机械设计说明书示例解析

河南机电高等专科学校机械设计用纸

计算过程及计算说明 一、传动方案的选择依据 设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动 （1） 工作条件：使用年限15年，每年300天，每天16个小时，单向运转，载荷稳定。 （2） 原始数据：输送带牵引力F=4000N；带速V=1.3m/s；输送带鼓轮直径D=180mm； 该传动方案能够满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低、传动效率高、操作维护方便。带传动传动平稳，缓冲吸振能力强。 缺点是：带传动承载能力较低，不适应繁重的工作要求和恶劣的工作环境。 二、电动机选择 1、电动机类型的选择： 本减速器在常温下连续工作，载荷平稳，对起动无特殊要求，但工作环境灰尘较多，故选用Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电源电压为380V。结构形式为卧式电动机。 2、电动机功率选择： （1）工作机所需功率

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F=4000N V=1.3m/s D=180mm 河南机电高等专科学校机械设计用纸

Fv4000?1.3PW??kW=5.2kW10001000 (2) 电动机到输送带的总效率为 ??????4?5 3123由表12—7查得：V带传动效率?1?0.96；滚子轴承效率?2?0.98（两对齿轮轴轴承和一对卷筒轴轴承）；齿轮副效率?3?0.97 （齿轮精度为8级）；齿轮联轴器效率?4?0.99；卷筒效率?5?0.97 ??0.96?0.98?0.97?0.99?0.97?0.841 （3）电动机的工作功率 3η=0.82 5.2?kW?6.18kW d? P?0.82查表13—1，选电动机额定功率为7．5kW。 3、确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： n筒=60×1000V/（πD） =60×1000×1.3/（π×180） =138r/min 按表12—6推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比i1??2～4；由表2—1知，取圆柱齿轮传动一级减速PWPd?6.3kW n筒=138r/min ??3～6，则总传动比合理范围为器传动比范围i2??6～24，电动机转速的可选范围为 ia

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满载转速 速 3000 2900 ??ia?nW?(6～24)?138r/min?828～3312r/min nd符合这一范围的同步转速有1000、1500和3000r/min。 根据容量和转速，由表13—1查出有三种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案。 可选电动机参数比较 额定方电动机 案 型号 /（kW） 1 Y132S2—2 Y132M—4 Y160M—6 7.5 同步转功率 电动机转速 /（r·min—1） 2 7.5 1500 1440 3 7.5 1000 970 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=1500r/min 。

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4、确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型，所需的额定功电动机型号为率及同步转速，选定电动机型号为Y132M-4。 Y132M-4 其主要性能：额定功率：7.5KW，满载转速 1440r/min，额定转矩2.2。 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=1440/138=10.43 2、分配各级传动比 i总=10.43 （1） 据指导书，取齿轮减速器i=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=10.43/5=2.08 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速（r/min） nI=n电机=1440r/min nII=nI/i带=1440/2.08=692.3(r/min) nIII=nII/i齿轮=692.3/5=138.5(r/min) 2、 计算各轴的功率（KW） PI=P工作=7.5KW PII=PI×η带=7.5×0.96=7.2KW

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i带=2.08 nI=1440r/min nII=692.3r/min nIII=138.5r/min PI=7.5KW PII=7.2KW PIII=6.8KW 河南机电高等专科学校机械设计用纸

PIII=PII×η轴承×η齿轮=7.2×0.98×0.97 TI=49739N·mm TII=99321N·mm TIII=468881N·mm =6.8KW 3、 计算各轴扭矩（N·mm） TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×7.5/1440 =49739N·mm TII=9.55×106PII/nII =9.55×106×7.2/692.3 =99321N·mm TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×6.8/138.5 =468881N·mm 计算项目 功率/（kW） 转速/（r·min—1） 电机轴 7.5 1440 高速轴 7.2 692.3 99321 低速轴 6.8 138.5 468881 5 0.95 转矩/（N·mm） 49739 传动比 效率 2.08 0.96 五、传动零件的设计计算 1、 带传动的设计计算 （1） 选择普通V带截型 由课本P208表11-10得：kA=1.2 Pd=KAP=1.2×7.5=9KW 由课本P209图11-12得：选用A型V带

