传动装置的运动及动力参数的选择和计算.docx
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传动装置的运动及动力参数的选择和计算
传动装置的运动及动力参数的选择和计算
一、设计任务⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯01
二、电动机的选择计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯01
三、传动装置的运动及动力参数的选择和计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯02
四、传动零件的设计计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯04
五、高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯05
六、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯10
七、轴的设计计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯16
八、滚动轴承的选择和寿命验算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯21
九、键联接的选择和验算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯22
十、联轴器的选择计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯23十一、减速器的润滑方式及密封方式的选择，润滑油牌号的选择及装油量的
计算⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯24十二、设计体会⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯25十三、参考文献⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯⋯26
二、电动机的选择计算
根据工作要求及条件，选择三相异步电动机，封闭式结构，电压380V，
Y系列。
1.选择电动机功率
滚筒所需的有效功率：
Pw=F×V=6800×0.65=4.42KW
传动装置的总效率：
24
总链?
齿?
承?
联?
卷筒
查机械设计指导书表
17-9得式中:
滚筒效率：
滚筒=0.96
联轴器效率：
联=0.99
传动效率：
链=0.92
深沟球轴承：
承=0.99
承
斜齿轮啮合效率：
斜=0.97
传动总效率:
总0.920.9720.9940.990.960.79
总
所需电动机功率:
P总=PI/总=4.42/0.79=5.59KW
2.选取电动机的转速
滚筒转速
60nI=D
=600.9=61.42r/min
0.28
查机械设计指导书表27-1,可选Y系列三相异步电动机Y132M-4,
或选Y系列三相异步电动机Y160M-6,额定功率额定功率P0=7.5KW,
同步转速1000r/min.均满足P0>Pr
表2-1电动机数据及传动比
方案号
电机型号
额定功率
同步转速
满载转速
总传动比
1
Y160M—6
7.5
1000
970
25
2
Y132M—4
7.5
1500
1440
37.7
比较两种方案可见，方案1选用的电动机虽然质量和价格较低，但传动比过低为使传动装置紧凑，决定选用方案2。
表2-2电动机型号为Y132M-4.查表得其主要性能如下
电动机额定功率P0/KW
7.5
电动机轴伸长度E/mm
80
电动机满载转速
n0/（r/min）
1440
电动机中心高H/mm
132
电动机轴伸直径
D/mm
38
堵转转矩/额定转矩T/N.m
2．2
三、传动装置的运动及动力参数的选择和计算
1、分配传动比
总传动比:
i总=n0/n1=1440/38.8=37.11传动比为2—4，取i链2.5
则减速的传动比：
i减i/i带=23.45/2.5=9.38
对减速器传动比进行分配时，即要照顾两级传动浸油深度相近，又要注意大齿轮不能碰着低速轴，试取：
i11.35i减=1.359.38=3.56低速轴的传动比：
i2=i减/i1=9.38/3.56=2.64
2、各轴功率、转速和转矩的计算
0轴：
即电机轴
P0=P电=5.81KW
n0=1440r/min
T0=9550×P0/n0=9550×5.81/1440=38.53NmⅠ轴：
即减速器高速轴
P1=P0联5.81×0.99=5.75KW
n1=n0=1440r/min
T1=9550×P1/n1=9550×5.75/1440=38.15NmⅡ轴：
即减速器中间轴
P2=P1·齿?
承=5.75×0.99×0.97=5.52kw
n2=n1/i12=n1/i1=1440/3.56=404.49r/min
T2=9550×P2/n2=9550×5.52/404.4=130.37NmⅢ轴：
即减速器的低速轴
P3=P2·齿?
承=5.52×0.97×0.99=5.30kw
n3=n2/i23=404.49/2.64=153.22r/min
T3=9550×P3/n3=9550×5.30/153.22=330.34N·mⅣ轴：
即传动滚筒轴
P4=P3·承?
