第1个回答 2009-02-25
把你自己的数据带进去算就是了，这是我们前段时间做的，有些步骤我进行了简化处理，还有根据你的题目，可能传动方案要选择另外一种，我没书现在，你自己查下《课程设计》书就知道了。
2.1电动机的选择计算
1）、选择电动机系列
按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭自扇冷式结构，电压380V Y系列
2）、选择电动机的功率
Pw=FV/1000=2300×1.5/1000KW =3.45KW
传动装置的总效率
η=η1 ×η22×η3×η4×η5×η6
按《课程设计》表2-1确定各个部分效率如下：
带的传动的效率：
η1=0.96
一对滚动轴承的效率：
η2=0.99
闭式齿轮的传动效率：
η2=0.97（暂且定为齿轮精度为8级）
弹性联轴器的效率：
η4=0.99
滚筒轴滑动轴承的效率：
η5=0.96
传动总效率：
η=η1*η2*η2*η3*η4*η5=0.86
所需电动机的功率：
Pr=Pw / η =3.45/0.86 =4.0 (KW)
查《课程设计》表20-1，可选Y系列三相异步电动机Y160M1-8
型、额定功率Po=4.0 KW，或选Y系列三相异步电动机Y112M-4
型、额定功率Po=4.0 KW，或选Y系列三相异步电动机Y132M1-6
型、额定功率Po=4.0 KW.均满足：
Po ＞Pr
3）、确定电动机的转速：
传动滚筒轴的工作转速：
nw= 60V / 兀D =60×1.5 / 兀×0.45 =63.77 r/min
现以同步转速为750 r/min、1500 r/min和1000r/min 三种方案
进行比较，由表2-18-1查得电动机数据，计算出总传动比列于表
中：
方案号 电动机型号 额定功率（KW） 同步转速(r / min) 满载转速(r / min) 电动机质量（ kg）
1 Y112M-4 4.0 1500 1440 43
2 Y132M1-6 4.0 1000 960 73
3 Y160M1-8 4.0 750 720 118
比较这三重方案可见，方案1选用的电动机虽然质量好价格
叫低，但总传动比较大，为是结构紧凑，不采用该方案。方案3
选用的电动机的质量大，总传动比较低，所以决定采用方案2，
电动机的型号为Y132M1-6,同步转速1000 r / min，由表20-1
查得主要性能技术数据和安装尺寸，如下表所示：
额定功率po(kw) 外伸轴直径 D/mm 满载转速 r/min 外伸轴长度E/mm 堵截扭矩/额定扭矩 中心高 H/mm
4.0 38 960 80 2.0 132
2.2传动装置的运动和动力参数的计算：
1）、 分配传动比
总传动比
i=no /nw =960/63.77 =15.05
根据表2-1 取i带=3，则减速器的传动比为
i减=i / i带=15.05 / 3=5.02
各轴功率、转速和转矩的计算
0轴： 0轴即电动机轴
Po= Pr =4 KW
no=960 r / min
T o=9550 Po / no =9550×4/960=39.79 N•M
1轴： 1轴即减速器高速轴，动力从0轴到此轴经历带传动和一
对滚动轴承传动，故发生二次功率损耗，计算效率时都要计入，
查表2-1，带传动的效率η1=0.96，一对滚动轴承的传动效率
η2 =0.99,则：
η12=η1 ×η2=0.96 × 0.99=0.96
P1= P0 ×η12=4 × 0.96 =3.84 kw
n1= no / n01 =960 / 3=320r / min
T 1=9550 P 1 / n 1 =9550×3.84/320 =114.6 N•M
2轴：2轴即减速器低速轴，动力从1轴到此轴经历一对滚动轴
承传动和一对齿轮啮合，故发生二次功率损耗，计算效率时都要
计入，查表2-1，一对滚动轴承的传动效率η2 =0.99,,闭式齿轮传动的效率
η3=0.97(暂且定为齿轮精度为8级)，则
η23=η2×η3=0.99 × 0.97=0.96
P2 = P1×η23=3.84 × 0.96 =3.69 kw
n2= n1/ n12=320 /5.02=63.72 r / min
T 2=9550 P 2/ n 2=9550×3.69/63.75 =552.78 N•M
3轴：3轴即传动滚筒轴，动力从2轴到此轴经历弹性联轴器传，
其传动比为1，查表2-1，弹性联轴器的传动效率η4=0.99，故
发生一次功率损耗，计算效率时都要计入，则：
η4=0.99
P3= P2 ×η4=3.69× 0.99 =3.67 kw
n3= n2 / n23=63.72 / 1= 63.72 r / min
T 3= 9550 P 3 / n 3= 9550×3.67/63.72 =256.90 N•M
将以上计算结果汇总于如下表所示，以便设计计算时使用：
项目 电动机轴 高速轴 低速轴
转速 960 320 63.75
功率 4.0 3.84 3.69
转矩 39.79 114.6 552.78
