单级圆柱齿轮减速器的一级链传动说明书【zdl7】

1、目录目录 1.设计任务书设计任务书.2 1.1设计题目.2 1.2 工作条件.2 1.3 技术数据.2 2.2.传动装置总体设计传动装置总体设计.2 2.1 电动机的选择.2 2.1.1选择电动机系列.2 2.1.2选择电动机的功率.2 2.1.3确定电动机转速.3 2.2 分配传动比.4 2.3 传动装置的运动和动力参数计算.4 2.3.1各轴功率、转速和转矩的计算.4 2.3.2各轴运动及动力参数列表示.5 3.3.传动零件的设计计算传动零件的设计计算.5 3.1 减速器以外的传动零件设计计算.5 设计链传动.5 3.2 减速器以内的传动零件设计计算.7 设计齿轮传动.7 4.4. 轴的设

2、计计算轴的设计计算.11 4.1 初步确定轴的直径.11 4.1.1高速轴及联轴器的设计.11 4.1.2 低速轴的设计计算.12 4.2 轴的强度校核.12 5.5.滚动轴承的选择及其寿命验算滚动轴承的选择及其寿命验算.16 5.1 低速轴轴承 .16 5.2 高速轴轴承 .16 6.6.键联接的选择和验算键联接的选择和验算.16 (一).减速器大齿轮与低速轴的键联接.16 (二).小链轮与减速器低速轴轴伸的联接.17 (三).联轴器与减速器高速轴轴伸的联接.17 7.7.联轴器的选择联轴器的选择.18 8.8.减速器的润滑及密封形式选择减速器的润滑及密封形式选择.18 9 9.参考文献参考

3、文献.19 1.设计任务书 1.1设计题目设计题目 设计胶带传输机的传动装置 1.21.2 工作条件工作条件 工作年限工作班制工作环境载荷性质生产批量 82 清洁平稳小批 1.31.3 技术数据技术数据 题号 滚筒圆周 力 F(N) 带速 v(m/s) 滚筒直径 D(mm) 滚筒长度 L(mm) ZDL-720002300400 2.2.传动装置总体设计传动装置总体设计 2.12.1 电动机的选择电动机的选择 2.1.1 选择电动机系列 根据工作要求及工作条件应选用三相异步电动机，封闭自扇冷 式结构，电压 380 伏，Y 系列电动机 2.1.22.1.2 选择电动机的功率选择电动机的功率 （1

4、）卷筒所需有效功率 ）（kW FV pw4 1000 0.22000 1000 （2）传动总效率 根据表 2-11-1 确定各部分的效率: 弹性联轴器效率 1=0.99 一对滚动轴承效率 2=0.99 闭式齿轮的传动效率 3=0.97（暂定 8 级） 开式滚子链传动效率 4=0.92 一对滑动轴承的效 5=0.97 传动滚筒的效率 6=0.96 8063.0 96.097.090.097.099.099.0 2 6543 2 21 （3）所需的电动机的功率 Pr=4.96kw）（ W p p w r k96. 4 8063 . 0 4 查表 2-19-1 可选的 Y 系列三相异步电动机 Y13

5、2M2-6 型，额定 ，或选 Y132S-4 型，额定，满足kwP5 . 5 0 kwP5 . 5 0 r PP 0 2.1.32.1.3 确定电动机转速确定电动机转速 传动滚筒转速 ）（min/ 4 . 127 3 . 0 26060 w r D v n 现以同步转速为 1500r/min 及 1000r/min 两种方案比较，查得 电动机数据 方案 号 电动机型 号 额定 功率 (kW) 同步转 速 (r/min) 满载转 速 (r/min) 电动机 质量 /kg 总传 动比 1Y132S-45.5150014406811.31 2Y132M2-65.51000960847.54 比较两种

6、方案，方案 1 选用的电动机使总传动比较大。为 使传动装置结构紧凑，选用方案 2。电动机型号为 Y132M2-6。 由表 2-19-1 和 2-19-2 查得其主要性能数据列于下表 电动机额定功率/kW 0 P 5.5 电动机满载转速/(r/min) 0 n 960 电动机轴伸直径 D/mm 38 电动机轴伸长度 E/mm 80 电动机中心高 H/mm 132 堵转转矩/额定转矩 2.0 2.22.2 分配传动比分配传动比 （1）总传动比 54 . 7 127.4 960 0 w n n i 查表 2-11-1 得 取链传动比=2.5 23 i 则齿轮传动的传动比为 016 . 3 5 . 2