链=5.30×0.99·0.92=4.83kw
n4=n3/i=153.22/2.5=61.288r/min
T4=9550×P4/n4=9550×4.83/61.288=752.62N·m
将上述计算结果汇于下页表：
表3-1各轴运动及动力参数
件的设计计算
1、链传动的设计计算
1）确定设计功率P0
分别查机械设计教材表4-14,图4-39，表4-15得
4.2KW
P0=KAKZP=10.85.247KP1
2）选取链的型号
根据P0和n3查机械设计教材图4-37，选链号为16A。
所以P=25.40mm
3）确定中心距a
初步选定中心距a0=30P=762mm
2
链节数LP=2a0z1z2pz2z1=100.976mm
p2a02
22
Lpz1z28z2z1=749.6mmp22
5）链轮直径
d2
P25.4
461.1mm
180180
sinsinz57
五、高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算：
原始数据：
高速轴的输入功率：
5.75kW
小齿轮转速：
1440r/min
传动比：
3.56
单向传动，工作载荷有轻微冲击，每天工作8小时，每年工作300天，预期工作4.5年。
1.选择齿轮材料精度等级
齿轮减速器为一般机械，小齿轮材料选用45钢，调质处理，由表5—1查得小齿轮45调质，硬度217～255HB，取硬度为235—255HB；大齿轮材料选用45钢，正火处理，硬度162～217HB，取190—217HB。
齿轮精度等级为8级
计算应力循环次数N（由教材式5—33）
N160n1jLh6014401（4.530082）1.866109
N2N1i121.8661093.565.24108
查教材图5-17得ZN1=1.0,ZN2=1.08
取Zw=1.0，SHlim1=1.0，ZLVR=1.0，ZX=1.0
由教材图5-16（b）得:
Hlim1=580Mpa，Hlim2=545MPa
由教材式（5-28）计算许用接触应力
H1=Hlim1ZN1ZXZWZLVR=5801.01.01.01.0=580Mpa
SHmin1.0
H
Hlim2
SHmin
ZN2ZXZWZLVR=
5451.081.01.01.0
1.0
=588.6Mpa
2.按接触疲劳强度计算中心距
取Zx1.0
a（u1）32KTa1u（ZHZZEZ/[H]）
由教材表5—5查得：
ZE=189.8MPa
取R=0.35T1=9550p1=38.13Nmmn1
初取：
KtZ21.2,暂取：
12
估取：
tn20b12
由教材式5—41计算ZH
Zcos0.99
ZH2cosb/costsint
1）32KT1u（ZHZZEZ/[
2au
=3.56131.2381302.47189.80.992
20.353.56580
=103.7mm
圆整取：
a=125mm
一般取：
mn（0.01~0.02）a（0.01~0.02）1251.25~2.5mm
取标准模数：
mn1.25mm
总齿数：
z=2acos=196.325mn
整取：
z=196
小齿轮齿数：
z1=z/（u+1）=42.985
整取：
z
1=43
大齿轮齿数：
z2=z-z1=153
取：
z
1=43z2=153
实际传动比：
z2153
i23.558z143
传动比误差：
ii理i实100%0.11%<5%i理
故在范围内。
修正螺旋角：
cosmn（z1z2）/2a1.25（43153）/（2125）0.98
11.478
与12相近，故Z、ZH可不修正
d1mnz1/cos54.847mm
d2mnz2/cos195.153mm
3.验证圆周速度
vn1d16010001.95m/s6m/s故满足要求
4.计算齿轮的几何参数
由5-3按电动机驱动，轻度冲击KA1.25
vz/1001.9543/1001.78m/s按8级精度查图5-4（b）得：
KV1.09
齿宽：
baa0.3512543.75mm
5-7a
取整：
b2=45mmb1=50mm按b/d45/54.8470.82，考虑到轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称位置查机械设计教材图得：
K1.0625按8级精度
查机械设计教材表5-4得：
K1.2
KKAKVKK1.737
齿顶圆直径：
da1d1
2ha*m54.84721.2557.347mm
da2d22ham
195.15321.25197.653mm
端面压力角：
tarctan（tann）arctan（tan20o）20.375coscos11.478
齿轮基圆直径：
db1d1cost54.847cos20.37551.415mm
db2d2cost195.153cos20.375182.943mm
齿顶圆压力角：
db151.415
at1arccosb1arccos26.291
da157.347
由教材式5-42得：
Zcos0.99
由教材式5-43得：
