1、. 機械設計課程設計二、選擇電動機 1.電動機類型的選擇 根據動力源和工作條件，選用Y系列三相異步電動機 2.電動機功率的選擇 工作機所需要的有效功率Pw為 F=2T/D=2*850/370*0.001 =4.595Kw Pw=Fv/1000nw= 4.595*1.25/1000*.95=6.045kw 其中Nw為工作機的傳動效率。 n=n1*n2*n2*n3*n3*n3*n3*n4=0.95*0.97*0.97*.98*0.98*0.98*0.99=0.833 n1=0.95為帶傳動的效率。 n2=0.97為一級圓柱齒輪的傳動效率n3=0.98為一對滾動軸傳動的效率。n4=0.99為剛性聯軸

2、器的效率。 電動機所需功率Pd為 Pd=Pw/n=6.045/0.833=7.257kw 由表16-3可以選取電動機的額定功率為7.5KW3,電動機轉速的選擇 電動機通常采用同步轉速有1000r/min和1500r/min兩種，對兩種轉速作對比。 由表16-3可知，同步轉速是1000r/min的電動機，其滿載轉速Nm是970r/min; 同步轉速是15000r/min的電動機，其滿載轉速Nm是1440r/min. 工作機的轉速為 Nw=60*1000*1.25/3.14*370=64.555r/min 總傳動比i=nw/nm,其中nm為電動機的滿載轉速。 現將兩種電動機的有關數據列于表下方案電

3、動機型號額定功率/kw同步轉速/（r/min）滿載轉速/(r/min)總傳動比i1Y160M-67.5100097015.0252Y13M-47.51500144022.306 由表22-1可知，方案2傳動比過大，為了使傳動裝置結構緊湊，選用傳動方案1 較 為合理。4. 電動機型號的確定 根據電動機功率和同步轉速，選用選用電動機型號為Y160M-6 由表16-3和16-4，可知有關參數如下 電動機的額定功率P=7.5Kw 電動機的滿載轉速nm=970r/min 電動機的外伸軸直徑D=42mm 電動機的外伸軸長度E=110mm3 傳動裝置的運動學和動力學參數計算1.總傳動比及其分配 總傳動比i=

4、nm/nw=970/64.555=15.025 根據2-2，選V帶傳動的傳動比i1=2.1 減速器的傳動比if=i/i1=15.025/2.1=7.154 考慮兩級齒輪的潤滑問題，兩級大齒輪應該有相近的浸油深度。根據式2-8，兩級齒 輪減速器傳動比i2與低速級傳動比i3的傳動比取1.3-1.5之間，即i2=1.4i3. 則 I2=1.4if=1.4*7.154=3.164 I3=if/i2=7.154/3.164=2.2612.傳動裝置中各軸的轉速計算 根據傳動中的各軸對軸次序編號：0軸，1軸，2軸，3軸，4軸n0=nm=970r/minn1=nm=970/2.1r/min=461.904r/

5、minn2=n1/i2=461.904/3.164r/min=145.987r/minn3=n2/i3=145.987/2.261r/min=64.567r/minn4=n3=nw=64.567r/min3.傳動裝置中各軸的功率計算P0=pd=7.257kwP1=pd1=7.257*0.95kw=6.89415kwP2=p123=6.89415*0.97*0.98=6.553kwP3=p223=6.553*0.98*0.97=6.229kwP4=p323=6.229*0.98*0.99=6.044kw4.傳動裝置中各軸的輸入轉矩計算 T0=Td=9550pd/nm=9550*7.257/970

6、N.M=71.447N.MT1=9550p1/n1=9550*6.89415/461.904N.M=142.538N.MT2=9550p2/n2=9550*6.553/145.987N.M=428.676N.MT3=9550p3/n3=9550*6.229/64.567N.M=921.321N.MT4=9550p4/n4=9550*6.044/64.567N.M=893.958N.M 將傳動裝置中各軸的功率，轉速，轉矩，如表所示參數軸名0軸1軸2軸3軸4軸轉速n/(r/min)970461.906145.98764.56764.567功率p/kw7.2576.894156.5536.2296.

