带-一级圆锥-联轴器-P=3.2-n=110-16小时300天10年(高下低上)

1、(CAD)(1298368232wkx)-V带-一级圆锥-联轴器-P=3.2-n=110-16小时300天10年(上下低上)4Y132S1-230002900电机主要外形尺寸：中心高外形尺寸地脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸键部位尺寸HLHDABKDEFG1325153152161781238801033确定传动装置的总传动比和分配传动比1总传动比的计算 由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：ia=nmnw=960110=8.7272分配传动装置传动比 取普通V带的传动比： 减速器传动比为i1=iaiv=3.49第四章 计算传动装置运动学和动力学参数电

2、动机输出参数功率：P0=Pd=4.75kW转速：n0=nm=960rpm扭矩：T0=9.55106P0n0=9.551064.75960=47252.6Nmm高速轴的参数功率：P1=P04=4.750.96=4.56kW转速：n1=n0iv=9602.5=384rpm扭矩：T1=9.55106P1n1=9.551064.56384=113406.25Nmm低速轴的参数功率：P2=P123=4.560.980.97=4.33kW转速：n2=n1i1=3843.49=110.03rpm扭矩：T2=9.55106P2n2=9.551064.33110.03=375820.23Nmm 运动和动力参数计

3、算结果整理于下表:轴名功率P(kW)转矩T(Nmm)转速(r/min)传动比i效率输入输出输入输出电动机轴960轴384轴1工作机轴第五章 普通V带设计计算1.条件和设计内容 设计普通V带传动的条件包括：所需传递的额定功率；小带轮转速n1=960r/min；大带轮转速n2和带传动传动比i；设计的内容是：带的型号、长度、根数，带轮的直径、宽度和轴孔直径中心距、初拉力及作用在轴上之力的大小和方向。2.设计计算步骤1确定计算功率Pca由表查得工作情况系数，故 Pca=KAP=1.14.75=5.225kW2选择V带的带型 根据Pca、n1由图选用A型。3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v 1初选小

4、带轮的基准直径dd1。取小带轮的基准直径dd1=106mm。 2验算带速v。按式验算带的速度v=dd1n601000=106960601000=5.33ms 因为5m/sv30m/s，故带速适宜。 取带的滑动率 3计算大带轮的基准直径。计算大带轮的基准直径 dd2=idd11-=2.51061-0.02=259.7mm 根据表，取标准值为dd2=250mm。4确定V带的中心距a和基准长Ld度 根据式，初定中心距a0=280mm。 由式计算带所需的基准长度Ld0=2a0+2dd1+dd2+dd2-dd124a0=2280+2106+250+250-106242801137mm 由表选带的基准长度

5、Ld=1100mm。 按式计算实际中心距a。aa0+Ld-Ld02=280+1100-11372262mm 按式,中心距的变化范围为246-295mm。5验算小带轮的包角a1180-dd2-dd157.3a180-250-10657.3262=148.511206计算带的根数z 1计算单根V带的额定功率Pr。 由dd1=106mm和n1=960r/min,查表得。 根据n1=960r/min，i和A型带，查表得。 查表的K，表得，于是 Pr=P0+P0KKL=1.16+0.1120.9170.91=1.061kW2计算带的根数zz=PcaPr=5.2251.0614.92 取5根。6计算单根V

6、带的初拉力F0 由表得A型带的单位长度质量，所以F0=5002.5-KPcaKzv+qv2=5002.5-0.9175.2250.91755.33+0.1055.332=172.21N7计算压轴力FpFp=2zF0sin12=25172.21sin148.512=1657.48N带型A中心距262mm小带轮基准直径106mm包角148.51大带轮基准直径250mm带长1100mm带的根数5初拉力带速压轴力4.带轮结构设计1小带轮的结构设计小带轮的轴孔直径d=38mm因为小带轮dd1=106300mm因此小带轮结构选择为腹板式。因此小带轮尺寸如下：d1=2.0d=2.038=76mmda=dd1

