初步设计计算

设计计算
一： 传动方案的确定（如下图）
V 带传动
减速器 高速轴 低速轴
电动机
⨯ ⨯ ⨯
联轴器
二：原始数据：
带拉力：3500F N = 带速度： 1.25/v m s = 滚筒直径：310D m m =
运输带的效率：0.94η= 工作时有轻微冲击；要求齿轮使用寿命为10年，二班工作制；轴承使用寿命不小于15000小时。

三：确定电动机的型号
(1) 选择电动机类型： 选用Y 系列三相异步电动机 (2) 选择电动机功率
运输机主轴上所需要的功率：3500 1.25 4.3751000
1000
W F v P kW ⨯=
=
=
传动装置的总效率：2
12345ηηηηηη=
1η，2η，3η，4η，5η 分别是：V 带传动，齿轮传动（闭式，精度等级为8），滚动轴承（球轴承一对），联轴器（弹性联轴器），运输带的效率。

查《课程设计》表2-3， 取：123450.95,0.97,0.98,0.995,0.94ηηηηη===== 所以： 2
0.950.970.990.9950.940.8247η=⨯⨯⨯⨯=
电动机所需功率： 4.3751.3 5.2850.8247
W
d P P K
kW η
==⨯= 式中，取载荷系数 K ＝1.3
查《课程设计》表16-1 取电动机的额定功率7.5ed P kW =
（3）选择电动机的转速
取V 带传动比范围(表2-2)1i ＝2～4；单级齿轮减速器传动比2i ＝3～6 滚筒的转速：601000
1.25601000
77.01/m in 3.14310
v n r D π⨯⨯⨯⨯=
=
=⨯
电动机的合理同步转速：
查表16-1得 电动机得型号和主要数据如下（同步转速符合）
四：确定传动装置得总传动比及分配 传动装置得总传动比 ： 970144018.69977.01
m n i n =
=
=
取V 带传动比：1 3.6i =；单级圆柱齿轮减速器传动比： 2 5.19i = (1) 计算各轴得输入功率
电动机轴： 5.375d P kW =
轴Ⅰ（减速器高速轴）110.95 5.375 5.1d P P kW η==⨯≈
轴Ⅱ（减速器低速轴）22310.970.99 5.375 4.848P P kW ηη==⨯⨯≈ (2) 计算各轴得转速
电动机轴 1440/m i n
m n r
= 轴Ⅰ 111440400/m in 3.6m n n r i =
=
≈
轴Ⅱ 122
40077.01/min 5.19
n n r i =
=≈
（3）计算各轴得转矩
电动机轴 5.3759550
955035.651440
d d m
P T N m n ==⨯
≈
轴Ⅰ 1115.195509550121.76
3400P
T N m n ==
⨯≈
轴Ⅱ 222
4.84895509550600.7377.01
P
T N m n ==
⨯≈
上述数据制表如下：
五：传动零件得设计计算
1. 普通V 带传动得设计计算
① 确定计算功率C P
则： 1.38.6511.245C A d P K P kW ==⨯= ，式中，工作情况系数取A K ＝1.3 ② 根据计算功率C P 与小带轮的转速1n ，查《机械设计基础》图10-10，选择B 型V 带。

③ 确定带轮的基准直径12,d d d d
取小带轮直径 1125d d m m = ，大带轮的直径 211 2.09125262d d d i d mm ==⨯≈ 根据国标：GB/T 13575.1-1992 取大带轮的直径2265d d m m = ④ 验证带速 11
3.14125970
6.35/601000
601000
d d n v m s π⨯⨯=
=
≈⨯⨯ 在5/~25/m s m s 之
间。

故带的速度合适。

⑤确定V 带的基准直径和传动中心距0a 初选传动中心距范围为：()()12012122
d d d d d d a d d +≤
≤+，取0500a mm =
V 带的基准长度： ()()
2
2100120
225003909.81622.12
42
d d d d d d L a d d m m a ππ-=+
++
=⨯+
⨯+=
查《机械设计基础》表10-2，选取带的基准直径长度1600d L m m = 实际中心距：0022.1500511.052
2
d
L L a a m m -=+
=+
=
⑥ 验算主动轮的最小包角 21
118057.3164.24120d d d d a
α-=-
⨯≈>
故主动轮上的包角合适。

⑦ 计算V 带的根数z ()00C
a L
P z P P K K =
+∆ 由1970/m in n r =，1125d d m m =，
查《机械设计基础》表10-5，得0 1.67P =，由 2.09i =，查表10-6，得00.30P ∆=， 查表10-7，得0.95a K =，查表10-2，得0.92L K = ()11.245
6.21.670.30.950.92
z =
≈+⨯⨯， 取6z =根。