Z10.75
ZHZEZZ2KT1bd（u1）301.86MPa[H]1580MPa
5.验算齿根弯曲强度由式5-44得
Y≤[F]
=2KT2YYY
F=YFaYsaY
bd2mn
zv1=z1/cos3=43/cos311.478=43.259zv2=z2/cos3=153/cos311.478=154.034
查图5-14得：
YFa1=2.43,YFa2=2.19
查图5-15得：
Ysa1=1.69,Ysa2=1.83
由式5-47计算Y：
Y=1-=1-2.2811.478=0.78120120
由式5-48计算Y：
由式5-31计算弯曲疲劳许用应力
查图5-18b得：
Flim1220MPa,Flim2210MPa
取：
Yx=1.0
取：
Yst2.0,SFmin1.4
查图5-19得：
YN1YN21.0
F1
YN1YX
Flim1
F2
Fmin
=22021
1.4
Flim2YSTYY
YN2YX
SFmin
=21021
1
1=314.29Mpa
1
1=300Mpa
=2KT1YYYY
F1=YFa1Ysa1YYbd1mn
=21.79838130
4554.8471.25
=94.102MPa2.191.83=94.102=91.834MPa2.431.69F3
6．齿轮主要几何参数
Z1=43Z2=153β=11.478°
mn=1.25mmd1=54.847mmd2=195.153mm
da1=d12ha*mn=54.847+2×1×1.25=57.347mmdf1=d1-2.5mn=54.847-2.5×1.25=51.722mm
df2=d2-2.5mn=195.153-2.5×1.25=192.028mma=125mmb1=50mmb2=45mm
齿轮的结构设计：
①小齿轮：
由于小齿轮齿顶到键顶距离x<5，因此齿轮和轴可制成一体的齿轮轴。
②对于大齿轮，da2<500m因此，做成腹板结构。
六、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算
由前面计算得知：
二轴传递的功率P2=5.52kw，转速n1=404.49r/min，转矩T1=130.37N.m，齿数比u=2.64，单向传动，工作载荷有轻微冲击，
每天工作8小时，每年工作300天，预期工作4.5年。
1.选择齿轮材料，确定精度及许用应力
小齿轮为45钢，调质处理，硬度为217—255HB
大齿轮为45钢，正火处理，硬度为190—217HB
齿轮精度为8级计算应力循环次数N（由教材式5—33）
8
N1=60n1jLh=60×404.49×1×（8×300×4.5）=5.24×1088
5.24108
N2=N1/i2==1.99108
2122.64
查图5—17得：
zn11.07,zn21.12
取：
zw=1.0,SHmin=1.0,zLVR=1.0,zx=1.0
查图5—16得：
Hmin1=580MPa,Hmin2=545MPa
由式5—28
Hlim1
H]1zN1zXzWzLVR
SHmin
5801.071.0×1.0×1.0=620.6MPa
1.0
545
H]2Hlim2zN2zXzWzLVR=1.121.0×1.0×1.0=610.4MPa
SHmin1.0
2.按接触疲劳强度确定中心距
mm
KT2ZHZEZZa≥（u+1）32KTau2ZHZEZZ
T2=9550p2=130370N·mmn2
由式5—42zcos0.99
由表5—5得ZE=189.8MPa
由式5—41计算ZH
t=arctan（tann/cosβ）
=arctan（tan20
0/cos120）=20.4103
b=arctan（tan
cost）
=arctan（tan12
×cos20.41030）=11.29550
则ZH=2cosb
2cos11.2955
costsint
=2.45cos20.4103sin20.4103
=132.48mm
z2acos2145cos12两齿轮齿数和：
z===141.83mn2
取：
z=142
z142
Z1=z/（u+1）=142=39.01
2.641
取：
Z1=39
Z2=z-z1=142-39=103
实际传动比：
i实z2=103=2.641
实z139
传动比误差：
iii100%0.039%<5%i理
故在范围内。
修正螺旋角：
β=arccosmnz1z2=arccos
2a
239103
2145
=11.680
与初选接近，ZH，Z可不修正
mnz1239
1==
coscos11.68
=79.649mm
d2=
mnz2
cos
2103
cos11.68
=210.355mm
圆周速度：
V=d1n13=79.649404.49=1.69m/s
60103601000
取齿轮精度为8级
3．验算齿面接触疲劳强度
2KTu1
H=ZHZEZZ2u1≤[H]
bd1u
有表5-3查得：
KA=1.25
Vz1/100=1.69×39/100=0.659
