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(一) 电动机选择

1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机 2、电动机功率选择：

①传动装置的总效率η： 查表1取皮带传动效率0.96，轴承传动效率0.99，齿轮传动效率0.97，联轴器效率0.99。 η=0.96*0.993*0.97*0.99=0.8945

②工作机所需的输入功率Pw： Pw=(FwVw)/(1000ηw)

式中，Fw=5KN=5000N，Vw=1.6m/s，ηw=0.96，代入上式得

Pw=(5000*1.6)/(1000*0.96)=8.33 KW ③电动机的输出功率： PO= Pw /η=8.33/0.8945=9.31KW

选取电动机额定功率Pm，使电动机的额定功率Pm＝（1～1.3）PO ，由查表得电动机的额定功率P＝11KW。 3、确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： nw=60*1000V/（πD）=60×1000×1.6/（π×500）=61r/min

由推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i1=3~5。取V带传动比i2=2~4，则总传动比理时范围为i=6~20。

故电动机转速的可选范围为n=（6~20）×61=366~1220r/min。 4、确定电动机型号

根据以上计算，符合这一转速范围的电动机的同步转速有750r/min和1000r/min，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、结构和带传动及减速机的传动比，最终确定同步转速为1000r/min ，根据所需的额定功率及同步转速确定电动机的型号为Y160L-4 ，满载转速970r/min 。

主要参数：额定功率11KW，满载转速970r/min，电动机质量147kg。

(二) 计算传动装置的总传动比及分配各级传动比

1、总传动比：i =970/61=15.9 2、分配各级传动比：

因i= i1* i2，根据有关资料，单级减速器i=3~6合理，这里取i1 =5，i2=15.9/5=3.18。

(三) 运动参数及动力参数计算

1、各轴转速（r/min）

Ⅰ轴 n1=nm/i 2=970/3.18=305 r/min Ⅱ轴 n2= n1/ i1= nw =61 r/min 2、计算各轴的功率（KW） 电动机的输出功率PO=9.31KW Ⅰ轴 PI=9.31×0.96=8.94KW Ⅱ轴 PⅡ= PⅠη1η2=8.94×0.99*0.97=8.94KW×0.99×0.97=8.585KW （η1为轴承传动效率，η2为齿轮传动效率，η3联轴器传动效率） 卷筒轴 Pj= PⅡ*η1*η3=8.585×0.99×0.99=8.414KW 3、计算各轴扭矩（N·mm）

Ⅰ轴 TI=9550×PI/nI=9550×8.94/305=279.9246N·m Ⅱ轴 TⅡ=9550×PⅡ/nⅡ=9550×8.585/61=1344.045N·m 卷筒轴Tj=9550×Pj/nj=9550×8.41/61=1316.6475N·m

将运动和动力参数计算结果整理后列于下表：

表3 运动和动力参数表

参数 转速n/r•min 功率P/kw 转矩T/N•m 传动比i -1轴名 电动机轴 970 4.66 30.90 3 Ⅰ轴 480 Ⅱ轴 96 卷筒轴 96 4.211 1 4.4736 4.296 5 89.006 427.36 418.91 三、传动零件的设计计算