⑧ 计算V 带的合适初拉力0F
2
0500 2.51C a
P F qv zv K ⎛⎫=
-+ ⎪⎝⎭
查《机械设计基础》表10-1，取0.19/q kg m =
得 2
050011.245 2.510.19 6.35248.46 6.350.95F N ⨯⎛⎫=
-+⨯≈ ⎪⨯⎝⎭
⑨ 计算作用在轴上的载荷 1
0164.242sin
26248.4sin
28642
2
Q F zF N α==⨯⨯⨯=
⑩ 带轮的结构设计 （单位）mm
V带轮采用铸铁HT150或HT200制造，其允许的最大圆周速度为25m/s.
大
带
轮
尺
寸
如
图
2.齿轮传动设计计算
（1）择齿轮类型，材料，精度，及参数
①选用斜齿圆柱齿轮传动（外啮合）
②选择齿轮材料；小齿轮材料都取为45号钢，调质，
1230
H BS=（考虑到齿轮使
用寿命较长(GB699-1988)；大齿轮材料取为：ZG310-570,调质，
2240
H BS=
③选取齿轮为8级的精度（GB 10095－1998）
④初选螺旋角12
β=
⑤选小齿轮的齿数
125
z=；大齿轮的齿数
2525125
z=⨯=（2）按齿面接触疲劳强度设计
① 中心距 (
)51188.98189a m m ≥+=≈ 式中： []lim
H H H
S δσ=
查《机械设计基础》图7-26 式中：lim 570H M Pa δ=；查表7-5 ：1H S = 查表7-4 ： 1.3K =；齿宽系数取：0.4a ψ=
(
51189a m m =+= ②计算模数 12
2cos 2189cos12
2.4825125
n a m z z β⨯⨯=
=
≈++
查表7-1取模数标准值 2.5n m = ③计算中心距()()1225125 2.5
190.882cos 2cos12
n
z z m a m m β
++⨯=
=
=⨯，
圆整中心距，取195a m m =
④修正螺旋角： ()12'
arccos 17422n
z z m a
β+==
⑤计算两齿轮分度圆直径 小齿轮 11'
2.525
65cos cos1742
n m z d mm β⨯
=
=
= 大齿轮 22'
2.5125
325.013c o s c o s 1742n m z d mm β
⨯=
=
= ⑥计算齿宽 0.419578a b a m m ψ=⨯=⨯=
取小齿轮齿宽 180b m m =（齿轮轴）；大齿轮齿宽278b m m =（大齿轮） （3）校核弯曲疲劳强度 ① 校核 []12
11
1.6cos F F F n K T Y b m z β
σσ=
< 其中[]lim
190146.11.3
F F F
M Pa S σσ=
=
=
查《机械设计基础》表7-4： 1.3K =；查图7-23： 2.72F Y =；查图7-24：lim 190F M Pa σ=；查表7-5： 1.3F S =
[]'
2
1.61.3167.91000
2.72
c o s 1742
73.067802.525
F F M Pa σσ⨯⨯⨯⨯⨯==<⨯⨯
，故满足。

三，减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计。

查《设计基础》表3-1经验公式，及结果列于下表。

四：轴的设计
1. 高速轴的设计。

① 选择轴的材料：选取45号钢，调质，HBS ＝230 ② 初步估算轴的最小直径
根据教材公式，取0110A =，则011028.57d A ≥=⨯
≈
③ 轴的结构设计
考虑带轮的机构要求和轴的刚度，取装带轮处轴径min 30d mm =，根据密封件的尺寸，选取装轴承处的轴径为38d m m =
两轴承支点间的距离：111222L B B =+∆+∆+，
式中：1B ―――――小齿轮齿宽，180B m m =
1∆ ―――――― 箱体内壁与小齿轮端面的间隙，112m m ∆= 2∆ ――――――― 箱体内壁与轴承端面的距离，210mm ∆=
B ――――― 轴承宽度，选取6309型深沟球轴承，查表13-3，得到25B m m = 得到：180242025149L m m =+++= 带轮对称线到轴承支点的距离 32232
2
B B L l l k =
++++
式中：2l ―――――轴承盖的凸缘厚度，230l m m =
3l ―――――螺栓头端面至带轮端面的距离，315l m m =
k ―――――轴承盖M8螺栓头的高度，查表可得 5.6k =
3B ――――带轮宽度，3118B mm =
得到：3223251183015 5.6122.12
2
2
2
B B L l l k m m =
++++
=
++++
=
2.按弯扭合成应力校核轴的强度。

①轴的计算简图
水平面弯矩图；垂直面弯矩图，，合成弯矩图；
，转矩图，
，计算弯矩
图
a b
② 计算作用在轴上的力 小齿轮受力分析 圆周力： 111
22167900
5166.265
t T F N d ⨯=
=
=
径向力：11'
tan 5166.2tan 201745.8cos cos1742
t n r F F N αβ
⨯=
=
=
轴向力：11tan 1474.6a t F F N β== ③ 计算支反力 水平面：15166.22583.122
t A H B H F R R N ==
==
垂直面：
()
110
6514974.5122.11492
B
AV r a Q M
R F F F =⨯-⨯-⨯
-+∑ 得：
6405.5AV R N =
10
6405.528641745.8
1795.7
B V A V
r
F R R Q F N ==--=--=∑ ④ 作弯矩图
水平面弯矩：()74.51474.674.5109860CH BH M R N mm =-⨯=-⨯≈
垂直面弯矩： ()
()()()
12122.1349690122.174.574.511268074.5133780AV
C V AV C V BV M
Q N mm M Q R N mm M R N mm =-⨯≈=-++⨯≈=-⨯≈
合成弯矩：(
)
(
)()
12349690157372173108A
AV
C C M
M
N m m M N m m M N m m ===
==
=
⑤ 作转矩图 ()1167900T N mm = 当扭转剪力为脉动循环应变力时，取系数0.6α=，
则：
(
)
()
(
)
()
12100740387909186754200287caD caA caC caC M N m m M N m m M N m m M N m m =
=
======
==
=
=
⑥ 按弯扭合成应力校核轴的强度
轴的材料是45号钢，调质处理，其拉伸强度极限650b M Pa σ=，对称循环变应力
时的许用应力[]160b M Pa σ-=。