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（2） 确定带轮基准直径，并验算带速 由课本P204表11-6得，推荐的小带轮基准 直径为75~160mm 则取dd1=140mm>dmin=75 dd1=140 dd2=（n1/n2）·dd1=（1440/692.3）×140=291mm dd2=280 由课本P210表11-11，取dd2=280mm 实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=1440×140/280 =720r/min 转速误差为：（n2-n2’）/n2=（720-692.3）/692.3 =0.04<0.05(允许) 带速V：V=πdd1n1/（60×1000） =π×140×1440/（60×1000） =10.55m/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P211式（11-24）得 0. 7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 0. 7(140+280)≤a0≤2×(140+280) 所以有：294mm≤a0≤840mm 取a0=700mm 由课本P211式（11-25）得： Ld0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0

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n2’=720r/min V==10.55m/s 河南机电高等专科学校机械设计用纸

=2×700+1.57(140+280)+(280-140)2/(4× 700) =2066.4mm 根据课本P197表（11-2）取Ld=2000mm 根据课本P211式（11-26）得： a≈a0+（Ld-Ld0）/2=700+(2000-2066)/2 =700-33 =667mm (4)验算小带轮包角 α1=1800-57.30× （dd2-dd1）/a =1800-57.30×(280-140)/667 =1800-120 =168°>120°（适用） （5）确定带的根数 Ld=2000mm 据课本P216和表（11-6）由插入法得P1=2.27KW 据课本P216和表（11-7）由插入法△P1=0.17KW 据课本P216和表（11-8）由插入法Kα=0.97 据课本P216和表（11-9）得KL=1.03 由课本P211式（11-28）得 Z=Pd/P’=Pd/[(P1+△P1)KαKL] = 9/[(2.27+0.17) ×0.97×1.03] =3.69

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取Z=4根 (6)计算轴上压力 Z=4根 由课本P197表11-1查得q=0.1kg/m，由式 （11-29）单根V带的初拉力： F0=500Pd（2.5/Kα-1）/zv +qv2 =500×9 ×(2.5/0.97-1) /4×10.55+0.1×F0=179.33N 10.552N =179.33N 则作用在轴承的压力FQ，由课本P212式（11-14） FQ=2ZF0sinα1/2=2×4×179.33sin168/2 =1426.78N 2、齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级 FQ =1426.78N 考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软 齿面。小齿轮选用45钢40调质，齿面硬度为 250HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度 220HBS；根据课本P249表13-3选7级精度。 齿面精糙度Ra≤1.6~3.2μm ，为增加传动的平Z1=25 稳性选Z1=25 , Z2=u Z1=125. 因选用闭式软齿面Z2=125 传动故按齿面接触疲劳强度设计，然后校核其齿 根弯曲疲劳强度。

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(2)按齿面接触疲劳强度设计 2KT1u?1?ZHZEZ?Z??d1≥3?du??[?H]????2 σHlim1= 初选载荷系数 Kt =1.3 初选螺旋角β=12° 小齿轮传递转矩TI =49739 N·mm 由表13-8选取齿宽系数Φd=1.4 由表13-6的弹性系数ZE=189.8（MPa）1/2 节点区域系数ZH=2.45 (β=12°) 由图13-6查的接触疲劳强度极限 σσ 由式13-2可得接触应力循环次数 N1=60n1jLh=60×692.3×1×16×300×15 =2.99×109 N2= N1/μ=2.99×109/5=5.98×108 由图13-8可得接触疲劳强度寿命系数 ZN1=1 ZN2=1.14 弯曲疲劳强度寿命系数由图13-9可得YN1=1 ,YN2=1 弯曲疲劳强度安全系数取最小值即SF=1.4