7、 54 . 7 23 12 i i i 2.32.3 传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数计算 2.3.12.3.1 各轴功率、转速和转矩的计算各轴功率、转速和转矩的计算 0 轴：即电动机的主动轴 ）（kWpp r 96.4 0 ）（min/960 0 rn ）（mN n p T 34.49 960 1096. 4 55 . 9 55. 9 3 0 0 0 1 轴： 即减速器的高速轴 ）（kWpp91.499.096.4 0101 ）（min/960 01 0 1 r i n n ）（mN n p T 84.48 960 1091 . 4 55. 955 . 9 3 1 1 1

8、 2 轴：即减速器的低速轴 ）（kWpp72 . 4 97 . 0 99 . 0 91 . 4 1212 ）（min/30.183 016. 3 960 12 1 2 r i n n ）（mN n P T 141.61 318.30 1072 . 4 55 . 9 55 . 9 3 2 2 2 3 轴：即传动滚筒轴 ）（kWpp30 . 4 92 . 0 99 . 0 72 . 4 2323 ）（min/32.271 2.5 318.30 23 2 3 r i n n ）（mN n P T 53.223 127.32 1030 . 4 55 . 9 55 . 9 3 3 3 3 2.3.22.

9、3.2 各轴运动及动力参数列表示各轴运动及动力参数列表示 轴序号 功率 P(kw) 转速 n(r/min) 转矩 T(N.m) 传动 形式 传动 比 i 效率 0 4.9696049.34联轴 器 10.99 1 4.9196048.84 齿轮 传动 3.0160.96 2 4.72318.30141.61 3 4.30127.32322.53 链传 动 2.50.91 3.3.传动传动零件的设计计算零件的设计计算 3.13.1 减速器以外的传动零件设计计算减速器以外的传动零件设计计算 设计链传动设计链传动 1）确定链轮齿数 传动比： 5 . 2 32.127 30.318 n n 3 2 i

10、 由传动比取小链轮齿数=29-2i=24 因链轮齿数最好 1 Z 为奇数，取为 25；大链轮齿数，所 5 . 62255 . 2 12 iZZ 以取 =63 2 Z 实际传动比： 52 . 2 25 63 1 2 Z Z i 2）确定链条节距（教材 164 页） 由式 ，查表 10-16 得，工况系数1 pz A KK PK P 0 A K 小链轮齿数系数： 34. 1) 19 25 () 19 ( 08. 108 . 1 1 Z Kz 取单排链，查表 10-17 取=1.0 ： p K kW58 . 3 0 . 134 . 1 72. 40 . 1 0 P r/min30.318 2 n 查

11、图 10-23：选链号 No10A，节距 p=15.875mm 3)计算链长 初选： =40p=40 15.875=635mm 0 a 链长： 节125) 2 2563 ( 635 15.875 2 2563 402) 2 ( 2 2 2 2 12 0 120 zz a pzz p a Lp 取 =126 节 p L 4)验算链速： 105. 2 100060 875.1530.31825 100060 21 pnz v V15 m/s 适合 5）选择润滑方式： 按 v=2.105m/s,链号 10A，查图 10-26 选用滴油润滑。 6）作用在轴上的力 有效圆周力： N v P Fe2242

12、 2.105 72 . 4 10001000 作用在轴上的力：NFF eQ 269022422 . 12 . 1 7）链轮尺寸及结构 分度圆直径： mm z p d662.126 25 180 sin 875.15 180 sin 1 1 mm z d482.318 63 180 sin 875.15 180 sin p 2 2 3.23.2 减速器以内的传动零件设计计算减速器以内的传动零件设计计算 设计齿轮传动设计齿轮传动 1） 材料的选择：（教材 P173175） 小齿轮选用 45# #钢，调质处理，齿面硬度 217255HBS， 大齿轮选用 45# #钢，正火处理，齿面硬度 162217

13、HBS。 计算应力循环次数 9 11 1021 . 2 )283008(19606060 h jLnN 8 9 1 2 1033 . 7 016 . 3 1021 . 2 i N N 查图 11-14，ZN1=1.0 ZN2=1.01（允许一定点蚀） 查图 11-15，ZX1=ZX2=1.0 ， 取 SHmin=1.0 由图 11-13b，得 ,MPa H 570 1lim MPa H 500 2lim 计算许用接触应力 MPaZZ S XN H H H 0 . 5700 . 11.0 0 . 1 570 11 min 1lim 1 MPaZZ S XN H H H 5050 . 101 .