传动比 3 5.02
效率 0.96 0.96
2.3传动零件的设计计算:
2.3.1、V带传动的设计机算:
1)、确定计算功率Pc:
由《机械设计》书表8-6查得 KA=1.1,则
Pca= KAP=1.1×4.0=4.4 KW
2)、选取普通V带型号
根据Pca=4.4 KW、n1= no = 960 r / min，查《机械设计》图
8-8 选用A型普通V带
3)、确定带轮基准直径 dd1. dd2
选取dd1=100mm，且dd1=100mm ＞ dmin= 75 mm
大带轮的直径为：
dd2= n1*dd1 / n2=960×100 / 320=300 mm
按表查8-7取标准值，dd2=315 mm，则实际转动比i、从动轮的
实际转速分别为
i= dd2 / dd1=315/100=3.15
n2= n1 / i=960/3.15=304.8 r / min
从动轮的转速的误差率为：
304.8—320/320×100%=-4.6%
在-5%到+5%以内，为允许值。
4)、验算带速V
V= 兀dd1 n1 /60×1000
=兀×100×960 /60×1000 m/s=5.024 m/s
带速在5 m/s到25 m/s的范围内。
5)、确定带的基准长度Ld和实际中心距a
按结构设计要求初定中心距ao=800
由式（8.15），得
L0=2ao+兀/2（dd1+ dd2）+( dd2—dd1)2 /4ao
=[2×800+兀/2（100+315）+(315—100)2 /4×800]mm
=2266 mm
由表8-2选取基准长度Ld=2240 mm
由式（8.16），得实际中心距a为：
a≈ao+（Ld—L0）/ 2
=800+（2240—2266）/ 2 mm
=787 mm
中心距的变动范围为：
a min= a—0.015Ld
=787—0.015×2240 mm =783.4 mm
amax = a+0.03Ld
=787+0.03×2240mm=854.2 mm
6）、校验小带轮的包角ɑ1
ɑ1=180º—(dd2—dd1）×57.3º/ a
=180º—(315—100) ×57.3º/787
=164.29º ＞120º
7）、确定V带的根数Z
Z ≥ Pc/ [(Po+ΔPo)KɑKL]
由表8.4查得带长度修正系数KL=1.06图8.11查得包角系数
Kɑ=0.96，通V带根数：
Z=4.4/（0.97+0.11) ×0.96 ×1.06] 根
=3.9036根
取整得 Z=4根
8)、求初拉力FO及带轮轴上的压力FQ由表8.6查得A型普通V
带的每米长质量
q=0.96kg/m,
根据式（8.19）得单根V带的初拉力为：
FO=[500 Pc(2.5-Kɑ）/KɑZV)]+Qv2
=[500×4.4×(2.5-0.96）)]/(0.98×4×5.024)+0.10×5.0242
=178.96 N
由式8.20可得，作用在轴上的压力FP为：
FP=2FOZsin(ɑ1/2)
=2×178.96×4×sin(164.29/2)=1418.25 N
9)、设计结果
选用4根A-3550GB11544-89V带，中心距a=787 mm，带轮直径
dd1=100 mm，dd2=315 mm，轴上压力FP=1418.25 N
2.3.2、减速箱内的圆柱齿轮传动的设计计算
1)、选择齿轮的材料及精度等级
小齿轮选用40cr调质，硬度为280HBS；大齿轮选用45钢调质，
硬度为240HBS.因为是普通减速器，由表10.21选7级精度，要
求齿面粗糙度Ra ≤ 3.2～6.3μm
2)、按齿面接触疲劳强度设计
因为两齿轮均为钢质齿轮，
(1）、转矩T
T=9.55×P/n1=9.55×3.84/320=114600 N•MM
(2)、载荷系数K
K=1.3
(3)、齿数Z和齿宽系数ψd
小齿轮的齿数Z取为23，则大齿轮的齿数Z=116。
因为单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软
齿面，由表10.20 选取ψd=1。
(4）、许用接触应力[бH]
由表10.24查得
бHlim1=600Mpa, бHlim2=550Mpa
由表10.10查得SH=1
N1=60njLh=60×960×1×8×300*8=6.9×10^8
N2= N1/i=6.9×10^8/5.02=1.37×10^8
查图10.27得，KHN1=0.92 , KHN2=0.95
则可得：
[бH]1= KHN1бHlim1/SH =0.92×600/1Mpa = 552Mpa
[бH]2= KHN2бHlim2/SH =0.95×550/1Mpa = 522.5Mpa
故：
d1≥76.43 { KT(u+1)/ ψdu[бH]2 }1/3
=76.43 { 1.3*114600*6.2*189.8^2/1/5.02/522.5^2}^1/3
=62.613mm
m = d1/Z1=62.613/20mm=3.13 mm
由表10.3取标准模数m =3 mm.
