机械设计课程设计说明书

一、传动方案的拟定及说明传动方案初步确定为两级减速（包含带轮减速和一级圆柱齿轮轮廓传动减速），说明如下：为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速W n ，即min /r 51.6535014.32.160000d πV 60000n w =⨯⨯==一般常选用同步转速为1000r/min 的电动机作为原动机，传动比约在13～15左右，可选用任务书中的传动方式进行设计。

二、电机的选择1、电动机类型和结构型式 按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y 系列（IP44）三向异步电动机。

它为卧式全封闭结构，具有防止灰尘等其他杂物侵入电机内部的特点。

2、电动机容量1)、 电机所需功率w P kW Fv P W3.50.961000 1.228001000W =⨯⨯==η 2)、 电动机输出功率d P ηp P Wd =传动装置的总效率 43221ηηηηη⋅⋅⋅= 式中，...21ηη⋅为从电动机至滚筒轴之间的各传动机构和轴承的min /r 51.65n w =kW 5.3P w =效率。

由参考书【1】表2-4查得：齿轮传动效率为,98.0η1=，滑动轴承传动效率为99.02=η，联轴器传动效率为99.03=η，V 带传动效率96.04=η。

则913.096.099.099.098.02≈⨯⨯⨯=总η故 3.83kW 0.9133.5P P Wd ≈==总η3、电动机额定功率由【1】表17-7选取电动机额定功率 4.0kW P m =4、电动机转速选择为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。

查【1】表3-2得V 带单级荐用值为2～4,圆柱齿轮传动单级荐用值为3～5。

则传动比的范围为6～20。

故电动机转速可选范围为min /2.1310~1.393)20~6(51.65r i n n W d =⨯='⋅=' 可见同步转速为1000r/min 的电动机均符合。

由【1】表17-7选定电动机的型号为Y132M1--6。

主要性能如下表：5、计算传动装置的总传动比并分配传动比 1）、总传动比654.1451.65960n n i wm ===总（符合6<总i <20）2)、分配传动比 假设V 带传动分配的传动比84.2i 1=，则齿电机型号 额定功率 满载转速 堵转转矩 最大转矩Y132M1--6 4.0KW 960r/min 2.0 2.2913.0=总ηkW 83.3P d ≈kW 0.4P m =min /r 960n m =14.654i 总= 2.84i 1=5.160i 2=轮的传动比160.584.2654.14i i i 12===总三、计算传动装置的运动和动力1、各轴的转速计算 减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为：Ⅰ轴、Ⅱ轴，滚筒轴为Ⅲ轴。

各轴的转速为（r/min ）高速轴Ⅰ的转速 338.032.84960i n n 1m1== 低速轴Ⅱ的转速 65.515.1602.84960i i n n 21m2=⨯⋅= 滚筒轴Ⅲ的转速 65.51n n 2w ==2、各轴输入功率为(kW )高速轴Ⅰ的输入功率3.840.964.0P P 4m 1=⨯=⋅=η低速轴Ⅱ的输入功率3.7260.980.993.84P P 1312=⨯⨯=⋅=⋅ηη滚筒轴Ⅲ的输入功率3.5050.990.993.726P P 3223=⨯⨯=⋅⋅=ηη3、各轴输入转矩（N ⋅m ）1）、电机轴的转矩 39.809604.09550n P 9550T m m =⨯=⋅=2）、轴Ⅰ的转矩为108.49338.033.849550n P 9550T 111=⨯=⋅=n 338.03r/mi n 1=65.51r/min n 2=65.51r/min n w =3.84kW P 1= 3.726kW P 2= 3.505kW P 3=m 39.80N T ⋅=m 108.49N T 1⋅=m 543.17N T 2⋅=3）、轴Ⅱ的转矩为543.1765.513.7269550n P 9550T 222=⨯=⋅=4）、轴Ⅲ的转矩为 510.9665.513.5059550n P 9550T 333=⨯=⋅=将各数据汇总如下表1 传动参数的数据表四、传动件的设计计算1、设计带传动的主要参数1）、 已知带传动的工作条件：两班制（共16h ），连续单向运转，载荷变动小，所需传递的额定功率p=4.0kW ，小带轮转速r/min 960n m =, 大带轮转速r/min 03.338n 1=，传动比 2.84i 1=。

2）、设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等。

3）、确定计算工率由【2】表8-7查得工作情况系数 1.2K A = ，故4.8kW 4kW 1.2P K P A ca =⨯==选择V 带的带型电机轴 轴Ⅰ 轴Ⅱ 轴Ⅲ功率P ∕kW4.0 3.84 3.726 3.505转矩T ∕(N ·m) 39.80 108.48 543.17 510.96 转速n(r ∕min) 960 338.03 65.51 65.51 传动比i 2.84 5.160 1效率η 0.96 0.97 0.98m 510.96N T 3⋅=1.2K A =4.8kW P ca =根据w ca n P 、 由【2】图8-10选用A 型。

