1、0二、电动机类型的选择(1)传动装置的总效率：= =0.816243251式中： =0.988 (滚动轴承传动效率)=0.97（闭式圆柱斜齿传动效率）2=0.94（开式伞齿轮传动效率）3=0.99（联轴器）(2)电动机所需的工作功率：=5.27kw816.043WdP电动机功率： =5.27kwd(3)确定电动机转速按机械设计课程设计指导书P13 表 1 推荐的传动比合理范围，一级圆锥齿轮减速器传动比 ia=24，二级圆柱齿轮减速器传动比 ib=840，则总传动比合理范围为16160，故电机转速的可选范围为：ai（16160）20=（3203200）dnia可选电机：Y132S1-2 5.5K
2、W 2900r/minY132S-4 5.5KW 1440r/minY132M2-6 5.5KW 960r/minY160M2-8 5.5KW 720r/min根据以上选用的电机类型，所需的额定功率及满载转速，选定电动机型号 Y132M2-6。其主要性能，额定功率 5.5kw；满载转速 960r/min三、确定传动装置的有关的参数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。由选定电动机满载转速 和工作主动轴转速 ,可得传动装置总传比mnn=48296ia1式中： r/min； 960mnr/min。(2)分配传动装置传动比 0ai式中 、 分别为圆锥齿轮传动和减速器的传动比。0i为
3、使圆锥齿轮传动外廓尺寸不致过大，初步取 ，则减速器传动比为：30i1648oai其中 12i为高速级传动比， 为低速级传动比。1i2i由二级圆柱齿轮减速器传动比分配，图（b）=4.5，所以1i932i四传动装置的运动和动力参数(1)各轴的转速 轴 r/min60mn 轴 r/min3.215.491iII 轴 r/min602in式中： 分别为.轴的转速；n,电机满载转速。m(2)各轴输入功率轴 KW5.29.07 4dIP轴 KW5.097.82112III轴 KW4. 式中：P d电动机的输出功率；、 、 ，,轴的输入功率；2(3)各轴输入转矩电机输出转矩 m52.43N960.7950m
4、ddnPT 轴 3dI .241. 轴 =223.87 11 iTiTII97.08.54.mN 轴 22 .637762.93 mN项目 电动机 轴轴轴转速（r/min） 960 960 213.3 60功率 P（kw） 5.27 5.22 5.00 4.79转矩 T（Nm） 52.43 51.91 223.87 762.93传动比 i 3 4.5 3.56效率 0.99 0.95 0.95五齿轮的计算高速级齿轮A.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，硬齿轮面闭式传动。2.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度(GB10095-88)
5、。3.材料选择。由机械设计表 10-1，选择小齿轮材料为 40Cr（调制处理） ，硬度为240270HBS。大齿轮材料为 40Cr（正火处理）4.试选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿取 （传动比 ）201z 905.4212iZ5.41i，取 902ZB.按齿面接触疲劳强度设计公式为： 32112. HEdt zuKTd(1)确定公式内的数值1.因大小齿轮为硬齿面，故选 8.0d2.由机械设计图 10-21e 查得 MPaHH 5060MPa2lim1lim 3.小齿轮的传递扭矩 NT415.94.由机械设计表 10-6 查得材料的弹性影响系数 218.9azE5.试选载荷系数 6tK36.计算应力循
6、环次数=hjlnN1160）（ 1038219609765.22.44.577.由机械设计图 10-19 取接触寿命系数 39.0,21HNHNK8.计算接触疲劳许用应力（取失效概率 1%，安全系数 s=1）MPasKHNH 54069.01lim11 1.3222MPaHHH 5.721(2) 计算1.试算小齿轮分度圆直径mdt 59.1082.7184.58.0519632.1 2.计算圆周速度snvt /.1069.613.计算齿宽 b 以及模数 m7.16.54296.5.05.847.291hbzdt4 计算载荷系数 K由 ，7 级精度，由机械设计图 10-8 查得动载系数smv/.
7、 12.vK由表 10-3 得 0.1FH由表 10-4 中硬面，非对称布置，7 级精度的 29.HK由表 10-2 得 5.1AK.16729.0HVA5.按实际的动载荷系数校正分度圆直径 4mKdt 397.65.1259.083316.计算模数 .21zdmc. 按齿根弯曲疲劳强度设计 公式为 1312FaSYKTdz（1）.确定公式内的各参数值1.计算载荷系数由机械设计图 10-13 得 18.F92.0125.FVAK2.由机械设计图 10-20c 查得齿轮弯曲疲劳极限 MPaFEFE 380MPa21 3.由机械设计图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 8.0,5.21FNFNKK4
8、.计算弯曲疲劳许用应力(s 取 1.4) MPasKFEFNF 3074.158011 28.62225.查取齿形系数由机械设计表 10-5 查得 .,0.21FaFaY6.查取应力校正系数由机械设计表 10-5 查得 .71,.521SaSa7.计算大小齿轮 并比较FSaY0143.57.3281FSa6.8.22FSaY大齿轮数值大（2）设计计算5mmn 2.19630.20.8159134对比结果，取 。分度圆直径m.d5.7126.563971dz所以大齿轮 84.2D.几何尺寸计算1.分度圆直径mmzd29518.56212.中心距a0213. 计算齿轮宽度 mdb5268.014.