14、1 0 . 1 500 22 min 2lim 2 因，故取 12HH MPa HH 505 2 2） 按齿面接触强度确定中心距 小轮转矩mmN P T48840 n 1055 . 9 1 1 6 1 初取， （教材 182）取， （教材 186）5 . 1 2 ttZ K 35. 0 a 由表 11-5（教材 181）得MPaZE 8 . 189 由图 11-7 得，减速传动，; 5 . 2 H Z016. 3 iu 由式（5-39）计算中心距 a mm126 505 8 . 1895 . 2 016 . 3 35. 02 488405 . 1 ) 1016 . 3 ( 2 ) 1( 3 2

15、 3 2 1 H EH a t ZZZ u KT ua 取中心距 a=140mm。 a=140mm 估算模数 m=(0.0070.02)a=0.982.8mm, 取标准模数 m=2.5mm。 （教材 P43） m=2.5mm 小齿轮齿数： 取 2889.27 ) 1016 . 3 (5 . 2 1402 ) 1(m a2 1 u Z 大齿轮齿数： 取 8484 5 . 2 285 . 214022 1 2 m mza Z 取 z1=28，z2=84 z1=28 z2=84 实际传动比3 28 84 1 2 z z i实 传动比误差 ，%5%53 . 0 %100 016 . 3 |3016 .

16、 3 | %100 理 实理 i ii i 在允许范围内。 齿轮分度圆直径 mmmzd70285 . 2 11 mmmzd210845 . 2 22 圆周速度sm nd v/517 . 3 106 96070 1060 43 11 由（教材 P185）表 11-6,取齿轮精度为 8 级. (3) 验算齿面接触疲劳强度 按电机驱动,载荷轻微冲击,由表 11-3,取 KA=1.0 由图 11-2（a） ， 按 8 级精度和，smvz/98 . 0 100/28517 . 3 100/ 1 得 Kv=1.10。 齿宽。mmab a 561404 . 0 由图 11-3(a)，按 b/d1=56/70

17、=0.8,考虑轴的刚度较大和 齿轮相对轴承为对称布置得 ，K=1.06 由表 11-4，得 K=1.1 载荷系数29 . 1 1 . 106 . 1 1 . 10 . 1 K KKKK vA 由图 11-4，得，784 . 0 1 924 . 0 2 所以708 . 1 924 . 0 784 . 0 21 由图 11-6 得，87. 0 Z 计算齿面接触应力 MPaMPa u u bd KT ZZZ H EHH 1 . 5158 .322 016. 3 1016 . 3 7056 4884029 . 1 2 87 . 0 8 . 1895 . 2 12 2 2 1 1 故在安全范围内。 （4

18、）校核齿根弯曲疲劳强度 按 Z1=28，Z2=84, 由图 11-10 得，Y=2.59，Y=2.23 1Fa2Fa 由图 11-11 得，61. 1 1 sa Y.781 2sa Y 由图 11-12 得，68 . 0 Y 由图 11-16（b） ，得， 2 1lim /210mmN F 2 2lim /205mmN F 由图 11-17，得 Y=1.0，Y=1.0 1N2N 由图 11-18 得,Y=Y=1.0 1X2X 取 Y=2.0，S=1.4 STminF 计算齿根许用弯曲应力 MPaYY S Y XN F STF F 3000 . 10 . 1 4 . 1 2210 11 min

19、1lim 1 MPa 9 . 2920 . 10 . 1 4 . 1 2205 22 min 2lim 2 XN F STF F YY S Y MPaMPa YYY mbd KT F saFa n F 30046.36 68 . 0 61 . 1 59 . 2 5 . 27056 4884029. 122 1 11 1 1 1 故安全。 MPaMPa YY YY SaF SaFa FF 9 .29271.34 61 . 1 59 . 2 78 . 1 23 . 2 46.36 11 22 12 故安全。 （5） 齿轮主要几何参数 z1=28, z2=84, u=3.016， m=2.5mm，

