燕山大学机械设计二级展开式输送机传动装置Word文档格式.docx
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电动机计算公式和有关数据皆引自〈〈机械设计课程设计指导手册》第
9页~第11页、第119页
主要参数：
Pw=1.21Kw
（1）传动带的输出功率P
（2）电动机输出功率Pd
3为滚动轴承效率、4为同步带效率。
弹性柱销联轴器1=0.99;
圆柱齿轮传动2=0.97;
滚动轴承3=0.98;
PdP1.210.821.48kw
3、选择电动机转速：
卷筒工作转速为：
60?
n600.773.140.2950.7rmin
D/
电机转速=n=（8~40）x50.7=405.6~2028r/min选择同步转速为1000r/min的电动机，如下表：
电动机型号
额定功率（kw）
同步转速
（r/min）
满载转速
（r/min）
起动转矩/
额定转矩
最大转矩/
Y100L-6
1.5
1000
940
2.0
2.2
表1电动机主要性能参数
4、传动比的分配
i总nm94050.718.54
n
i1（1.3~1.5）i总J1.3~1.5）18.544.91~5.27
去i15.01
i2i总/i118.545.013.71
（1）各轴转速：
I轴n1nm940rmin
n轴n2巴9405.01188r/min
11
川轴n3©
1883.7150.67rmin
12
卷筒轴n卷n350.67rmin
（2）各轴的输入功率
I轴
P1
Pd
11.480.991.47kw
n轴
P2
231.480.970.98
1.40kw
川轴
P3
231.400.970.98
1.33kw
n5（7rmin
传动装置总传动比的确定及其分配公式和有关数据皆引自〈〈机械设计课程设计指导手册》第12页~第15页
i总18.54
b5.01
i23.71
rmin
n2188
n350.67rmin
P11.47kw
P21.40kw
P31.33kw
卷筒轴P卷p3131.400.990.981.29kw
Td
9550pd95501.48
15.04Nm
nm
T1
1
15.040.99
14.89Nm
T2
2
3i114.89
0.970.98
5.01
70.77Nm
T3
3i270.77
3.71
249.59Nm
（3）各轴的输入转矩
电动机的输出转矩Td为：
卷筒轴T卷T313249.590.990.98242.15Nm
轴号
功率P
/kw
转矩T
/（N-m）
转速n
/（r・min）
传动比i
效率
电机轴
1.48
15.04
1.00
0.99
1.47
14.89
0.95
1.40
70.77
188
1.33
249.59
50.67
0.97
卷筒
轴
1.29
242.15
表2运动和动力学参数
p卷1.29kw
Td15.04Nm
T270.77Nm
T3249.59Nm
T卷242.15Nr
齿轮计算公
式和有关数据皆引自
〈〈机械设计》
第76页~第
98页
斜齿圆柱齿
轮主要参数：
45号钢调质
HB1=240HBS
HB2=200HBS
z1=21
z2=106
i'
5.048
=10°
$d=0.8
四、齿轮的设计计算
1、高速级齿轮的设计
1.1选精度等级、材料及齿数
1）材料及热处理；
选择小齿轮材料为45钢，调质，硬度为240HBS
大齿轮材料为45钢，正火，硬度为190HBS
2）精度等级选用8-8-8级精度；
3）选小齿轮齿数Z,=21
大齿轮齿数z2z-i5.01105.21取z2=106；
Z21065.048
z121
误差5.015.048100%0.75%5%在允许误差内
4）初选=10°
$d=0.8
1.2按齿面接触强度设计
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算
d1t
2KT
ZeZhZZ
[h]
（1）载荷系数
KA1.25估计圆周速度
Kv=1.07
4m/s,vz10.84m/s动载系数
100
[1.883.2（11）]cos
乙Z2
[1.883.2（11）]cos101.67
21107
tan
j°
21tan101.18
1.671.182.85
齿间载荷分配系统K1.41，齿向载荷分配系数K1.07
则KKAKvKK
1.251.071.411.072.02
（2）查得区域系数ZH2.45
（3）重合度系数
zr077
（4）螺旋角系数Z.cos0.992
（5）弹性影响系数ZE189.8.MPa
（7）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限应力bHlim1=
550MPa;
大齿轮疲劳强度极限应力bHiim2=450MPa;
（8）应力循环次数
N160mjLh
