传动装置的运动及动力参数的选择和计算Word格式文档下载.docx

1、7比较两种方案可见,方案1选用得电动机虽然质量与价格较低,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Y32。查表得其主要性能如下电动机额定功率 P0 KW 、5电动机轴伸长度E/mm 8电动机满载转速 n0/（/min） 44电动机中心高H/ 1电动机轴伸直径 8堵转转矩额定转矩T/N。m .2三、传动装置得运动及动力参数得选择与计算1、分配传动比总传动比: = =4/38.8=37。11 传动比为2,取 则减速得传动比:=3、45/2。=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:=3、5 低速轴得传动比

2、:= 9、383.6=2.64 、各轴功率、转速与转矩得计算轴:即电机轴 P=5、81KW n0=1440r/min T050P0=95505、8/4038、5 轴:即减速器高速轴 P1= 5。80。99=.75W n1= 1440r/min T1550P1n19505、75/1438。 轴:即减速器中间轴 P=P15、750.90、975、52w n2n1/= n1/=1443、56=40。49/i T2=9502n2=95505。52/4.4=13。7 轴:即减速器得低速轴 P3= P2=。52.970、9.30kw n= n2/=404。492。64=153。2r/min T=9550P

3、/n3=95530153.22=330、34m 轴:即传动滚筒轴 4= 5、3099924、83 w n43/i =3.2/2.5=61、88min T9550P4=95504、83。2882。2 Nm 将上述计算结果汇于下页表:表3各 轴 运 动 及 动 力 参 数轴序号功 率P/ KW转 速n/（in）转矩TN、m传动形式传动比i效率0轴5.1403。53连轴器1、0。9轴5.744038。5齿轮传动.560、96轴244。4130。372.64轴、30153。2230、34 链传动、591轴、3 61.288752.6四、传动零件得设计计算1、链传动得设计计算 1）确定设计功率P分别查机

4、械设计教材表14,图439,表4-15得1,K=0、8,K=, P0= 2）选取链得型号根据与n查机械设计教材图-3,选链号为16A。 所以P25。40m 3）确定中心距a初步选定中心距a=30P=762m链节数L=0.976m4）中心距a=749、6m V= F= Q=KF=5）链轮直径 = 五、高速级斜齿圆柱齿轮得设计计算:原始数据:高速轴得输入功率 :5、5kW小齿轮转速 : 140 r/mi 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00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4钢,调质处理,由表5查得 小齿轮4

5、5调质,硬度1725HB,取硬度为235-255HB;大齿轮材料选用钢,正火处理,硬度162217HB,取1927HB。 齿轮精度等级为级计算应力循环次数N （由教材式533）查教材图517得=1。0, 1、0取w=1.0,=1、0,=1.0,、0由教材图-16（b）得:80Mpa,=545MPa由教材式（52）计算许用接触应力=ZN1ZLVR=50Mpa N2ZXZWZLVR=5、6p 2、按接触疲劳强度计算中心距取1。 由教材表55查得:=8。8 取=0、35 T=8.1 初取: , 暂取:估取: 由教材式541计算 =2.47=103.7m 圆整取: 125mm 一般取: mm取标准模数

6、:总齿数: =196。32整取 : =16小齿轮齿数 :z1=/（u+1）=42、985整取: 1 大齿轮齿数: = z1 =5取: z1=3 153 实际传动比: 传动比误差: 5%故在范围内、修正螺旋角 : 与相近,故、可不修正。验证圆周速度 故满足要求4。计算齿轮得几何参数由53 按电动机驱动,轻度冲击 按8级精度查图4（b）得:齿宽:取整:245mm 1=50m按,考虑到轴得刚度较大与齿轮相对轴承为非对称位置查机械设计教材图5-7a 得:按8级精度查机械设计教材表54得:齿顶圆直径: 端面压力角:齿轮基圆直径:齿顶圆压力角:基圆螺旋角:由教材式-得:H=由教材式542得: 由教材式54