3)、主要尺寸的计算
d1= mZ1=3×23 mm=69 mm
d2= mZ2=3×116 mm=348 mm
b=ψdd1=1×69 mm=69 mm 7
即： b2=70 mm
b1= b2+5=75 mm
a=m(Z1+ Z2)/2=3×(23+116)/2=208.5 mm
4)、按齿根弯曲疲劳强度校核
由式10.24得出бF ≤[бF],则校核合格
确定有关的系数与参数：
(1）、齿形系数YF
由表10.13得，YF1 =2.8， YF2=2.18
(2）、应力修正系数YS
由表10.14 得，YS1 =1.55， YS2=1.79
(3)、许用弯曲应力[бF]
由图10.25 得，бFlim1 =500 Mpa бFlim2 =380Mpa
由表10.10 得，SF=1.4
由图10.26 得，KFN1 =0.88,KFN2=0.9
由式10.14，可得
[бF]1=KFN1бFlim1/ SF=500*0.88/1.4 Mpa =314.29Mpa
[бF]2=KFN2бFlim2/ SF=380*0.90/1.4 Mpa =244.29Mpa
故:
бF1=2KT1YFYS/ bm2Z1
=2×1.3×2.8×1.55/70×3X2×23
=301.65 Mpa＜[бF]1= 314.29 Mpa
бF2=бF1 YF2YS2/ YF1YS1
=301.65×2.18×1.79/2.8×1.55 Mpa
=210.56 Mpa＜ [бF]2=244.29 Mpa
齿根弯曲强度校核合格。
5)、验算齿轮的圆周速度V
V=兀d1n1/60×1000
=兀×62.613×320/60×1000 m/s
=1.05m/s
由表10.22可知，选7级精度是合适的。
齿轮传动主要参数整理未下表：
名称 结果
模数 M=3
分度圆直径 D1=69mm D2=348mm
中心距 Ao=208.5mm
齿数 Z1=23 Z2=116
齿宽 B1=75mm B2=70mm
齿顶圆直径 Da1=75mm Da2=354mm
齿根圆直接 Df1=61.5 Df2=340.5mm
2.4轴的设计计算:
2.4.1、减速器高速轴的设计
1)、选择轴的材料
由已知条件知减速器传递的功率属于小功率，对材料无特殊
要求，故：选用45钢并经调质处理。由表14.4查得强度极限
бB=650 Mpa，再由表14.2得，弯曲应力[б-1b]=60 Mpa.
2)、按转矩初步估算轴伸直径：
根据表14.1得，Ao=120，又由式14.2 得
D≥Ao(P/n)1/3=(120)*(3.84/320)^1/3
=27.47mm
考虑到轴的最小直径处要安装V带传动装置，会
有键槽存在，故将估算直径加大5%～7%，取为28.85mm，
取整直径为：
d3=30 mm
3)、设计轴的结构，初选滚动轴承：
由于设计的是单级齿轮传动减速器，可将齿轮布置在箱体内
部的中央，将轴承对称安装在齿轮的两侧，轴的外伸端安装V带
传动装置。
(1）、确定轴上零件的位置和固定方式
要确定轴的结构和形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定
方式，确定轴承从轴的左端装入，采用齿轮轴结构，轴承对称地
安装于齿轮的两侧，其周向采用过盈配合固定。
(2）、确定各轴端的直径
如上图所示，轴段（外伸端）直径最小， d1=30 mm;考虑到要对安装在轴段上
的V带传动装置进行定位，轴段上应有轴肩，同时，为能很顺利
地在轴段上安装轴承，轴段必须满足轴承内径标准，故取轴段③
的直径d3=45mm（轴承选6209）;根据齿轮结构及定位要求，确
定轴段②、④的直径d2=40 mm、d4=69 mm ；为了便于拆卸轴承，
⑤为轴承段，同样取d5=45 mm.