7、+2ha=106+22.75=112mmB=z-1e+2f=77mmC=0.25B=0.2577=19.25mmL=2.0d=2.038=76mm2大带轮的结构设计大带轮的轴孔直径d=28mm因为大带轮dd2=250mm因此大带轮结构选择为孔板式。因此大带轮尺寸如下：d1=2.0d=2.028=56mmda=dd1+2ha=250+22.75=256mmB=z-1e+2f=77mmC=0.25B=0.2577=19.25mmL=2.0d=2.028=56mm第六章 减速器圆锥齿轮传动设计计算选精度等级、材料及齿数1由选择小齿轮45(调质)，硬度为240HBS，大齿轮45(正火(常化)，硬度为1

8、90HBS2选小齿轮齿数Z1=30，那么大齿轮齿数Z2=Z1i=303.49=106。实际传动比i3压力角=20。按齿面接触疲劳强度设计 由设计计算公式进行试算，即d1t34KHtTR1-0.5R2uZHZEH2 1确定公式内的各计算数值 1试选载荷系数KHt 2查教材图标选取区域系数T=9550000Pn=95500004.56384=113406.25Nmm 4选齿宽系数由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：Hlim1=600Mpa，Hlim2=550Mpa 6查表得材料的弹性影响系数 7计算应力循环次数NL1=60njLh=60384116300101=1.106109NL2=NL

9、1u=1.1061093.49=3.169108 8由图查取接触疲劳系数： KHN1=0.874，KHN2=0.948 9计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，平安系数S=1，得H1=KHN1Hlim1S=0.8746001=524MPaH2=KHN2Hlim2S=0.9485501=521MPa 取H1和H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H=521MPa 2计算 1试算小齿轮分度圆直径d1t，带入H中较小的值d1t34KHtTR1-0.5R2uZHZEH2=341.3113406.250.31-0.50.323.492.5189.85212=86.47mm 2计算圆周速度vdm

10、1=d1t1-0.5R=86.471-0.50.3=73.5mmvm=dm1n601000=73.5384601000=1.48 3计算当量齿宽系数db=Rd1tu2+12=0.386.473.492+12=47.089mmd=bdm1=47.08973.5=0.64 4计算载荷系数 查表得使用系数KA=1 查图得动载系数 查表得齿间载荷分配系数：KH=1 查表得齿向载荷分布系数：KH 实际载荷系数为 KH=KAKVKHKH=11.0811.312=1.417 5按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=86.4731.4171.3=88.99mm 6计算模数m=d1z1=88.

11、9930=2.97mm，取m=3mm。确定传动尺寸1实际传动比u=z2z1=10630=3.533mm2大端分度圆直径d1=z1m=303=90mmd2=z2m=1063=318mm3齿宽中点分度圆直径dm1=d11-0.5R=901-0.50.3=76.5mmdm2=d21-0.5R=3181-0.50.3=270.3mm4锥顶距为R=d12u2+1=9023.5332+1=165.23mm5齿宽为b=RR=0.3165.23=49.569mm 取b=50mm校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为F=KFt0.85bm1-0.5RYFaYSaF1 K、b、m和R同前2圆周力为F=2T1d

12、11-0.5R=2113406.25901-0.50.3=2846N齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为：小齿轮当量齿数:Zv1=z1cos1=30cos15.8025=31.21大齿轮当量齿数:Zv2=z2cos2=106cos74.1975=383.95查表得：YFa1=2.478，YFa2=2.105YSa1=1.635，YSa2=1.882查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:Flim1=500MPa、Flim2=380MPa由图查取弯曲疲劳系数：KFN1=0.788，KFN2=0.874取弯曲疲劳平安系数，得许用弯曲应力F1=KFN1Flim1S=0.7885001.

13、4=281MPaF2=KFN2Flim2S=0.8743801.4=237MPaF1=KFt0.85bm1-0.5RYFa1YSa1=1.69MPaF1=281MPaF2=F1YFa2YSa2YFa1YSa1=1.652MPaF2=237MPa故弯曲强度足够。计算锥齿轮传动其它几何参数 1计算齿根高、齿顶高、全齿高及齿厚 ha=mhan*=3mm hf=mhan*+cn*=3.75mm h=ha+hf=m2han*+cn*=6.75mm s=m2=4.71mm 2计算齿顶圆直径 da1=d1+2ha=mz1+2han*=96mm da2=d2+2ha=mz2+2han*=324mm 3计算齿根