7、044轉矩T/(N.m)71.447142.676428.676921.321893.958 傳動比i 2.1 3.164 2.261 14、 帶傳動設計1.確定帶傳動的額定功率pca已知p=7.257kw; nm=970r/min; i1=2.1。有所以用的機械設計教材中的表8-8，查出帶傳動的工作情況系數Ka=1.1,則Pca=KaP=1.1*7.257=7.9827KW.2. 選取帶傳動帶型選用C型，V帶。3. 確定帶輪基準直徑取主動輪基準直徑dd1=250mm,從動輪基準直徑dd2=i1*dd1=2.1*250=525mm帶傳動的實際傳動比i1=dd2/dd1=2.1,與總傳動比分配的

8、帶傳動得傳動比一致。驗算v帶得線速度為V=3.14dd1*nm/60*1000=3.14*250*970/30*1000=12.6925m/s所以V帶得線速度合適。4. 確定V帶的基準長度和帶傳動的中心距根據0.7（dd1+dd2）a0120所以，主動輪上的包角是合適的。2、 計算帶的根數由查機械設計教材中的的表8-4，由線性關系得： ；查表8-5得： ；查表8-6得 ；查表8-2得 ；則 取。3、 計算帶傳動的預緊力查機械設計教材中表8-3得：單位長度質量 ，則8、計算作用在帶輪軸上的壓軸力 帶的主要參數列于表20-3中 表20-3 帶傳動的主要參數名稱結果名稱結果名稱結果帶型SPA傳動比根

9、數帶輪基準直徑基準長度預緊力中心距 壓軸力9、 帶輪結構設計由表8-11得：帶輪輪緣寬度：。大帶輪的輪轂直徑由后續(xù)高速軸設計來定，。帶輪的輪轂寬度L：當時，取。五高速級齒輪傳動的設計1、 選定高速級齒輪的類型、精度等級、材料及齒數（1） 齒輪傳動的類型：按傳動方案選用斜齒圓柱齒輪傳動。（2） 精度等級：由于輸送機為一般工作機械，速度不高，故選用8級精度齒輪傳動。（3） 齒輪材料：由機械設計中表10-1選擇小齒輪材料為45鋼，并進行調質處理，平均硬度為235HBS，大齒輪材料為45鋼，并進行正火處理，平均硬度為190HBS。大、小齒輪的硬度差為45HBS。（4） 選擇小齒輪齒數：則大齒輪齒數，取

10、。齒數比（5） 選擇齒寬系數：按軟齒面齒輪，非對稱安裝，查表10-4，取齒寬系數。（6） 初選螺旋角：。2、 按齒面接觸疲勞強度設計1) 確定公式內各項參數值（1） 由機械設計教材圖10-20，選取區(qū)域系數。（2） 大、小齒輪均采用45鋼鍛造，由機械設計教材表10-5，查得材料系數。（3） 重合度系數，由機械設計教材知，齒數多時取小值。取。（4） 螺旋角系數（5） 小齒輪傳遞的扭矩為 （6） 試選載荷系數。（7） 根據齒面硬度，由機械設計教材圖10-25查得小齒輪接觸疲勞強度極限，大齒輪接觸疲勞強度極限（8） 計算應力循環(huán)次數按，式中：為齒輪每轉一圈時，同一齒面嚙合的次數。在此取，為齒輪的工作

11、壽命，單位為小時。所以（9） 由教材圖10-23查得接觸疲勞壽命系數，。（10） 計算許用接觸疲勞應力。取安全系數，失效率為。則2） 設計計算（1） 計算齒輪分度圓直徑。（2） 計算圓周速度。（3） 計算載荷系數由教材表10-2查得：使用系數;根據、8級精度，由機械設計教材得動載荷系數，。 （4） 校正分度圓直徑。按實際的載荷系數校正所得的分度圓直徑，得（5） 計算齒輪模數。取齒輪模數。3、 計算齒輪傳動的幾何尺寸（1） 中心距。將中心距圓整為（2） 按圓整后的中心距修正螺旋角。（3） 計算大小齒輪的分度圓直徑。（4） 計算齒輪寬度。圓整后。所以，大齒輪寬度，小齒輪寬度。4、 校核齒根彎曲疲勞