(3）、确定各轴段的长度
小齿轮在轴段④的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取为75 mm，为
保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有
一定的间距，取该间距为15 mm ；为保证轴承安装在箱体轴承座
孔中（轴承宽度为19 mm），并且考虑轴承的润滑，取轴承端面距
箱体内壁的距离为5 mm，所以轴段③⑤的长度取为40 mm，轴承
支点距离L=133 mm；根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定的
距离的要求，取L1=34mm；查阅有关联轴器手册取L11=34 mm，在
轴段①、加工出键槽，键槽的长度比相应的轮毂度小约5～10 mm ，键槽的宽度按轴段直
径查手册得到。
(4)、求小齿轮上的作用力
小齿轮上的圆周力:
Ft1=2T1/d3 =2×114.6/0.069 N = 3321.7 N
小齿轮上的径向力:
Fr1= Ft1×tanɑ=3321.7×0.36 N=1195.8 N
2.4.2、减速器低速轴的设计
1)、选择轴的材料
由已知条件知减速器传递的功率属于小功率，对材料无特殊要求，
故：选用45钢并经调质处理。由表14.4查得，强度极限бB=650
Mpa，再由表14.2得，弯曲应力[б-1b]=60 Mpa.
2)、按转矩初步估算轴伸直径：
根据表14.1得，Ao=120，又由式14.2 得
D≥Ao(P/n)1/3=(120) (3.69/63.75)1/3
=46.41mm
考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算直
径加大5%～7%，取为48.73 mm，由设计手册取整为：
d4=50 mm
3)、选择联轴器，设计轴的结构，初选滚动轴承：
由于设计的是单级齿轮传动减速器，可将齿轮布置在箱体内部的中
央，将轴承对称安装在齿轮的两侧，轴的外伸端安装V带传动装置。
(1）、确定轴上零件的位置和固定方式
要确定轴的结构和形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方
式，确定轴承从轴的左端装入，齿轮的右端用轴肩定位，左端用挡
油盘定位，这样齿轮在轴上的轴向的位置被完全确定。
齿轮的周向固定固定采用平键连接，轴承对称地安装于齿轮的两侧
，其轴向用轴肩固定，周向采用过盈配合固定。
(2）、确定各轴端的直径
如上图所示，轴段①（外伸端）直径最小， d1=50 mm;考虑到要对
安装在轴段①上的联轴器进行定位，轴段②上应有轴肩，同时为能
很顺利地在轴段③上安装轴承，轴段③必须满足轴承内径的标准，
故取轴段③的直径d3=65 mm;用相同的方法确定轴段②、④的直径
d2=60 mm、d4=80 mm ；⑤段轴肩为了定位需要，我们设计为d5=
110mm;为了便于拆卸左轴承，可以查出6213型滚动轴承相关尺寸，
取d6=65 mm.
(3）、确定各轴段的长度
齿轮轮毂宽度为70 mm，为保证齿轮固定可靠，轴段③的长度应略
短于齿轮轮毂宽度，取为68 mm，为保证齿轮端面与箱体内壁不相
碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距，取该间距为15 mm
；为保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为 23 mm），并且
考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5 mm，所以轴
段③的长度取为20 mm，轴承支点距离L=118 mm；根据箱体结构及
联轴器距轴承盖要有一定的距离的要求，取L1=110 mm；查阅有关
联轴器手册取L11=110 mm，在轴段①、④上分别加工出键槽，使两
键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮毂度小约
5～10 mm ，键槽的宽度按轴段直径查手册得到。
(4）、选择联轴器：
T 2为联轴器所传递的标准扭矩：
T 2=9550 P 2/ n 2=9550×3.69/63.75
=552.78 N•M
根据传动装置的工作条件拟用弹性柱销联轴器，计算转矩
TC= TAT=1.3×552.78N•M=718.614N•M
TA为工作情况系数，通过查表可得，TA=1.3,从表2-14-1，查得
TL8号联轴器不仅可以满足转矩要求（Tn=630 N•M＞TC）,而且其
轴孔直径d=50 mm,也能满足联轴器轴径的要求，因此，我选用
TL8号联轴器。
2.5润滑和密封
1)、减速器齿轮传动润滑的选择
由于该减速器的圆周速度不大，齿轮搅油不算剧烈，因此，我们采
用脂润滑。
2)、减速器轴承润滑剂的选择
对于一般的闭式传动装置，我们通常采用滚动轴承脂，代号：ZGN
-69-2.名称：SY1514-82*。
3)、减速器密封装置的选择、通气器类型的选择
对于减速器的密封装置，我们通常选择组合式密封;由于工作条件
不算复杂，我选择无过滤装置的通气器，型号为M27X1.5。