14、圆直径 df1=d1-2hf=mz1-2han*-2cn*=82.5mm df2=d2-2hf=mz2-2han*-2cn*=310.5mm 注：han*=1.0，cn*=0.25 4计算齿顶角 a1=a2=atan(ha/R)=1224 5计算齿根角 f1=f2=atan(hf/R)=1180 6计算齿顶锥角 a1=1+a1=165033 a2=2+a2=751415 7计算齿根锥角 f1=1-f1=14308 f2=2-f2=725350第七章 轴的设计高速轴设计计算1已经确定的运动学和动力学参数 转速n=384r/min；功率；轴所传递的转矩mm2轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用4

15、5，调质处理，硬度为217255HBS，许用弯曲应力为=60MPa3按扭转强度概略计算轴的最小直径 由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。dA03Pn=11234.56384=25.55mm由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%dmin=1+0.0525.55=26.83mm4轴的结构设计a.轴的结构分析高速轴设计成普通阶梯轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装V带轮，选用普通平键，A型，bh=87mm(GB/T 1096-2003)，长L=40mm；定位轴肩直径为33mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。

16、b.确定各轴段的直径和长度 第1段：d1=28mm，L1=54mm 第2段：d2=33mm轴肩，L2=44mm 第3段：d3=35mm与轴承内径配合，L3=17mm 第4段：d4=40mm轴肩，L4=97mm 第5段：d5=35mm与轴承内径配合，L5=17mm 第6段：d6=30mm与主动锥齿轮内孔配合，L6=78mm轴段123456直径(mm)283335403530长度(mm)5444179717786弯曲-扭转组合强度校核a.画高速轴的受力图如下列图为高速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上的力d1为齿轮1的分度圆直径小锥齿轮所受的圆周力Ft1=2T1dm1=2965

17、N小锥齿轮所受的径向力Fr1=Ft1tancos1=1121N小锥齿轮所受的轴向力Fa1=Ft1tansin1=3961N带传动压轴力属于径向力Fp第一段轴中点到轴承中点距离，轴承中点到齿轮中点距离Lb=114mm，齿轮中点到轴承中点距离Lc=61mm 轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关外传动件压轴力属于径向力c.计算作用在轴上的支座反力轴承A在水平面内的支反力RAH=Fa1dm12-Fr1Lc-QLa+L

18、bLb=396176.52-112161-1657.4879.5+114114= -2084.17N轴承B在水平面内的支反力RBH=Fr1-RAH-Q=1121-2084.17-1657.48= 1547.69N轴承A在垂直面内的支反力RAV=Ft1LcLb=296561114= 1586.54N轴承B在垂直面内的支反力RBV=-Ft1+RAV=-2965+1586.54= -4551.54N轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=-2084.172+1586.542=2619.33N轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=1547.692+-4551.542=4807.48N

19、d.绘制水平面弯矩图截面A在水平面内弯矩MAH=QLa=1657.4879.5=131769.66Nmm截面B在水平面内弯矩MBH=-Fr1Lc+Fa1dm12=-112161+396176.52=83127.25Nmm截面C在水平面内弯矩MCH=Fa1dm12=396176.52=151508.25Nmm截面D在水平面内弯矩MDH=0Nmme.绘制垂直面弯矩图截面A在垂直面内弯矩MAV=0Nmm截面B在垂直面内弯矩MBV=RAVLb=1586.54114=180865.56Nmm截面C在垂直面内弯矩MCV=0Nmm截面D在垂直面内弯矩MDV=0Nmmf.绘制合成弯矩图截面A处合成弯矩MA=M

20、AH2+MAV2=131769.662+02=131769.66Nmm截面B处合成弯矩MB=MBH2+MBV2=83127.252+180865.562=199053.99Nmm截面C处合成弯矩MC=MCH2+MCV2=151508.252+02=151508.25Nmm截面D处合成弯矩MD=MDH2+MDV2=02+02=0Nmmg.绘制扭矩图T=111138.12Nmmh.计算当量弯矩图截面A处当量弯矩MVA=MA2+T2=131769.662+0.6111138.122=147681.58Nmm截面B处当量弯矩MVB=MB2+T2=199053.992+0.6111138.122=209

