6)计算齿宽
b=ΨR R =0.3×109.16=32.75mm 取b 1=b 2=35mm
(7)计算齿轮的圆周速度
齿宽中点处直径d m1=d 1(1-ΨR )=76.50×(1-0.5×0.3)=65.025mm
分度圆锥角
δ1=69.72° δ
2=20.28°
当量齿数
Z v1=18.12 Z v2=132.71
模数m m =3.43
大端模数m =4.5
分度圆直径
d 1=76.50mm d 2=207.00mm
外锥距R=109.16mm
齿宽b 1=b 2=35mm
则圆周速度 v =
1000
601
1?n dm π=
1000
6033
.323025.65???π=1.10m/s
由表可知，选择8级精度合适。
3.验算轮齿弯曲疲劳强度
σF1=1
2112Z bm Y KT F =175.43502.3107297.11.1225??????=95.38Mpa
[σF1]=129Mpa, σF1＜[σF1]，故安全。
轴的结构设计 1.低速轴的设计
（1）确定轴上零件的定位和固定方式(如图)
(2)按扭转强度估算轴的最小直径
d min ≥3
n
P A
查表取A 0=105，于是得d min ≥3
33
.323856
.5105?=27.57mm
(3)确定轴各段直径和长度
○1左起第一段，由于安装带轮，属于基孔制配合，因开有键槽，增大7%并圆整，取轴径35mm ，长度87mm ，为了便于安装，轴端进行2×45°倒角。 ○2左起第二段直径取42mm 。根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，则取第二段的长度34mm 。 ○3左起第三段，该段装有滚动轴承，选用圆锥滚子轴承， 取轴径45mm ，长度为39mm 。 ○4左起第四段，仅为轴段的过渡,其直径略小于第三段轴，取42mm ，长 度取50mm 。
齿轮的圆周速度
v =1.10m/s
8级精度合适
轮齿弯曲疲劳强度 σF1＜[σF1]，安全
估算轴的最小直径 d min =27.57mm
○5左起第五段为滚动轴承段，则此段的直径为45mm 。由于还装有挡油环，长度取52mm 。 ○6左起第六段，对轴承右端进行定位，取轴径53mm 。长度取8mm 。
2.输出轴的设计
（1）确定轴上零件的定位和固定方式(如图)
(2)按扭转强度估算轴的最小直径
d min ≥3
n
P
A
查表取A 0=105，于是得d min ≥3
96
.120234
.5105
=36.86mm (3)确定轴各段直径和长度 ○1左起第一段，由于安装联轴器，因开有键槽，轴径扩大7%并圆整，取轴径40mm ，长度80mm ，为了便于安装，轴端进行2×45°倒角。 ○2左起第二段直径取46mm 。根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，则取第二段的长度46mm 。 ○3左起第三段，该段装有滚动轴承，选用圆锥滚子轴承， 取轴径50mm ，长度为46mm 。 ○4左起第四段，对轴承起到轴肩定位作用,其直径大于第三段轴，取60mm 。根据整体布局，长度取90mm 。
○5左起第五段安装大圆锥齿轮，根据齿轮的孔径，此段的直径取54mm ，长度取60mm 。 ○6左起第六段，为轴承安装段，根据轴承的尺寸，取轴径50mm 。长度取50mm 。
轴的强度校核
由于该轴为转轴，应按弯扭组合强度进行校核计算。
1.作轴的受力简图（a ）
估算轴的最小直径 d min =36.86mm
2.作轴的垂直面受力图（d ）
3.绘制垂直面弯矩图
（1）求垂直面的支反力
R v1=322
L d F L F a r ?
