传动装置的设计说明.doc

目 录一、传动方案拟定-2二、电动机的选择-2三、计算总传动比及分配各级的传动比-4四、运动参数及动力参数计算-5五、传动零件的设计计算-5六、轴的设计计算-9七、键联接的选择及计算-17八、减速器箱箱盖及附件的设计计算-18九、润滑与密封-20十、设计小结-20十一、参考资料目录-21一、传动方案拟定第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器（1） 工作条件：使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。（2） 小批量生产，带式输送机的传动效率为0.96。（3） 原始数据：滚筒圆周力F=2KN；带速V=1.3m/s；滚筒直径D=180mm。1、电动机 2、v带传动 3、斜齿圆柱齿轮减速器 4、联轴器 5、带式运输机二、电动机的选择1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件，选用 Y系列三相异步电动机。2、确定电动机的功率：（1）传动装置的总效率：总=带2轴承齿轮联轴器滚筒=0.960.9920.980.990.97=0.89(2)电机所需的工作功率：Pd=FV/1000总=20001.3/10000.89 =2.31KW3、确定电动机转速：滚筒轴的工作转速：Nw=601000V/D=6010001.3/180=137.93r/min根据2表2.2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=24，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=38，则合理总传动比i的范围为i=632，故电动机转速的可选范围为nd=inw=（632）137.93=8284414r/min符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min。由2表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表方案电动机型号额定功率电动机转速（r/min）传动装置的传动比KW同转满转总传动比带齿轮1Y132s-6310009607.932.632Y100l2-431500142011.6833.89综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，比较两种方案可知：方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。方案2适中。故选择电动机型号Y100l2-4。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y100l2-4。其主要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min，额定转矩2.2KNm。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1420/137.93=10.32、分配各级传动比（1） 取i带=3（2） i总=i齿i 带i齿=i总/i带=10.3/3=3.43四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)nII=nI/i齿=473.33/3.43=137.93(r/min)滚筒nw=nII=473.33/3.43=137.93(r/min)2、 计算各轴的功率（KW） PI=Pd带=2.310.96=2.2176KW PII=PI轴承齿轮=2.21760.990.98=2.15KW3、 计算各轴转矩Td=9.55Pd/nm=95502.31/1420=15.54Nm TI=9.55p2/n1 =9550x2.2176/473.33=44.7Nm TII =9.55p2/n2=9550x2.15/137.93=148.86Nm五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算（1） 选择普通V带截型由1表10-8得：=1.2 P=2.3KW=P=1.22.31=2.772KW据=2.772KW和=473.33r/min由课本得：选用A型V带（2） 确定带轮基准直径，并验算带速由1表10-9，取=90mm =75dd2= dd1(1-)=390(1-0.02)=264.6 mm由1表10-9，取=265带速V：V=/601000=901420/601000 =6.68m/s在525m/s范围内，带速合适。（3） 确定带长和中心距初定中心距a0=500mmLd=2a0+ (dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0=2500+3.14(90+265)+(265-90)2/4500=1572.6mm根据110-6选取相近的Ld=1600mm确定中心距aa0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1572.6)/2=536.2mm 符合0.7(dd1+dd2)a1200（适用） （5）确定带的根数单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查110-9得 P1=1.4KWi1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查1表10-2得 P=0.17KW PC=2.64 KW P=1.07KW 查1表10-3，得K=0.95；查1表10-4得 KL=0.99Z= PC/(P+P)KKL=2.64/(1.07+0.17) 0.950.99=2.26 (取3根) (6) 计算轴上压力由1表10-5查得q=0.1kg/m，由式（10-20）单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/K-1+qV2=500x2.64/3x6.68(2.5/0.95-1)+0.10x6.682 =111.9N则作用在轴承的压力FQFQ=2ZF0sin(1/2)=23111.9sin(163.1/2)=662.4N2、齿轮传动的设计计算（1）选择齿轮材料与热处理及确定需用应力：所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。