12、強度 1) 確定公式內各項參數值（1） 從教材圖10-24，按齒面硬度查得：小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限。（2） 由教材，按應力循環(huán)次數 ， 查圖10-22得，彎曲疲勞壽命系數 ， 。（3） 計算許用彎曲疲勞應力取彎曲疲勞安全系數。可得（4） 計算當量齒數。（5） 查取齒數系數及應力校正系數。由教材圖10-17、 10-18、 查得：，（6） 計算大小齒輪的，并加以比較：所以，大齒輪的數值大。（7） 選取螺旋角系數。（8） 重合度系數，由機械設計教材知，齒輪多時取小值。本例中齒數中等，所以，取。2） 校核計算所以，齒根彎曲疲勞強度滿足要求。5、 齒輪結構設計由于小齒輪的1

13、的直徑較小，故采用齒輪軸結構。大齒輪2采用孔板式結構，結構尺寸按本書中的表5-11的經驗公式來計算。大齒輪2的孔徑根據后續(xù)設計的中間軸配合部分的直徑來確定，設計結果列于表20-4。表20-4 大齒輪結構尺寸名稱結構尺寸及經驗計算公式結構/mm轂孔直徑根據中間軸設計而定60輪轂直徑96輪轂寬度75（取為與齒寬相等）腹板最大直徑210板孔分布圓直徑153板孔直徑20腹板厚度20大齒輪2的結構草圖如圖20-2所示，高速級齒輪傳動的尺寸列于表20-5。圖20-2 大齒輪結構草圖表 20-5 高速級齒輪傳動的尺寸名稱計算公式結果/mm法面模數3.5法面壓力角螺旋角齒數2064傳動比 3.164分度圓直徑

14、74.92288.32齒頂圓直徑81.92295.32齒根圓直徑 66.17 279.57中心距149.877齒寬8075注：為齒頂高系數和頂隙系數。GB/T1356-2001規(guī)定其標準值如下：正常齒制。當時，當時，非標準的短齒制。5、 低速級齒輪傳動的設計低速級齒輪傳動的設計過程與高速級類似，故省略。低速級齒輪傳動的尺寸列于表20-6.表 20-6 低速級齒輪傳動的尺寸名稱計算公式結果/mm法面模數4.8法面壓力角螺旋角齒數2965傳動比2.413分度圓直徑142.62319.67齒頂圓直徑152.22 329.27齒根圓直徑142.22317.27中心距231齒寬3203256、 軸的初步

15、設計計算根據軸上零件（齒輪、帶輪、軸承、聯軸器）的結構尺寸、裝配關系、定位、零件間的相對位置等要求，參照本書中的圖5-7、圖5-8、圖5-10、圖5-14、及表5-3，設計出圖21-4的減速器裝配草圖。1、 軸的材料選擇根據軸的工作條件，初選軸材料為45鋼，調質處理。2、 軸的最小直徑估算按本書中的式5-1進行最小直徑估算，即： 當該軸段上有一個鍵槽時，增大；當有兩個鍵槽時，增大。值由本書中的表5-5來確定：。1） 高速軸因為在最小直徑處開有一個鍵槽為了安裝大帶輪，所以 ： ，圓整后取。2） 中間軸，因在中間軸最小直徑安裝滾動軸承，取標準值。3） 低速軸 因在低速軸直徑處安裝聯軸器，參見后面聯

16、軸器的選擇，取聯軸器孔徑。3、 高速軸的結構設計高速軸系的結構尺寸如圖20-3所示。1） 各軸段直徑得確定：軸的最小直徑，是安裝大帶輪的外伸軸段直徑，。：密封處軸段直徑，根據帶輪軸向定位要求，定位高度 ，以及密封圈的尺寸要求，取。：滾動軸承處軸段直徑，由本書表13-1初選滾動軸承選，查表13-1得其尺寸為：。：過度軸段的直徑，由于齒輪傳動的線速度均小于，所以滾動軸承采用脂潤滑，考慮擋油盤的軸向定位，。：滾動軸承處軸段直徑，同一個軸上安裝的兩個滾動滾動軸承是同一個型號，所以。2）各軸段長度的確定：由大帶輪的輪轂孔寬度確定，。：由箱體結構、軸承端蓋尺寸、裝配要求等確定，。：由滾動軸承、擋油環(huán)尺寸及裝配要求等確定，。：由兩級齒輪裝配要求、箱體結構確定，。：由高速級小齒輪寬度確定，3） 細部結構設計參見中間軸的結構設計。4、 中間軸的結構設計中間軸系的初步結構如圖20-4所示。圖20-3 中間軸系結構圖1） 各軸段直徑的確定：最小直徑，是滾動軸承處軸段直徑，。由本書中的表13-1可見