（一）Ｖ带传动的设计

1、确定计算功率

工作情况系数kA查文献[1]表11.5知：kA =1.1。

PckAP=1.1×4.66=5.126kw

2、选择带型号

根据Pc =5.126kw，nm＝1440r/min，查文献[1]图11.15，初步选用普通Z型带。 3、选取带轮基准直径dd1,dd2

查文献[1]表11.6选取小带轮基准直径D1=80mm，则大带轮基准直径

D2i(1)D1=3*（1-0.01）*80=237.6mm。

式中，为带的滑动率，通常取（1%～2%），查表后取D2=250mm。

Dn大带轮转速n2(1)11=456.192 r/min

D24、验算带速v

vdd1nw60*100*80*144060*10006.03 m/s

在5～25m/s范围内，Ｖ带充分发挥。 5、V带基准长度Ld和中心距a 求DmD1D280250165mm 22DD1285mm

2根据文献[1]中式11.20，初定a1.5*(D1D2)=495mm 取a500mm。

由文献[1]中式11.2带长L

2LDm2a*1652*50085*85/5001532.814mm

a由文献[1]中图11.4定相近的基准长度Ld=1600mm，再由式（11.3）计算实际中心距

aLDm1(LDm)282=534.054mm 44D2D160=160.9O>120，合适 a6、验算包角1，由式（11.4）得

1180带速v7、确定v带根数z

D1n1*80*144060*100060*1000n1440实际传动比i1=3.157

n2456.192查表11.8单根v带功率P0=0.36KW；查表11.7包角系数k=0.953；查表11.12带长

Pc度系数KL=1.16，查表11.10，P，则由公式得=9.65 Z0.03kw0(P0P0)KLk故选10根带。

8、确定带的张紧力F0（单根带）

查表11.4得q=0.06kg/m，故可由式（11.21）得单根V带的张紧力

6.03m/s

Pc2.5k()qv2=71.03 N vzk轴上载荷FQ2zF0sin1=2*10*71.03*sin80.45o=1400.7116 N

2F0500（二）齿轮传动的设计计算

1、选择齿轮材料及精度等级

根据工作要求，考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面，齿面硬度<=350HBS。小齿轮：45钢，调质，HB1=220；大齿轮：45钢，正火，HB2=190。

查文献[1]表12.14，得SH=1.1，SF=1.4。

查文献[1]图12.17和12.23知

Hlim1=555MPa，Hlim2=530Mpa；Flim1=190Mpa，Flim2=180Mpa。 故：[H]1=Hlim1/SH=504.5Mpa，[H]2=Hlim2/SH=481.8Mpa； [F]1=Flim1/SF=135.7 Mpa，[F]2=Flim2/SF=128.5 Mpa。

由于硬度小于350HBS，属软齿面，所以按接触强度设计，再验算弯曲强度。 2、按齿面接触强度计算（略）

设齿轮按8级精度制造。查文献[1]表12.10，12.13，取载荷系数K=1.2，d=0.4。 3、确定有关参数和系数（略）

以上内容可参照文献[1]中，P234内容。

（三）轴的设计计算

1 、输入轴的设计计算 ⑴、按扭矩初算轴径

选用45钢，调质，硬度217~255HBS，文献[1]表16.2取c=110，初步确定Ⅰ轴的直径

d≥ C31pn1＝110*（4.4736/480） =23.1㎜。

1/3

1由于轴端开键槽，会削弱轴的强度，故需增大轴径5%~7%，取∴选d1=25mm

初步确定Ⅱ轴的最小直径

d1=24.717㎜

d2C3pn2=39.05mm,

2同样增大轴径5%~7%，取

ddim2=42㎜

⑵、轴的结构设计

①轴上零件的定位，固定和装配

由于本设计中为单级减速器，因此可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定；两轴承分别以轴肩和套筒定位，采用过渡配合固定。轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承依次从右面装入。

②确定轴各段直径和长度（略） Ⅰ轴： Ⅱ轴：

四、滚动轴承的选择

(一) 计算输入轴承

选用30207型角接触球轴承，其内径d为35mm,外径D为72mm，宽度T为18.25mm。

(二) 计算输出轴承

选30211型角接球轴承，其内径d为55mm，外径D=100mm，宽度T为22.755mm。

五、键联接的选择

本设计均采用：普通圆头平键。

普通平键——用于静联接，即轴与轮毂间无相对轴向移动。 构造：两侧面为工作面，靠键与槽的挤压和键的剪切传递扭矩 型式：大齿轮处选择圆头A型（常用）；

为防转、键（指端铣刀加工）与槽同形、键顶上面与毂不接触有间隙，联轴器与带轮处均选择C型键。

1、输出轴与带轮联接采用平键联接 键的类型及其尺寸选择：

带轮传动要求带轮与轴的对中性好，故选择C型平键联接。

装配图中该键零件选用GB1096-79系列的键12×56，查得：键宽b=12，键高h=8，并根据轴长确定键长。

六、箱体、箱盖主要尺寸计算

箱体采用水平剖分式结构，采用HT200灰铸铁铸造而成。箱体主要尺寸（略）

七、轴承端盖

略

八、减速器的附件的设计

1、挡圈：GB886-86

查得：内径d=55，外径D=65，挡圈厚H=5，右肩轴直径D1≥58； 2、油标：M12：d =6，h=28，a=10,b=6，c=4，D=20； 3、角螺塞：M18×1.5 ：JB/ZQ4450-86。

九、设计参考文献目录

[1] 邱宣怀，郭可谦，吴宗泽等. 机械设计（第四版）.北京：高等教育出版社，2007. [2] 王旭，王积森，周先军等. 机械设计课程设计. 北京：机械工