N2
60940142
83001.08109
取疲劳寿命系数Khn1
（9）接触疲劳许用应力
N1
1.08109
2.17108
1.00;
KHN21.13（允许有点蚀）
取失效概率为1%,安全系数S=1，由式（10—12）得
H1]
KHN1lim1
S
1.00550
550MPa
[H2]
Khn2lim2
1.08450
508.5MPa
K1.41
K1.07
K2.02
Zh2.45
Z0.77
Z0.992
ZE189.8MPa
bHlim1=
bHlim2=450MPa
N,1.08109
N22.17108
KHN11.00
Khn21.13
[H1]550MPa
[H2]508.5MPa
取[h]508.5MPa
（10）试算小轮分度圆直径d1t
[H]5085MPa
d1t3
1（ZeZhZZ
d=31.54mm
4
22.021.489105.11
\1.0
31.54mm
5.1
（189.82.450.770.992）2
508.5
（11）
实际圆周速度
31.54940
（12）
修正载荷系数:
601000
vz1
（13）
（14）
（15）
查得动载系数
校正分度圆直径
计算法向模数
d；
cosmn
Zi
中心距a
因结构要求,
修正螺旋角z1
则=14.3
Kv
60
1.5521
100100
0.3255
1.55m/s
v1.55m/
VZ0.3255
1.04
d1[Kv3「54
31.22cos10
21
（Z1Z2）mn
2cos
（21
取a130mm
2acos
Z2==130
mn
31.96
2.02
31.22mm
d'
31.22
1.46mm,取
mn2mm
106）2128mm
2cos10
a=130mm
14.3
（16）
计算分度圆直径
d1
ZE
212
d2
（17）
cos
Z2mn
齿宽
圆整取
b2
43.34mm
cos14.3
1062
216.71mm
dd10.8
35mm,bi
1.3齿根弯曲强度校核
2KT1
F1
YFa1YSa1YY
bd1mn
（1）重合度系数
0.25
q43.34mm
d2216.71mm
（2）螺旋角系数
⑶当量齿数zv1
Z1飞cos
Zv2
Z2
43.3434.7mm
40mm
F1]
F2
F1YFa2Ysa2
[F2]
YFa1YSa1
0.75
1.67
0.699
120
143
1.180.859
cos314.3
23.08
⑷齿形系数YFa1
2.65
b|=40mm
b?
=35mm
0.859
106
YFa22.20
115.4
⑸应力修正系数Ysa11.58Ysa21.76
（6）弯曲疲劳极限应力及寿命系数
F|im1450MPaFiim2390MPa
KFN1KFN21
z23.08
G
Yf31
Yf32
2.20
YSa1
1.58
YSa2
1.76
Flim1
450MPa
Flim2
390MPa
Kfn11
KFN21
（7）弯曲疲劳许用应力
取失效概率为1%,安全系数S=1
S=1
]KFlim1Fliml
[F1]
1450
450MPa
[F1]450M
[F2]390MPa
r]KFlim2Flim2
[F2]
1390
（8）弯曲应力
22.021.489
104
F1[F1]
F1
2.671.580.6990.859
34.743.34
50.28MPa[F1]
F2[F2]
2.21.76
F246.5
46.50MPa[F2]
2.651.58
结论：
强度足够
1.4.结构设计
大齿轮为自由锻结构，小齿轮为齿轮轴
共27页
第11页
2•低速级齿轮的设计及其计算
2.1选精度等级、材料及齿数
选择小齿轮材料为45钢，调质，硬度为240HBS大齿轮材料为45钢，正火，硬度为190HBS
2）精度等级选用8-7-7级精度；
3）选小齿轮齿数Zi=21
大齿轮齿数z2z13.7177.91，圆整取z2=78;
Z2783.72
372371
误差3"
migo%
4）初选=10°
0.27%4%在允许误差范围内
2.2按齿面接触强度设计
[h]）
齿轮计算公式和有关数据皆引自
斜齿圆柱齿轮主要参数：
HB1=240HB
HB2=190HB
Z1=21
Z2=78
3.52
=10
（6）载荷系数
Ka1.25估计圆周速度
动载系数Kv=1.07
4m/s丫0.84m/s
[1.883.2（11）]cos
Z1Z2
[「883.2（21
74）]COS10
1.66
^tan1.021tan101.18
1.661.
182.84
K1.42
齿间载荷分配系统K
1.42，齿向载荷分配系数
K
1.08
K1.08
贝UKKAKvK
K1.251.071.42
08
2.05
K2.05
（7）查得区域系数ZH
2.45
（8）重合度系数
|1
I1
Z!