由弯矩图可以知道，A 剖面的计算弯矩最大 ，该处的计算应力为： []13
3
38790942.57600.10.145
caA caA caA b A
M M M Pa M Pa W
d σσ-=
≈=
≈<=⨯(安全)
D 剖面的轴径最小，该处的计算应力为：
[]13
3
10074037.31600.10.130
caD caD caD b D
M M M Pa M Pa W
d σσ-=
≈
=
≈<=⨯（安全）
⑦轴的结构图见零件图所示
五 滚动轴承的选择和计算
① 选取的轴承：型号为6309深沟球轴承（每根轴上安装一对） 查《课程设计》表13-3和查《机械基础》表18-11，0.26e = ②轴承A 的径向载荷
4803.6A R N =
=
=
轴向载荷：1474.6A a A F N == 轴承B
的径向载荷：
3145.9B R N =
=
=
轴向载荷：0B A N = ;由此可见，轴承A 的载荷大，应该验算轴承A. ③计算轴承A 的径向当量动载荷 查表13-3得到：
1474.60.03640800
A A C ==，取0.26e =
1474.60.3064803.4
A A
A e R =
=>，故查表18-11得：0.56 1.71X Y ==
则其径向当量动载荷0.564803.4 1.711474.65011.47A A P XR YA N =+=⨯+⨯= 因两端选择同样尺寸的轴承，故选轴承A 的径向当量动载荷P 为计算依据。

工作温度正常，查《机械基础》表18-8得1T f =；按中等冲击载荷，查表18-9得 1.0F f =，按设计要求，轴承得寿命为：15000h L h ≥
则： 1
1
33
266
6015011.4760464.11500039760.23810110F h T f P n C L N f ⨯⨯⎛⎫⎛⎫=
=⨯= ⎪ ⎪⎝⎭⎝⎭
由查《课程设计》表13-3,6309深沟球轴承得额定动载荷040800C N =,0C C <所以选取得轴承合适。

六：键联接得选择和强度校核。

1. 高速轴与V 带轮用键联接 ① 选用圆头普通平键（A 型）
按轴径d=33mm ，及带轮宽3118B mm =，查表10-1选择C10⨯100（GB/T 1096-1979） 强度校核
② 键得材料选为45号钢，V 带轮材料为铸铁，查表得键联接得许用应力
[]50~60b
M Pa σ=，键得工作长度10100952
2
b l L m m =-
=-
=，
10522
h k m m =
==，挤压应力
[]121000
2167.9100023.5650~6059530
b b
T M P a M P a kld
σσ
⨯⨯⨯=
=
=<=⨯⨯（安全）
2. 低速轴与齿轮用键联接 ① 选用圆头普通平键（A 型）
轴径d=50mm,及齿轮宽278B mm =，查表10-1选键16⨯70（GB/T 1096-1979） ② 强度校核
键材料选用45号钢，齿轮材料为铸钢，查表得许用应力[]100~120b M Pa σ= 键得工作长度701654l L b m m =-=-=；10522
h k m m ===，挤压应力： []21000
2802.5100089.65100~12055450
b b
T M Pa M Pa kld
σσ
∏⨯⨯⨯=
=
=<=⨯⨯（安全）
七．联轴器得选择和计算
联轴器得计算转矩，因在前面已经考虑功率备用系数1.3，故 ()1.3802.5802.51.3
c a C
A T K
T N m ∏
==⨯= 式中：查表取工作系数 1.3C A K =
根据工作条件，选用弹性柱销联轴器，查表15-3型号HL4的许用转矩[]()1250T N m = 许用转速[]2800/min n r =；配合轴径40d =，配合长度112L m m =。

八．减速器的润滑
齿轮传动的圆周速度11
65464.1
1.58/601000
601000
d n v m s ππ⨯⨯=
=
≈⨯⨯
因为：12/v m s <，所以采用浸油润滑；由表14-1，选用L －AN68全损耗系统用油（GB443-1989）,大齿轮浸入油中的深度大约1-2个齿，单不应少于10mm 。

对轴承的润
滑，因为：2/v m s <，采用脂润滑，由表14-2选用钙基润滑酯L －XAAMHA2(GB491-1987)
只需要填充轴承空间的1/2~1/3.并在轴承内侧设挡油环，使油池中的油不能浸入轴承稀
释润滑酯。

九： 设计总结。