20、mm, mm 70285 . 2 11 mzd210845 . 2 22 mzd mm7520 . 15 . 2702 11 m hdd aa mm 21520 . 15 . 22102 22 m hdd aa mm 75.632)25 . 0 0 . 1 (5 . 270)(2 11 mchdd af mm75.2032)25 . 0 0 . 1 (5 . 2210)(2 22 mchdd af a=140mm mm, b1=b2+(510)=62mm 56 2 bb 4.4. 轴的设计计算轴的设计计算 4.14.1 初步确定轴的直径初步确定轴的直径 4.1.14.1.1 高速轴及联轴器的设

21、计高速轴及联轴器的设计 1初步估定减速器高速轴外伸段轴径 根据所选电机 mmEmmd80,38轴伸长 电机 则 d=(0.81.0)d=(0.81.0)38=30.438mm 电机 取 d=32mm。 d=32mm 2选择联轴器 根据传动装置的工作条件选用弹性套柱销联轴器 （GB/T 4323-2002） 。 计算转矩为 c T =1.548.84=73.26 c TTKAmN 式中 T联轴器所传递的标称扭矩， T=9.55=9.55 n P 84.48 960 1091 . 4 3 mN 工作情况系数，取=1.5。 A K A K 查表 2-14-2，根据公称转矩须大于计算转矩=73.26,

22、 n TmN 选 LT6 型号，公称转矩 Tn=250Nm，许用转速n=3300r/min, 轴孔直径 dmin=32mm,dmax=42mm。根据电动机轴颈 d=38mm，轴伸 长度 E=80mm，故选联轴器主动端轴孔直径 d1=38mm，Y 型轴孔 长度 L=82，C 型键槽。根据初估减速器高速轴外伸段直径 d= 30.438mm，故选联轴器从动端轴孔直径 d2=32mm，J 型轴孔长 度 L1=60mm，A 型键槽，即减速器高速轴轴伸直径 d=32mm。因 联轴器轴孔长度 L1=60mm，故取减速器高速轴外伸段的长度为 58mm，选定联轴器型号为： LT6 联轴器 GB/T 432320

23、02 6032 8238 J JC 4.1.2 低速轴的设计计算 1.选择轴的材料 选择材料为 45 号钢，调质处理。 2.按转矩初步计算轴伸直径 mm n P Ad99.28 30.318 72 . 4 118 33 0 按一个键槽考虑，最小直径加大 5%，得 dmin=28.99 (1+5%)=30.44mm，取 d0=35mm d1=(3845)mm ， 取 d1=42 (按标准密封圈尺寸取值) d2d1,根据轴承取标准值，取 d2=45mm 查表 2-13-1，选 6309 型号的深沟球轴承。轴承型号为 6309 GB/T276-1994 3.设计轴的结构，初选滚动轴承 设计轴的结构

24、45mm dmm5643dd mm50d45mmdmm4243dd 5134 32101 ，）（ ，）（ C C mm245 mm5d-d7 . 0 mm54l- mm96s5L mm204set)(5 58mm10.5- 345 24 123 1222 1 轴总长度 ）（ ）（ 链轮 L BL BB LKBL LL 4.24.2 轴的强度校核轴的强度校核 计算大齿轮上的作用力 转矩 T=141.61N.m 圆周力 Ft=1349N N d T Ft1349 210 1416102 2 径向力 Fr=491N NtFF tr 49120tan1349an 轴向力 =0NNtFF ta 00ta

25、n1349an a F （） 绘轴的受力简图，求支座反力 =91.5 =55.5 =55.5 1 L 2 L 3 L .垂直面支座反力 0 B M 0)( 332 LFLLR tAy RAY=674.5NN 5 . 674 5 . 55 5 . 55 5 . 551349 32 3 LL LF R t Ay 0Y RBY=674.5NNRFR AytBy 5 . 674 5 . 6741349 b. 水平面支座反力 得，0 B M0)(F 2 )( 321232 LLLLF d FLLR QraAz =5580N N LL LLLFLF R r Az 5580 5 . 55 5 . 55 5

