单级减速器链传动课程设计

1、目录目录 目录目录.1 1 1.1.设计任务书设计任务书.2 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 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.6 6 3.1 减速器以外的传动零件设计计算.6 设计链传动.6 3.2 减速器以内的传动零件设

2、计计算.7 设计齿轮传动.7 4.4. 轴的设计计算轴的设计计算.1111 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.1515 5.1 低速轴轴承.15 5.2 高速轴轴承.15 6.6.键联接的选择和验算键联接的选择和验算.1616 (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.16 (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.1717 8.8.减速器的润滑及密封

3、形式选择减速器的润滑及密封形式选择.1818 9 9. .参考文献参考文献.1818 1.1.设计任务书设计任务书 1.1设计题目设计题目 设计带式传输机的单级圆柱齿轮链传动减速器装置 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 153 灰尘极少轻微冲击小批 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) 518001.8300 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 3

4、80 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）卷筒所需有效功率 kw fv pw24.3 1000 8.11800 1000 （2）传动总效率 根据表 2.2-1 确定各部分的效率: 弹性联轴器效率 1=0.99 两对滚动轴承效率 2=0.98 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=0.96 传动滚筒的效率 6=0.96 85.0 96.096.097.098.099.0 2 6543 2 21 （3）所需的电动机的功率 pr=4.96kww p p w r k811 . 3 85 . 0 24 . 3 查表 2.9

5、-1 可选的 y 系列三相异步电动机 y112m-4，kwp4 0 y132m1-6 型，额定，或选 y160m1-8 型，kwp4 0 额定，满足kwp4 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/65.114 3 . 0 8 . 16060 w r d v n 链传动：，一级圆柱齿轮 查表 1 62 1 i63 2 i 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

6、比 1y112m-44150014403812.56 2y132m1-641000960738.37 3y160m1-847507201186.27 比较两种方案，为 使传动装置结构紧凑，选用方案 1。电动机型号为 y112m-4。 由表 2.9-2 查得其主要性能数据列于下表 电动机额定功率/kw 0 p 4 电动机满载转速/(r/min) 0 n 1440 电动机轴伸直径 d/mm 28 电动机轴伸长度 e/mm 60 电动机中心高 h/mm 265 堵转转矩/额定转矩 2.2 2.22.2 分配传动比分配传动比 （1）总传动比 56.12 114.65 1440 0 w n n i 查表

7、 2.2-1 得 取链传动比=4 23 i 则齿轮传动的传动比为 14 . 3 5 . 2 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 4 0 min/1440 0 rn mn n p t 53.26 1440 104 55. 955 . 9 3 0 0 0 1 轴： 即减速器的高速轴 kwpp96.399.04 0101 min/1440 01 0 1 r i n n mn n p t 26.26 1440 10

8、96. 3 55 . 9 55 . 9 3 1 1 1 2 轴：即减速器的低速轴 kwpp881. 398. 099. 096 . 3 1212 min/ 6 . 458 14 . 3 1440 12 1 2 r i n n mn n p t 81.80 458.6 10881 . 3 55 . 9 55 . 9 3 2 2 2 3 轴：即传动滚筒轴 kwpp65 . 3 96 . 0 98 . 0 881 . 3 2323 min/65.114 4 458.6 23 2 3 r i n n mn n p t 304 114.65 1065 . 3 55 . 9 55 . 9 3 3 3 3

9、2.3.22.3.2 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 4144026.53联轴 器 10.99 1 3.96144026.26 齿轮 传动 3.140.96 2 3.881458.680.81 3 4.30114.65304 链传 动 40.91 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： 994 . 3 65.144 45806 n n 2 1 i

10、 由传动比取小链轮齿数=19 因链轮齿数最好 1 z 为奇数，大链轮齿数，所7619994 . 3 12 izz 以取 =75 2 z 实际传动比： 95. 3 19 75 1 2 z z i 2）确定链条节距 由式 ，查表得，工况系数1 pz a kk pk p 0 a k 小链轮齿数系数： 35 . 1 z k 取单排链，取=1.0 ： p kkwpkkp za 98 . 4 69 . 3 35 . 1 1 0 r/min，查图 9-11：选链号 12-1，查表 9-1 可以得： 6 . 458 2 n 节距 p=19.05mm 3)计算链长 初选： =3050p=3050 19.05=5

11、71.58-952.5mm 0 a 选mm700 o a 链长： 128) 2 1975 ( 700 19.05 2 1975 05.19 700 2) 2 ( 2 2 2 2 12 0 120 zz a pzz p a lp 取 =128 节 p l 4)验算链速： 77. 2 100060 05.19 6 . 45819 100060 21 pnz v v15 m/s 适合 5）选择润滑方式： 按 v=2.77m/s,链号 12-1，查图选用油盘飞溅润滑。 6）作用在轴上的力 有效圆周力： n v p fe 8 . 1797 77 . 2 98 . 4 10001000 作用在轴上的力：n