—
0.78
V
\1.66
（9）螺旋角系数Z
Jcos0.992
189.8jMPa
Z0.78
（10）弹性影响系数ZE
（13）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限应力
Hlim1=
Ze189.QTMPa
大齿轮疲劳强度极限应力bHiim2=
450MPa;
（14）应力循环次数
bHlim2=
N160miLh601881428300
2.17
108
N,2.17108
-N
12.17108—
10
7
1EOO
N2583107
5.83
KHN11.08
KHN21.18
取疲劳寿命系数K
HN11.08;
KHN21.18
（允许有点蚀）
[hJ954MPa
（15）接触疲劳许用应力
[H2]531MPa
取失效概率为1%,安全系数S=1，由式（
10—12）得
■_KHN1lim1
1.08550
594MPa
[H1]
r]KhN2lim2
[H2]
1.18450Lc’ns
531MPa
第13页
213
Z2“ln
63.64mmcos8.11
783236.36mm
cos8.11
dd10.863.6450.9mm
b2=51mm，b155mm
2.3齿根弯曲强度校核
论沧丫丫[
F1YFa2Ysa2〔
YFalYSal
F2]
d163.64mm
b|=55mm
6=51mm
0.70
0.92
1.18&
⑶当量齿数Zv1
Z1
3cos
_21_cos38.11
21.64
78
cos38.11
80.39
⑷齿形系数YFa12.65
⑸应力修正系数Ysa11.58Ysa21.76
乙2
YFa1
丫Fa2
Ysa1
Fiim1420MPaFiim2390MPa
（7）弯曲疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1
Kfiim1Flim11420
[F1]420MPa
S1
[F2]KFlim2Flim21390390MPa
22.057.149104
F12.651.580.700.89
50.963.643
78.68MPa[F1]
F278.682.201.7672.76MPa[F2]
2.4结构设计
大齿轮为自由锻结构，小齿轮为自由锻。
Flim2
420MPa
五、轴的设计
'
、初步计算轴径
先按式10—2初步估算轴的最小直径。
选取材料为45钢、调制处理。
输出轴与齿轮连接段，根据表
10—2，取c118，于是得
|pJ133
dm.C331183““35.06mm
n350.67
轴与齿轮连接，有一个键槽，轴径应增加3%~5%，于是得
d2（13%）dmin36.11mm
输出轴与联轴器连接段，根据表10-2，取C=107,于是得
dmin
31.33
■50.67
31.79mm
轴的计算和
有关公式皆
引自〈〈机械设
计》第
137~151页
轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增加3%~5%，于是得
d6（13%）dmin32.75mm
d35mm
以轴与齿轮连接段的最小轴径作为设计基准，尽量满足联轴器段的最小轴径要求。
所以取
II
d248mmd635mm
、轴的结构设计
1、输出轴的初步设计如下图
（1）装配方案是：
左端:
大齿轮、挡油板、左端轴承、调整垫片、端盖依次从大齿轮向左安装；
右端:
挡油板、右端轴承、调整垫片、端盖、密封圈、联轴器依次从挡油板向右安装。
（2）轴的径向尺寸：
当直径变化处的端面用于固定轴上零件或承受轴向力时，直径变化值要大些，可取（3~8）mm，否则可取（1~3）mm。
（3）轴的轴向尺寸：
轴上安装传动零件的轴段长度是由所装零件的轮毂宽度决定的，而轮毂宽度一般是和轴的直径有关，确定了直径，即可确定轮毂宽度。
轴的端面与零件端面应留有距离L,以保证零件端面与套筒接触起到轴向固定作用，一般可取L=（1~3）mm。
轴上的键槽在靠近轴的端面处的距离1~3mm，
靠近轴肩处的距离应大于等于5mm。
2、中间轴的初步设计如下图
/r
5
—r
匕
C
左端：
小齿轮、挡油板、左端轴承、调整垫片、端盖依次从小齿轮向左安装；
右端：
大齿轮、挡油板、右端轴承、调整垫片、端盖依次从大齿轮向右安装。
（2）尺寸设计准则同输出轴。
3、输入轴的初步设计如下图
挡油板、左端轴承、调整垫片、端盖依次从挡油板向左安装。
右端：
挡油板、右端轴承、调整垫片、透盖、密封圈、联轴器依次从挡油板向右安装；
三、输出轴的弯扭合成强度计算
由输出轴轴承处轴的直径d=45mm,查《机械设计指导手册》得到
应使用轴承型号为30209E,D=85mm,B=19mm。
1、计算齿轮受力：
螺旋角：
8.11
分度圆直径：
d3沁213
coscos8.11
63.64mm
d4
Z4mn
783
8.11
宀彳63.64mm
d4225.89mm
2、
4、
236.36mm
大齿轮受力：
转矩：
T2=70770Nmm
圆周力:
径向力:
轴向力:
计算轴承反力
水平面：
R1
Ft
Fr
Fa
2T2
d3
Fttan
2-707702224.07N
63.64
2224.°
7t
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