7、得: 、验算齿根弯曲强度由式5-得= =/=3/ =43。259 =/=5/=14、034 查图-14得:=2。43,=2.19查图55得:1.69,=.3由式54计算:=12、8=0。7 由式5-计算:=0.25=0。2+=。61 由式51计算弯曲疲劳许用应力查图58b得:22Ma,21MPa查图-19得: 1、0=4。29Mpa =300Mpa 9。102MPa=14.29Mp 安全 =91。84Ma=300MPa 安全 6、齿轮主要几何参数 1=Z2=53 =1、7mn=1.5m d1=54。84mm d295.153mm = 54、84+211.25=57、347mm =1、1531。

8、2=197.653 =-2、=4。847.525=1。72mm =2。5195、1532.5。2512。2m =25m b15mm 2=45m 齿轮得结构设计:小齿轮:由于小齿轮齿顶到键顶距离x5,因此齿轮与轴可制成一体得齿轮轴。对于大齿轮,5m 因此,做成腹板结构。六、低速级斜齿圆柱齿轮得设计计算由前面计算得知: 二轴传递得功率P25.kw,转速1=04。9/n,转矩T130。N。m,齿数比u=。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00天,预期工作4、5年。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21755HB 大齿轮为45钢,正火处理,硬度

9、为9017HB 齿轮精度为8级计算应力循环次数N （由教材式533）=60=04、49（804.5）=、24108 =/= 查图-17得:1、07, .12=1.0,1.,=.,=1。查图51得:=580MPa, =45MPa由式52=、01.=2、Pa 0610。MP 2。按接触疲劳强度确定中心距（u1）mT2130370mm 初选=、2,暂取,0、3由式540.99由表-5 得=8、8由式541 计算估取 rcan（tan/os）= arcan（a200cos12）=20。41030= arcan（tanco）= arc（ta12s20、41）=1.2550 则=。4（u+1）132。48

10、mm =145m =（0.00.2）= （。01.0）14=1.52、7取标准值: =mm 两齿轮齿数与 : =11。83 取:142 /（u+1）= =9.=3= -z114239=103 =。64 5%故在范围内。=acc= acos=1.8 与初选 接近,可不修正=79、649mm =210。3mm 圆周速度: V=、9ms 取齿轮精度为8级 .验算齿面接触疲劳强度 有表5查得:=1。/100=1.6939/0=。659按8级精度查图5-4得动载系数=1。068齿宽 =0、35145=50。7mm mm mm =55/.6490.69 查图57齿轮相对于轴承非对称布置,两轮均为软齿面,得

11、:=.04,查表5-4得: =、2载荷系数=1.21.0681.41、2=。6661 由42=0.989 计算重合度,以计算:=+2m=79。649+1、02=83、649mm =+2 =210、55+204.35mm =arctan（tan/cos）=tn（n200c11、68）=0.3880 =os=79.9os20。80=7。69mm cos=210、355cs.388=19。177mm arccs= arccos =、7 =rcco= ccs 23、040 =（tanan）+（tanta） 39 10=1.7 = =1。61 由式54计算 artn（anco） rc（an1。68co0

12、.3880）0、0 = =、45 由式538计算齿面接触应力=。4519。8.60、99=525MPa=0。56,=、10 = /=0e =1,=0轴承承受轻度载荷冲击,所以取=1.2 （）=1、2（0、561+2。2。475）=885.49N =（+）=1.2024=228、8 按计算轴承得寿命年 预期寿命: 1、7年4。5年 ,寿命足够在预期范围内,不用更换轴承即可达到要求、九、键联接得选择与验算联轴器装在高速轴轴端,需用键进行周向定位与传递转矩、联轴器与轴得配合直径为32mm,轴孔长为82mm,传递转矩T=3810。1. 选择键联接得类型与尺寸、由于精度为8级,故选择最常用得圆头（型）平键,因为它具有结构简单,对中性好,装拆方便等优点。键得材料:5钢。键得截面尺寸由键所在轴段得直径d由标准中选定,键得长度由轴孔长度确定,查表得:高速轴与联轴器连接得键:轴径=2m,由表2430查得键剖面宽=10m高 =8mm。选键长=70m中间轴上大齿轮联接得键:轴径为4mm,键 36中间轴上与小齿轮联接得键轴径为2mm,键14低速轴上与大齿轮联接得键:轴径为52m,选键164 低速轴上与链轮联接得键轴径为40mm,选键125