+=198
220786.154314317.618?+?=1036.81N
R v2= R v1-F r =1036.81-618.17=418.64N
（2）求垂直面弯矩
M VC1= -R v2L 2=-283.76×143=-40577.68N ·mm
M VC2= M VC1+F a ·2
d
= -40577.68+1543.86×2207=119211.83N ·mm
(3)绘制弯矩图（e ）
4.作轴水平面受力简图（b ）
5.绘制水平弯矩图
（1）求支反力
R H1= R H2=2Ft =2
09
.4522=2261.045N
（2）求水平弯矩
M HC =R H2L 2=2261.045×143=323329.3625N ·mm
（3）绘制弯矩图（c ）
6.绘制合成弯矩图
（1）计算合成弯矩
M B =2
2HB VB M M +=0 M C1=2
21HC VC M M +=
223635.323329)68.40577(+-=325865.656N ·mm
M C2=222HC VC M M +=223635.32332983.119211
+=344606.062N ·mm (2)绘制弯矩图（f ）
7.绘制扭矩当量弯矩图（g ）
轴单向转动，扭转切应力为脉动循环变应力，取α≈0.6，则当量弯矩为
M T =αT =0.6×172.97×1000=103782N ·mm
8.绘制总当量弯矩图（h ）
（1）计算总当量弯矩
M eB =22
T
B
M M +=2
103782=103782N ·mm
M eC1=22
1
T
C M M +=2
2103782656.325865+=103782N ·mm
M eC2=221T C M M +=2
2103782062.344606
+=359894.487N ·mm 9.校核轴的强度
轴的材料为45钢，调质处理，[σ-1]=60Mpa.从总当量弯矩图可以看出，截面C 为危险截面。 截面C 为齿轮处，d C =54mm ，则
σbC =C
eC W M 2=3
541.0478.359894?=22.856Mpa ＜[σ-1]，轴的强度足够。
轴的强度足够，可用
轴承的选择及校核
主动轴32309轴承两对，从动轴32310轴承两对。根据要求对从动轴上的轴承进行强度校核。
查相关手册，32310轴承的判断系数e =0.35，当r a F F ≤e 时，P r =F r ；当r
a
F F
＞e 时，P r =0.4F r +YF a ,Y =1.7。轴承基本额定动载荷C r =168KN ，轴承采用正装，要求寿命为105120小时。
1.绘制轴承计算简图
2.计算各轴承所受总径向力
由轴的计算知：B 、D 处水平支反力R H1= R H2=2261.045N ，B 、D 处垂直面支反力R v1=1036.81N,R V2=418.64N 。
F r1=2
121H V R R +=2281.1036045.2261+=2487.43N F r2=2222H V R R +=2264.418045.2261
+=2299.47N 3.计算各轴承内部派生轴向力 F S1=eF r1=0.35×2487.43=807.60N F S2=eF r2=0.35×2299.47=804.81N 4.判断放松、压紧端
F S1+F a =807.60+1543.86=2414.46N ＞F S2
故，轴承2压紧，轴承1放松。
则 F a1=F S1=807.60N , F a2=F S1+F a =2414.46N
5.计算当量动载荷
对轴承1 11r a F F =43.248760
.870=0.3499＜e , P 1=F r1=2487.43N
对轴承2 22r a F F =47
.229946
.2414=1.05＞e , P 2=0.4F r2+1.7F a2=5024.37N
因P 2＞P 1，故按轴承2的当量动载荷计算寿命，即取 P=P 1=5024.37N
6.轴承寿命校核计算
L h =
ε
)(60106P f C f n p r t =310
3
6)37
.50242.1101681(96.1206010?????
=8.99×105
h ＞105120h 故，所选轴承符合要求。
键的选择及校核
高速轴与带轮连接选用键A10×8×70
σp =dhl T 4=608351000
97.1724????=41.18MPa ＜[σp ]=100MPa
故，该键满足强度要求。
输出轴与大齿轮连接选用键A16×10×50
σp =dhl T 4=3410541000
87.4344????=94.74MPa ＜[σp ]=100MPa
故，该键满足强度要求。
输出轴与联轴器连接选用键A12×8×70
σp =dhl T 4=58
840100087.4344????=93.72MPa ＜[σp ]=100MPa
故，该键满足强度要求。
联轴器的选择
计算转矩
T ca =K A T
根据工作情况，查表得K A =1.5，
则T ca =K A T =1.5×434.87=652.305N ·m 所以考虑选用弹性柱销联轴器HL4
84
4084
40??YA YA GB/T 5014-1985。其主要参数
如下：
公称转矩：1250 N ·m 轴孔直径：40mm 质量：22Kg 转动惯量：3.4Kg/m 2
减速器附件的选择 通气器
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M12×1.25
油面指示器
选用油标尺M12
起吊装置
箱盖采用M12吊环螺钉、箱座采用吊钩。
放油螺塞
轴承寿命
L h =8.99×105h L h ＞[L h ]，轴承可用
选用键A10×8×70 满足强度要求
选用键A16×10×50 满足强度要求
选用键A12×8×70 满足强度要求
选用弹性柱销联轴器
HL484
408440??YA YA GB/T 5014-1985
选M12×1.25通气器
选用油标尺M12
箱盖采用M12吊环螺
钉、箱座采用吊钩。
选用外六角油塞及垫片M14×1.5
润滑与密封
1.齿轮的润滑
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为1.10m/s，浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。
2.滚动轴承的润滑
轴承采用开设油沟、飞溅润滑。
3.润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。
4.密封方法的选取
选用凸缘式轴承端盖，用螺钉固紧在轴承座孔的端面上，可准确调整轴承间隙。轴承端盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。
设计小结
由于初次设计，没有设计经验，且时间紧迫，所以设计存在许多缺点，比如齿轮等方面的计算不够精确等等缺陷。但是通过这次课程设计，我熟悉了机械设计的基本方法及流程，使得在以后的设计中避免很多不必要的工作，设计出结构更紧凑，传动更稳定、更精确的设备。选用外六角油塞及垫片M14×1.5
齿轮采用浸油润滑，浸油高度为35mm。
轴承采用开设油沟、飞溅润滑
选用L-AN15润滑油
参考资料
王云，潘玉安.机械设计案例教程[M].北京：北京航空航天大学出版社,2006 许瑛，机械设计课程设计[M].北京：北京大学出版社，2008
吴玮，任红英.机械设计教程[M].北京：北京理工大学出版社，2007
龚溎义，机械设计课程设计图册[M].北京：高等教育出版社，1989