26、. 55.555 5 . 912924555.491 )( 23 321Q2 ）（ Az R 得：0ZNFFRR rAzz 21652924-491-5580- QB =2165 BZ RN (2)作弯矩图 a. 垂直面弯矩 MY图 C 点 ， =37435N.mm mmNLRM Ayy 4 3C 107435 . 3 .555 5 . 674 CY M b. 水平面弯矩 MZ图 C 点左， =120138N.mm mmNLLLRM zz 5 12Q2AC 102 . 1)(F z MC C 点右, =120158N.mm mmNLRM Bzz 5 3C 1020 . 1 ， z MC c.

27、合成弯矩图 C 点左, =125835N.mm mmNMM Zy 52 C 2 CC 1062 . 1 C M C 点右, =125854N.mm mmNMMM zy 52 C 2 CC 1026 . 1 ， C M （）作转矩 T 图 =141645N.mm mmN d FT t 141645 2 T （）作计算弯矩图 v M 该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑， 取 =0.6 C 点左边 =151982N.mm mmN TMM CVC 5 22522 1025 . 1 )1416456 . 0()1062 . 1 ()( vC M B 点右边 =151982N.mm mmN

28、 TMM CVC 5 22522 1052 . 1 )06 . 0()1026. 1 ()( Cv M D 点 =84987N.mm mmNTMM DVD 84987 22 ）（ vD M （）校核轴的强度 由以上分析可见，C 点弯矩值最大，而 D 点轴径最小，所以 该轴危险断面是 C 点和 D 点所在剖面。 查表 13-1 得查表 13-2 得。 2 /650mmN B 2 1 /60mmN b C 点轴径： mm M d b vC C 4 . 29 601 . 0 1025 . 1 1 . 0 3 5 3 1 因为有一个键槽。该值小于原 mmdC 9 . 30)05. 01 ( 4 . 2

29、9 dc=30.9mm47mm ,故安全。 D 点轴径 mm M d b vD D 2 . 24 601 . 0 84987 1 . 0 3 3 1 因为有一个键槽。该值小于原mmdC 4 . 25)05 . 0 1 ( 2 . 24 设计该点处轴径 32mm，故安全。 5.5.滚动轴承的选择及其寿命验算滚动轴承的选择及其寿命验算 5.1 低速轴轴承 1）选定轴承类型及初定型号 深沟球轴承（GB/T276-94） ，型号 6309 ： 查表得 kNC 8 . 40kNC 8 . 29 0 2）计算径向支反力 =5621NRRR AZAY 5621 22 1 1 RN =2268NRRR BZB

30、Y 2268 22 2 2 RN 取 P=5621N 3) 校核轴承寿命 =28970h h C n L p h 10000h28970 56212 . 1 408001 32.12760 10 p 60 10 3 6 3 t 6 10 f f h L10 故满足轴承的寿命要求 5.2 高速轴轴承 1）选定轴承类型及初定型号 高速轴承的确定与低速轴承相同，选取 深沟球轴承（GB/T276-94） ，型号 6208 查表得 C=22.8KN 2）计算径向支反力 NRRR NRRR NFRR NFRR BZBY AZAY rBzA tByAy 718 718 5 . 245 2 1 5 . 674

31、 2 1 22 2 22 1 z 取 P=718N 3)校核轴承寿命 hh C n L p h 38400321710 7182 . 1 228001 96060 10 p 60 10 3 6 3 t 6 10 f f 满足轴承的寿命要求 6 6. .键联接的选择和验算键联接的选择和验算 (一).减速器大齿轮与低速轴的键联接 1）键的材料类型 45 号钢，A 型普通平键 2）确定键的尺寸 b=14mm, h=9mm, L=45mm 3）验算键的挤压强度 键和轴的材料为钢，轮毂材料为铸铁，铸铁的许用力比钢的 许用挤压应力低，按铸铁校核键连接的挤压强度。 查表的许用挤压应力，键的计算长度 MPa p 53 l=L-b=45-14=31mm 由下式得 该键安全。所以选键 1445GB1096-2003 pp mmN ld T 2 /20.43 31947 1416104 h 4 (二).小链轮与减速器低速轴轴伸的联接 1）键的材料类型 45 号钢 A