选择8级精度制造。查阅表1 表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为42SiMn调质，齿面硬度250-280HBS；Hlim1 =720Mpa，bblim1=530MPa；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；Hlim2=460MPa，bblim2 =360MPa,取=1,=1.25;取=188.9，=2.5.bb1=0.7bblim1 /=296.8MPabb2= 0.7bblim2 /=201.6MPaH1= Hlim1 /=720MPaH2= Hlim2 /=460MPa精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。(2)按齿面接触强度计算取载荷系数K=1.2,齿宽系数d=1.1,小齿轮上的转矩 T1=9.55106P1/n1=43060Nmm有分度圆直径 ， 取较小的H2= Hlim2 /=460MPa代入得：=45.20mm，则选择齿轮参数：取齿数=20,则=102.4，取103.验算传动比误差大于2%小于5%，故可用。初选螺旋角=15确定模数m。由=2.18mm。查表得=2.5mm计算中心距 a=（+）/2=153.75mm，圆整后去系列值a=155mm。确定分度圆直径：=m Z1 =50mm =m Z2=257.5mm计算螺旋角，由arccos=（+）/2a=15.29在820的范围，故可取。（3）计算传动的主要尺寸：实际分度圆 =m Z1 /cos=51.8mm =m Z2 / cos=268.2 齿宽 b=d=55mm则取 =60mm =55mm （4） 校验弯曲强度 bb = bb 求解参量： Zv1 =20/15.29=22.60 Zv2 = 103/15.29=115.7 当齿轮径向变位系数为0时，取=4.28 ,=3.95则可以得到：bb1 =137.25bb1 bb2 =122.1D2，故D3=45mm，（轴承型号为6209）轴段4用于安装齿轮，故直径选用推荐的标准系列值，取D4=48mm，轴段5为轴环，取D5=56mm，轴段6应与段3同样的直径为D6=45mm。3、确定个轴段的长度 为保证齿轮固定可靠，轴段4的长度应短于齿轮轮毂的长度，故选择L4=54mm，为保证齿轮端面与箱体内壁不想碰，应留一定间隙，取两者间距为15mm，为保证轴承含在箱体轴承孔内，并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体5mm，故轴段5L5=(15+5)=20mm，根据轴承内圈宽度B=19mm，轴段L6=21mm；因两轴承相对齿轮对称，故取轴段L3=（1+20+19）=40mm；为保证联轴器不与轴承箱体和轴承端盖的尺寸去定轴段2的长度， 查取L2=45mm，根据联轴器轴孔选长度L1=82mm，本方案选择HL-3 Y型联轴器，轴孔长度82mm。 因此，全轴长L=(82+45+40+54+20+21)=262mm4、两轴承之间的跨距L 因为深沟球轴承的支反力作用点在轴承宽度的中点，故两轴承之间的跨距L=(40+29+54)=123mm。5、按扭矩和弯曲组合进行强度校核 绘制轴的结构简图，两端轴承视为一端活动铰链，一端固定铰链。计算轴上的作用力 从动轮上的转矩 T=9.55P/n=213850Nmm齿轮分度圆直径 d=268.2mm齿轮的圆周力 =1597Nmm齿轮的径向力 =tan20=581.2Nmm计算之反力及弯矩 求垂直平面内的支反力及弯矩：支反力：对称布置,只受一个力故= /2=290Nmm垂直平面内的弯矩：1-1截面：=61.5290=17835Nmm2-2截面：=28.5290=8265Nmm求水平平面内的支反力及弯矩：支反力：对称布置，只受一个力故=/2=798.5Nmm水平平面内的弯矩：1-1截面：=798.561.5=49107.75Nmm2-2截面：=798.528.5=22757.25Nmm求各剖面的合成弯矩：1-1截面：=52252.27Nmm2-2截面：=24211.6Nmm确定危险截面以及校核其强度： 有图看出，截面1、2所受的转矩相同，但弯矩,故危险截面可能为截面1，但由于轴径D1D2，故也应对截面2进行校核。按弯矩组合计算时，转矩按脉动循环变化考虑，取=0.6.1-1截面的应力：= 9.97MPa2-2截面的应力：=10.44Mpa查表11-1，得=55MPa，较1、2截面都较大，故轴强度满足要求，并有相当裕量。轴的工作图的绘制（见工作图） 2、主动轴的设计（1）、选择轴的材料 确定许用应力 选轴的材料为45号钢，调质处理。查2表13-1可知： b=650Mpa,s=360Mpa,查2表13-6可知：b+1bb=215Mpa 0bb=102Mpa,-1bb=60Mpa （2）、按扭转强度估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为： dC，查2表13-5可得，45钢取C=118 则d118(2.07/473.33)1/3mm=19.29mm 考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm （3）、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=9.55106P/n=9.551062.13/473.33=43060N确定轴上零件的位置与固定方式：单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置。齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位。