4）、确定带轮的基准直径d d 并验算带速v(1)、初选小带轮的基准直径1d d 。

由【2】表8-6和【2】表8-8，取小带轮的基准直径1d d =125mm 。

(2)、验算带速v 。

6.28m/s ≈100060960125π100060n d πv w d1⨯⨯⨯=⨯=因为5m/s<v<30m/s ，故带速合适。

(3)、计算大带轮的基准直径2d d 。

2d d =i 11d d =55312584.2=⨯mm根据【2】表8-8，圆整为355mm d d2=。

5)、确定V 带的中心距a 和基准直径d L 。

(1)、根据式 )d 2(d a )d 0.7(d d2d1d2d1+≤≤+ 即 860mm ≤a ≤336mm初定中心距650mm a 0= (2)、由2074mm]6504125)-(335335)(1252π650[24a )d -(d )d (d 2π2a ≈L 220d2d1d2d10d0=⨯+++⨯=+++由【2】表8-2选带的基准长度2000mm L d =。

(3)、计算实际中心距a 。

mm 613=）22074-2000+(650=2 L - L +a ≈ a d0d 0中心距的变化范围为583mm-710mm 。

6)、验算小带轮上的包角1α90 159 ≈ 39557.3125)-(335- 180 a 57.3 )d -(d -180 ≈α00000d2d101≥=125mm d d1=6.28m/s v =355mm d d2=650mm a 0=2074mm L d0=2000mm L d =mm 613a =01159α=7)、计算单根V 带的额定功率r P 。

由1d d =125mm 和min /960r n w = ，查【2】表8-4a 得 1.382P 0=kW 。

根据min /960r n 1=,i 1=2.84查【2】表8-4b 得0.112kW P 0=∆。

查【2】表8-5得489.0K =α，[2]表8-2得 1.03K L =，于是1.459kW 1.030.9480.112)(1.382K K )P (P P L 00r =⨯⨯+=⋅⋅∆+=α8)、计算V 带的根数z 。

29.31.4594.8P P z r ca ≈==取Z=4根。

9）、计算单根V 带的初拉力的最小值min 0)(F由【2】表8-3得A 型带的单位长度质量q=0.１kg/m,所以N 60128.60.128.640.968 4.80.968)-(2.5500qv zv K )P K -(2.5500)(F 22αca αmin 0=⨯+⨯⨯⨯⨯=+=应使带的实际初拉力0F <min 0)(F10）、计算压轴力压轴力的最小值为N 12592591sin 601422αsin )2z(F )(F 01min 0minp =⨯⨯⨯==11）、构设计(略)2、齿轮传动设计1）、选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数(1)、按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。

(2)、带式机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095—88）。

(3)、材料选择。

由表10-1选择小齿轮材料40Cr （调质），硬度280—320HBS,大齿轮材料为45（调质），硬度为250—290HBS 。

二者硬度差为40HBS 左右。

(4)、选小齿轮齿数24z 1=，齿轮传动比为i 2=5.160，则大齿轮齿数1.382kW P 0= 0.112kW ΔP 0=0.948K α=1.03K L =1.459kW P r =4z =160N )(F min 0=1259N )(F min p =,8.12324160.5z 2=⨯=，取124z 2=。

2）、按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行计算，即32HE d 11t ]σZ [u 1u ΦKT 32.2d ⋅+⋅≥进行计算。

3）、确定公式内的各计算数值(1)、试选载荷系数3.1K t = (2)、计算小齿轮传递的转矩。

mm N 101.0852.84960 3.84105.95n P 1095.5T 551151⋅⨯=⨯⨯=⨯=(3)、由表【2】表10-7选取齿宽系数1d =φ。

(4)、由【2】表10-6差得材料的弹性影响系数21a E MP 8.189Z =(5)、由【2】图10-21d 按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限a Hlim1M P 650=σ；大齿轮的接触疲劳强度极限a Hlim2580MP =σ。

4）、计算应力循环次数。

9h i 1102.61912)3008(21757.960jL 60n N ×=××××××==8912108.183.2102.6193.2N N ⨯=⨯==(1)、由【2】图10-19取接触疲劳寿命系数1.01K 0.93,K HN2HN1==。

(2)、计算接触疲劳许用应力。

取失效概率为1%，安全系数S=1,则alim2HN22H alim1HN11H 585.5MP 5801.03S σK ][605MP 6500.93S K ][=⨯==σ=⨯=σ=σ 5）、计算1.3K t =mN 101.085T 51⋅⨯=1d =φ21E189.8MP Z =a Hlim1650MP σ= a Hlim2580MP σ91102.619N ⨯=82108.18N ⨯= 0.93K HN1= 1.01K HN2=a 1H 605MP ][σ= a2H 585.5MP ][σ=60.453mm d 1t =(1)、试算小齿轮分度圆直径代人][H σ中较小的值。