按8级精度查图5-4得动载系数Kv=1.068
齿宽b=aa=0.35×145=50.75mm
取：
b255mmb160mm
b/d2=55/79.649=0.691
查图5-7齿轮相对于轴承非对称布置，两轮均为软齿面，得：
K=1.04，查表5-4
载荷系数K=KAKvKK=1.25×1.068×1.04×1.2=1.6661
由5-42zcoscos11.68=0.989
计算重合度a，以计算z：
da1=d1+2ham=79.649+2×1.0×2=83.649mm
da2=d2+2ham=210.355+2×1.0×2=214.355mm
t=arctan（tann/cosβ）=arctan（tan200/cos11.680）=20.3880
db1=d1cost=79.649×cos20.3880=74.659mm
db2=d2cos
t=210.355×cos20.3880=197.177mm
at1=arccos
dd1=arccos
da1
74.659=26.7530
83.649
at2=arccos
dd2=arccos
da2
197.177=23.0940
214.355
2
1
=[39×
2
z1（tanat1-tan
t）+z2（tanat2-tant）]
tan26.753tan20.388+103×tan23.094tan20.388]
=1.71
bsin
60sin11.68=1.61
11
1.71
0.765
cos
0.989
b=arctan（tan
cost）
=arctan（tan11.68
×cos20.3880）=10.9670
=2.45
cos20.388sin20.388
由式5-38计算齿面接触应力H
H=ZHZEZZbd22
2KT2u1
=2.45×189.8×0.765×0.989
21.66611303702.6411
2
6079.6492
2.641
=525MPa<[H]=610.4Mpa
4
．校核齿根弯曲疲劳强度
由式5-44得；
zv1=z1/cos3=39/cos311.68=41.5267zv2=z2/cos3=103/cos311.68=109.673
查图5-14得：
YFa1=2.44,YFa2=2.23
查图5-15得：
Ysa1=1.67,Ysa2=1.81
由式5-47计算Y
11.68
Y=1-=1-1.6111.68=0.84
120120
由式5-48计算Y
由式5-31计算弯曲疲劳许用应力
查图5-18b得：
Flim1220MPa,Flim2210MPa
查图5-19得：
YN1YN21.0
取：
Yx=1.0
取：
Yst2.0,SFmin1.4
=2KT1YYYY
F1=YFa1Ysa1YYbd1mn
=21.6661130370
5579.6492
2.441.670.650.84
=110.315MPa5．齿轮主要几何参数
Z1=39Z2=103β=11.68°
mn=2mmd1=79.649mmd2=210.355mm
da1=d12ha*mn=79.649+2×1×2=83.649mmda2=d22ha*mn=210.355+2×1×2=214.355mmdf1=d1-2.5mn=79.649-2×2.5=74.649mmdf2=d2-2.5mn=210.355-2×2.5=205.355mm
a=145mm取b1=60mm,b2=55mm
齿轮结构设计计算：
（1）小齿轮da1200mm，制成实心结构的齿轮。
（2）大齿轮，da2500mm，做成腹板结构。
七、轴的设计计算
1．减速器高速轴的设计计算
（1）选择轴的材料轴的材料为45号钢，调质处理
（2）按扭矩初步估算轴端直径初步确定高速轴外伸段直径，高速轴外伸段上安装联轴器，联轴器另一端联电动机轴，由表22-2查得d132mm。
其轴径可按下式求得：
d1A03P1
10n1
查表（8-2）得：
A0=110—160，取：
A0=120
考虑轴端有一个键槽，在计算时应该增加3%～5%
5.33
d11203×（1+3%）=20.07mm
11140
故取：
d1=32mm
（3）初选滚动轴承因该轴上装有斜齿轮，需要调整轴向位置，考虑装拆调整方便起见，选用深沟球轴承。
根据轴端尺寸，联轴器的定位方式和轴承的大概安装位置，初选单列深沟球轴承6208
（4）设计轴的结构
a.用38mm的轴肩定位
轴承按标准取6208内径为40mm
该轴为齿轮轴，轴承的周向用过盈的配合，联轴器的周向用键定位。
b．布置轴上零件，设计轴的结构根据安装和定位的需要，初定各轴段直径和长度，各跨度尺寸，作轴的简图如图：
力学模型
图7-1
5）对轴进行分析，作当量弯矩图。
计算齿轮所受的各个分力，绘制空间受力简图
圆周力：
Ft1=2T1/dm1=2×38150/54.847=1391.143N
轴向力：
FaFttan
228.475N
径向力：
FrFttan
n/cos5
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