9、取 B7,521六、低速级齿轮的设计A.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，硬齿轮面闭式传动。2.运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度(GB10095-88)。3.材料选择。由机械设计表 10-1，选择小齿轮材料为 40Cr（调制处理） ，硬度为240270HBS。大齿轮材料为 40Cr（正火处理)。4.试选小齿轮齿数 ，则大齿轮齿数 取281z 9.682.512z100。 56.32iB.按齿面接触疲劳强度设计公式为： 32112.HEdt zuKTd(1)确定公式内的数值1.因大小齿轮为硬齿面，故选 8.0d2.由机械设计图 1
10、0-21e 查得 MPaHH 5060MPa2lim1lim 3.小齿轮的传递扭矩 NT512.3764.由机械设计表 10-6 查得材料的弹性影响系数 218.9MPazE5.试选载荷系数 6.1tK6.计算应力循环次数823 104.63082.30hjlnN84 17.56.17.由机械设计图 10-19 取接触寿命系数 49.0,21HNHNK8.计算接触疲劳许用应力（取失效概率 1%，安全系数 s=1） MPasKHNH 56092.1lim11 174222MPaHHH531(2) 计算1.试算小齿轮分度圆直径mdt 96.534.81.68.02376.13251 2.计算圆周速
11、度snvt /0.169.613.计算齿宽 b 以及模数 m97.7.637.625.425.38.3.01hb mzdt4 计算载荷系数 K由 ，7 级精度，由机械设计图 10-8 查得动载系数smv/1.083K由表 10-3 得 0.1FH由表 10-4 中硬面，非对称布置，7 级精度的 293.1HK由表 10-2 得 5.AK71.9723.0.15HVAK5.按实际的动载荷系数校正分度圆直径mdtt 4.6.197.3316.计算模数zm72.804.1c. 按齿根弯曲疲劳强度设计公式为 1312FaSYKTdz（1）.确定公式内的各参数值1.计算载荷系数由机械设计图 10-13
12、得 72.1FK1.962305FVAKK2.由机械设计图 10-20c 查得齿轮弯曲疲劳极限 MPaMPaFEFE 0221 3.由机械设计图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 9.,6821FNNK4.计算弯曲疲劳许用应力(s 取 1.4)MPasKFENF 35.44.1206811 799225.查取齿形系数由机械设计表 10-5 查得 2.18,2.51FaFaYY6.查取应力校正系数由机械设计表 10-5 查得 .79,.621SaSa7.计算大小齿轮 并比较FSaY0.315.4621FSa80.3212.7982FSaY大齿轮数值大（2）设计计算mmn 3.520.280.137
13、19635对比结果，取 。分度圆直径4d14.07取 30 所以大齿轮 取 10602.61.71dz 106.83.52zD.几何尺寸计算1.分度圆直径mmzd428107432211 2.中心距a213.计算齿轮宽度mdb96108.14.取 BmB1,9612七、轴的设计计算（一）输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用 45 调质，硬度 217255HBS，根据教材 P370（15-2）式，并查表 15-3，取A0=112，P 为传递功率为 KW， 为一级输入轴转速， = r/min。5.2IPnn960I（实心轴）30PAd则： =19.69mm39605.21d考虑有键槽，将直径增大
14、 5%，则d=19.69(1+5%) =20.67 mm圆整后取 d=21mm。92、轴的结构设计（1）轴上的零件定位，固定和装配（2）确定轴的各段直径和长度因为输入轴的最小直径显然是安装联轴器出轴的直径，联轴器的计算转矩 Tca=KAT1，查教材 P351 表 14-1，取 KA=1.3 则：Tca=KAT1=1.351.91=67.483Nm查标准 GB/T4323-2002 选 LT4 型弹性柱銷联轴器，其公称转矩为 125Nm，半联轴器孔径 d=25mm，Y 型轴孔长度 L=62mm。初选深沟球轴承（6007） ，其尺寸为 dDB=35mm62mm14mm。2）确定轴各段直径和长度I
15、段：d 1=25mm 长度取决于安装位置，暂定 L1=62mmII 段 d2=d1+2h=25+20.07d1=25+20.0725=28.5mm 取标准值 d2=30mm mL302初选用 6007 型深沟球轴承，其内径为 35mm,宽度为 14mm。 （转入输入轴轴承选择计算）考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为 10mm.III 段直径 d3=d2+2h=30mm+20.07d2=30mm+20.0730mm =34.2mm 取 d3=35mmL3=14+10+2mm=26mm段装高速级小齿轮 故直径 d4=40mm轴段 4 的长度 L4 应比齿轮毂长略短,长度 L4=52mmV 段 的直径为 取 46mmmd6.507.205长度为 m1VII 段装轴承所以与 III 的直径一样为 长度为d37 mL147VI 段的直径 d46长度为 mL10