21、926.41Nmm截面C处当量弯矩MVC=MC2+T2=151508.252+0.6111138.122=165533.55Nmm截面C处当量弯矩MVD=MD2+T2=02+0.6111138.122=66682.87Nmmi.校核轴的强度其抗弯截面系数为W=d332=4207.11mm3抗扭截面系数为WT=d316=8414.22mm3最大弯曲应力为=MW=49.9MPa剪切应力为=TWT=13.48MPa按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数，那么当量应力为ca=2+42=52.46MPa查表得45，调质处理，抗拉强度极限B=640MPa，那么轴的

22、许用弯曲应力-1b=60MPa，e-1b，所以强度满足要求。低速轴设计计算1已经确定的运动学和动力学参数转速；功率；轴所传递的转矩mm2轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表选用45，调质处理，硬度为217255HBS，许用弯曲应力为=60MPa3按扭转强度概略计算轴的最小直径由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A0=112。dA03Pn=11234.33110.03=38.1mm由于最小轴段直径截面上要开1个键槽，故将轴径增大7%dmin=1+0.0738.1=40.77mm查表可知标准轴孔直径为42mm故取dmin=424设计轴的结构并绘制轴的结构草图a.轴的结构分析低速轴设计成普通

23、阶梯轴，轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸，而另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。轴输出端选用A型键，bh=1610mm(GB/T 1096-2003)，长L=80mm；定位轴肩直径为47mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。b.确定各轴段的长度和直径。第1段：d1=42mm，L1=110mm第2段：d2=47mm轴肩，L2=55mm轴肩突出轴承端盖20mm左右第3段：d3=50mm与轴承内径配合，L3=40mm轴承宽度第4段：d4=55mm轴肩，L4=154mm根据齿轮宽度确定第5段：d5=52mm与大锥齿轮内孔配合，L5=94mm比配合的齿轮长度略

24、短，以保证齿轮轴向定位可靠第6段：d6=50mm与轴承内径配合，L6=42mm由轴承宽度和大锥齿轮端面与箱体内壁距离确定轴段123456直径(mm)424750555250长度(mm)110554015494425弯曲-扭转组合强度校核a.画低速轴的受力图如下列图为低速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图b.计算作用在轴上的力大锥齿轮所受的圆周力Ft2=2T2dm2=2781N大锥齿轮所受的径向力Fr2=Ft2tansin1=3715N大锥齿轮所受的轴向力Fa2=Ft2tancos1=1051Nc.计算作用在轴上的支座反力轴承中点到齿轮中点距离La=79mm，齿轮中点到轴承中点距离Lb=231

25、mm，轴承中点到第一段轴中点距离Lc=140mmd.支反力轴承A和轴承B在水平面上的支反力RAH和RBHRAH=FrLa+Fad2La+Lb=112179+3961270.3279+231= 1405NRBH=Fr-RAH=-1121-1405=2310N轴承A和轴承B在垂直面上的支反力RAV和RBVRAV=FtLaLa+Lb=29657979+231= 709NRBV=FtLbLa+Lb=296523179+231= 2072N轴承A的总支承反力为：RA=RAH2+RAV2=14052+7092=1573.76N轴承B的总支承反力为：RB=RBH2+RBV2=23102+20722=3103

26、.11Ne.画弯矩图 弯矩图如下列图：在水平面上，轴截面A处所受弯矩：MAH=0Nmm在水平面上，轴截面B处所受弯矩：MBH=0Nmm在水平面上，大锥齿轮所在轴截面C处所受弯矩：MCH=RBHLa=231079=182490Nmm在水平面上，轴截面D处所受弯矩：MDH=0Nmm在垂直面上，轴截面A处所受弯矩：MAV=0Nmm在垂直面上，轴截面B处所受弯矩：MBV=0Nmm在垂直面上，轴截面C右侧所受弯矩：MCV右=RAVLa=70979=56011Nmm在垂直面上，轴截面C左侧所受弯矩：MCV左=RBVLa-Fad2=207279-3961270.32=21645Nmm在垂直面上，轴截面D处所