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Hlim1=700MPa Hlim2=570MPa 700MPa σHlim2= 570MPa N1=2.99×109 N2=5.98×108 ZN1=1 ZN2=1.14 YN1=1 ,YN2=1 河南机电高等专科学校机械设计用纸

接触疲劳强度安全系数 取失效概率为1℅ 接触强度最小安全系数SH=1 计算许用接触应力由式13-3 [σ[σH1]= H2]= [σH1]= σσHlim1 ZN1/SH=700/1=700MPa Hlim2 ZN2/SH=570×1.14/1=649.8MPa H1]+ [σH2])/2 , 1.23[σH2]} 700 MPa [σH2]= [σH]=min{([σ649.8MPa [σH]= 674.9MPa ε ε Zε=0.77 Zβ=0.99 βα= min{(700+649.8)/2 , 1.23×649.8} =min{674.9 , 799.3} =674.9MPa 端面重合度εα=[1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)]cosβ =[1.88-3.2(1/25+1/125)]cos12° =1.69 纵向重合度εβ=1.69 =0.318Φdz1tanβ =0.318×1.4×25×0.21 =2.34 重合度系数Z??1??=0.77 螺旋角系数Z??cos?=0.99 修整小齿轮分度圆直径 2KT1u?1?ZHZEZ?Z?3?由d1≥?du??[?H]????2=2.34 =31.3mm 圆周速度vt=3.14×d1t×n1/（60×1000）=3.14×

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31.3×692.3/（60×1000）=1.13 m/s 由表13-5确定载荷系数KA=1 根据vz1/100=1.13×25/100=0.28 m/s 由图13-13可得Kv=0.97 由εγvt=1.13 m/s =εα+εβ=4.03查图13-14可得Kα=1.25 由于Φd=1.4由图13-15可得Kβ=1.1 故载荷系数 K=KαKβKAKv=1.1×1.25×1×0.97=1.33 修整小齿轮分度圆直径 d1?d1t3K/KtK=1.33 d1= 31.54 mm mn=2mm a=155mm β= 14° d1=51.5mm d2=257.7 mm 11

=31.54 mm ⑶确定齿轮传动主要参数和几何尺寸 确定模数m n = d1cosβ/z1 =31.54×cos12°/25=1.23 mm 圆整为标准值mn=2mm 中心距a=m（z1+z2）/2cosβ=153.35 mm 圆整为a=155mm β= arccos mn（z1+z2）/2a= arccos 0.97=14° 分度圆直径d1 , d2 d1=mnz1/ cosβ=2×25/ cos14°=51.5 mm d2=mnz2/ cosβ=2×125/ cos14°=257.7 mm 计算齿宽b1 ，b2

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b=Φdd1=1.4×51.5=72.1 mm 取b1=78 mm b2=72 mm 校核齿根弯曲疲劳强度 ?F?KFt2KT1YFaYSaY?Y??YFaYSaY?Y?≤[?F] bmnbd1mnαb1=78 mm b2=72mm εa=1.68 εβ=2.8 端面重合度ε=[1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)]cosβ =[1.88-3.2(1/25+1/125)]cos14° =1.68 纵向重合度εβYε =0.70 =0.318Φdz1tanβ =0.318×1.4×25×0.25 =2.8 重合度系数Yε=0.25+0.75/εα=0.70 螺旋角系数由图13-22可得Yβ=0.87 当量齿数 zv1= z1/cos3β=25/0.91=27.5 zv2= z2/cos3β=125/0.91=137.5 齿形系数由Ｐ260 表13-7可得 YFa1=2.56 YFa2=2.15 应力修正系数 YSa1=1.605 YSa2=1.82

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zv1=27.5 zv2= 137.5 YFa1=2.56 YFa2=2.15 YSa1=1.605

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