故选择齿轮从轴的左端装入，齿轮的右端用轴肩定位和固定，右端用套筒固定。（4）、确定轴各段得直径 轴段1的直径为轴的最小直径，故选定D1=22mm；轴段2要考虑到密封圈的安装需要，选择D2=30mm；轴段3为安装轴承，为便于安装应取D3D2，且与轴承内径标准系列相符，取D3=35mm（轴承型号为6207）轴段4安装齿轮，此直径选用标准系列值，取D4=37mm，轴段5为轴环，考虑右面轴承的装卸以及右面齿轮的定位，故取D5=45mm，轴段6应与段3同样的直径，故选D6=35mm（5）、确定个轴段的长度 为保证齿轮的固定的可靠性，取轴段4的长度应该稍微短于齿轮的宽度，故L4=53mm；保证轴承含在箱体轴承孔中，取两者的间隙为15mm，为保证轴承含在箱体轴承孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁距离为5mm，故轴段5L5=20mm，据轴承内圈宽度B=17mm，取L6=19mm，因为两轴承相对齿轮对称，取轴段L3=39mm，取L2=36mm，根据v带传动中长轮的宽度B(z-1)e+2f z轮槽数为3，得B=215+18=48mm，取得L1=50mm故全轴长为L=50+36+39+53+20+19=217mm（6）、两轴承之间的跨距L=55+40+29=124mm（7）、按扭矩和弯曲组合进行强度校核 从动轮上的转矩 T=9.55P/n=43060Nmm齿轮分度圆直径 d=51.8mm齿轮的圆周力 =1662Nmm齿轮的径向力 =tan20=605.1Nmm计算之反力及弯矩 求垂直平面内的支反力及弯矩支反力：对称布置,只受一个力故= /2=302.5Nmm垂直平面内的弯矩：1-1截面：=62302.5=18758Nmm2-2截面：=21302.5=6352.5Nmm求水平平面内的支反力及弯矩支反力：对称布置，只受一个力故=/2=831Nmm水平平面内的弯矩：1-1截面：=83162=51522Nmm2-2截面：=83121=17451Nmm求各剖面的合成弯矩1-1截面：=54830Nmm2-2截面：=18571Nmm确定危险截面以及校核其强度 有图看出，截面1、2所受的转矩相同，但弯矩,故危险截面可能为截面1，但由于轴径D1D2，故也应对截面2进行校核。按弯矩组合计算时，转矩按脉动循环变化考虑，取=0.6.1-1截面的应力：= 11.96 MPa2-2截面的应力：=7.42Mpa查表11-1，得=55MPa，较1、2截面都较大，故轴强度满足要求，并有相当裕量。3、从动轴轴承的校核:（1）根据条件，轴承的预计寿命为 =1030012=36000 h（2）由初选轴承的型号为6209查1表14-19可知:d=55mm,外径=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN, 基本静载荷CO=20.5KN, 查2表10.1可知极限转速9000r/min 已知道n2=92.44r/min，两个轴承的径向反力=891N得轴承内部轴向力=0.6,即=0.6=0.6891=534.6N因为+=，故=0. 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端：=534.6N;= =534.6N;求系数X,YFA1/FR1=534.6N/891N =0.6FA2/FR2=534.6N/891N =0.6查表得：e=0.68FA1/FR1e x1=1 y1=0 FA2/FR236000h。故预期寿命合格。七、键链接的选择及校核计算1、根据轴径的尺寸，由1中表12-6高速轴(主动轴)与V带轮联接的键为：键836 GB1096-79大齿轮与轴连接的键为：键 1445 GB1096-79轴与联轴器的键为：键1063 GB1096-792、键的强度校核大齿轮与轴上的键 ：键1445 GB1096-79bh=149,L=45,则Ls=L-b=31mm圆周力：Fr=2TII/d=2213850/56=7637.5N挤压强度：=54.74Mpa125150MPa=p因此挤压强度足够剪切强度：=35.19Mpa120MPa=因此剪切强度足够键836 GB1096-79和键1040 GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算1、减速器附件的选择通气器：由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M181.5油面指示器：选用游标尺M12起吊装置：采用箱盖吊耳、箱座吊耳.放油螺塞：选用外六角油塞及垫片M181.5根据机械设计基础课程设计表5.3选择适当型号：起盖螺钉型号：GB/T5780 M1830,材料Q235高速轴轴承盖上的螺钉：GB578386 M8X12,材料Q235低速轴轴承盖上的螺钉：GB578386 M820,材料Q235螺栓：GB578286 M14100，材料Q235箱体的主要尺寸：(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025155+1= 4.875 取z=8(2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02155+1= 4.1 取z1=8(3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.58=12(4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.58=12(5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.58=20（6）加强肋厚箱座：m=0.85z=6.8；箱盖m1=0.85z1 =6.8(7)地脚螺钉直径df =0.036a+12=0.036155+12=17.58(取18) (8)地脚螺钉数目n=4 (因为a250) (9)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.7518= 13.5 (取1