27、受弯矩：MDV=0Nmmf.绘制合成弯矩图截面A处合成弯矩弯矩：MA=MAH2+MAV2=02+02=0Nmm截面B处合成弯矩：MB=0Nmm截面C左侧合成弯矩：MC左=MCH2+MCV左2=1824902+216452=183769Nmm截面C右侧合成弯矩：MC右=MCH2+MCV右2=1824902+560112=190892Nmm截面D处合成弯矩：MD=0Nmmg.绘制扭矩图T=368303.83Nmmh.绘制当量弯矩图截面A处当量弯矩：MVA=MA+T2=0+0.6368303.832=220982Nmm截面B处当量弯矩：MVB=MB=0Nmm截面C左侧当量弯矩：MVC左=MC左=18

28、3769Nmm截面C右侧当量弯矩：MVC右=MC右2+T2=1908922+0.6368303.832=292015Nmm截面D处当量弯矩：MVD=MD+T2=0+0.6368303.832=220982Nmmh.校核轴的强度因大锥齿轮所在轴截面弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面。其抗弯截面系数为W=d332=16325.55mm3抗扭截面系数为WT=d316=32651.09mm3最大弯曲应力为=MW=17.89MPa剪切应力为=TWT=11.51MPa按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数，那么当量应力为ca=2+42=22.6MP

29、a查表得45，调质处理，抗拉强度极限B=640MPa，那么轴的许用弯曲应力-1b=60MPa，ee，PrFr+YFa轴承根本额定动载荷，轴承采用正装。要求寿命为Lh=48000h。由前面的计算轴水平和垂直面的支反力，那么可以计算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=-2084.172+1586.542=2619.33NFr2=RBH2+RBV2=1547.692+-4551.542=4807.48NFd1=Fr12Y=818.54NFd2=Fr22Y=1502.34NFa1=Fae+Fd2=5463.34NFa2=Fd2=1502.34NFa1Fr1=2.086eFa2Fr2=0.31e

30、查表得，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1因此两轴承的当量动载荷如下：Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=0.42619.33+1.65463.34=9789.08NPr2=X2Fr2+Y2Fa2=14807.48+01502.34=4807.48N取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660nftCrfpPr103=80293.3h48000h由此可知该轴承的工作寿命足够。低速轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)根本额定动载荷(kN)30210509020根据前面的计算，选用30210轴承，内径d=50mm，外径D=90mm，宽度B=20mm查阅相

31、关手册，得轴承的判断系数为。当Fa/Fre时，Pr=Fr；当Fa/Fre，PrFr+YFa轴承根本额定动载荷，轴承采用正装。要求寿命为Lh=48000h。由前面的计算轴水平和垂直面的支反力，那么可以计算得到合成支反力：Fr1=RAH2+RAV2=14052+7092=1573.76NFr2=RBH2+RBV2=23102+20722=3103.11NFd1=Fr12Y=562.06NFd2=Fr22Y=1108.25NFa1=Fae+Fd2=2159.25NFa2=Fd2=1108.25NFa1Fr1=1.372eFa2Fr2=0.36e查表得，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1因此

32、两轴承的当量动载荷如下：Pr1=X1Fr1+Y1Fa1=0.41573.76+1.42159.25=3652.45NPr2=X2Fr2+Y2Fa2=13103.11+01108.25=3103.11N取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh=10660nftCrfpPr103=3312025h48000h由此可知该轴承的工作寿命足够。第九章 键联接设计计算高速轴与大带轮键连接校核 选用A型键，查表得bh=8mm7mmGB/T 1096-2003,键长40mm。键的工作长度 l=L-b=32mm 大带轮材料为铸铁，可求得键连接的许用挤压应力p=60MPa。键连接工作面的挤压应力p=4Th

33、ld=20MPap=60MPa高速轴与小锥齿轮键连接校核 选用A型键，查表得bh=12mm8mmGB/T 1096-2003,键长80mm。键的工作长度 l=L-b=68mm 小锥齿轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力p=4Thld=21MPap=120MPa低速轴与大锥齿轮键连接校核 选用A型键，查表得bh=16mm10mmGB/T 1096-2003,键长80mm。键的工作长度 l=L-b=64mm 大锥齿轮材料为45，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力p=4Thld=45MPap=120MPa低速轴与联轴器键连接校核 选用A型键，查表得bh=12mm8mmGB/T 1096-2003,键长90mm。键的工作长度 l=L-b=78mm 联轴器材料为45，可求得键连接的许用挤压应力p=120M