12、ff eq 292424372 . 12 . 1 7）链轮尺寸及结构 分度圆直径： mm z p d74.115 19 180 sin 05.19 180 sin 0 1 0 1 mmd74.455 75 180 sin 05.19 0 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： 小齿轮选用 45cr 调质钢，调质处理，齿面硬度 280hbs， 大齿轮选用 45# #调质钢，齿面硬度 240hbs。 计算应力循环次数 9 11 102208. 6)2830015(114406060 h jlnn 9 9 1 2 10

13、9811 . 1 17 . 3 102208 . 6 i n n 查图 10-14，zn1=1.0 zn2=1.01 由式 10-15，zx1=zx2=1.0 ， 取 shmin=1.0 由图 11-13b，得 ,mpa h 700 1lim mpa h 650 2lim 计算许用接触应力 mpa h 6307009 . 0 1 mpa h 47550095. 0 2 因，故取 12hh 2 2 /475mn hh 2） 按齿面接触强度确定中心距 小轮转矩mnt 48840 1 初取，取，由表 11-5 得3 . 1 2 ttz k 4 . 0 a mpaze 8 . 189 由表 10-6

14、得，减速传动，; 5 . 2 h z19 . 3 iu 由式（5-39）计算中心距 a ()!+ mm45.44 475 8 . 1895 . 2 016 . 3 4 . 02 488401 . 1 32. 2 2 ) 1( 3 2 3 2 1 h eh a t zzzz u kt ud 由于, (1+i12)=93.67 取中心距 a=94mm。 a=94mm 2 t d a 估算模数 m=(0.0070.02)a=0.982.8mm, 取标准模数 m=2mm。 m=2mm 小齿轮齿数： 取 2343.22 ) 119 . 3 (2 942 ) 1(m a2 1 u z 大齿轮齿数： z2=

15、uz1= 取 74 6 . 732319 . 3 取 z1=23，z2=74 z1=23，z2=74 实际传动比21. 3 23 74 1 2 z z i 传动比误差 ，%5%86 . 0 %100 19. 3 |19 . 3 21 . 3 | %100 i ii i 在允许范围内。 齿轮分度圆直径 mmzmd n 46232 11 mmzmd n 148742 22 圆周速度sm nd v/46656 . 3 106 144046 1060 43 11 由表 11-6,取齿轮精度为 8 级. (3) (4) (5) 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.

16、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 46461 b1=52，b2=46 由图 10-3(a)，按 b/d1=52/46=1.13,考虑轴的刚度较大和 齿轮相对轴承为对称布置得 ，k=1.0 由表 11-4，得 k=1.1 载荷系数452 . 1 1 . 10 . 132. 10 . 1 k kkkk va 由图 11-4，得，784 . 0 1 924 . 0 2 所以708. 1924 . 0 784. 0 21 由图 11-6 得，87. 0 z 计算齿面接触应力 mpa

17、mpa u u bd kt zzz h ehh 47517.392 21. 3 121 . 3 4652 26260452 . 1 2 87 . 0 8 . 1895 . 2 12 2 2 1 1 故在安全范围内。 （4）校核齿根弯曲疲劳强度 按 z1=23，z2=74, 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

18、 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 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 saf

19、a 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=23, z2=74, u=3.21， m=2mm， mm, mm 46232 11 mzd148742 22 mzd mm5020 . 12462 11 m hdd aa mm 15220 . 121482 22 m hdd aa mm 412)25. 00 . 1 (246)(2 11 mchdd af mm1432)25. 00 . 1 (2148)(2 22 mchdd af a=97mm mm, b1=b2+(510)=52m

20、m 46 2 bb 根据小齿轮尺寸可以选择齿轮轴，大齿轮直径mmd160 2 则选择实心式齿轮 ，v=10.77，那么齿轮可以选择浸sm/12 油润滑，浸油深度 10 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 mmemmd62,28 则 d=(0.81.0)d=(0.81.0)28=22.438mm 电机 取 d=25mm。 d=25mm 2选择联轴器 根据传动装置的工作条件选用凸缘联轴器 （gb/t 4323-2002） 。 计算转矩为 c

21、 t =1.326.26=34.5 c ttkamn 式中 t联轴器所传递的标称扭矩， t=9.55=9.55 n p 26.26 1440 1096 . 3 3 mn 工作情况系数，取=1.3。 a k a k 查表 14-1，综合考虑，可选择凸缘联轴器 gy3 型号 公称 转矩 许用转速 轴孔 直径 轴孔 长度 s 质量 kg gy31129500 d1 d2 25 28 y62 j44 62.38 选定联轴器型号为： gy3 联轴器 gb/t 43232002 4425 6228 j jy 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

22、计算轴伸直径 mm n p ad45.31 6 . 458 7644 . 3 118 33 0 按一个键槽考虑，最小直径加大 5%，得 dmin=31.45 (1+5%)=33.0225mm，取 d0=35 d1=(3642)mm ， 取 d1=40 根据轴承取标准值，查表 2-13-1， 选 6208 型号的深沟球滚子轴承。轴承型号为 6208 gb/t276-1994 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=80.81n.m 圆周力 ft=80.81n n d t ft 6 . 734 220 808102 2 径向力 fr=267.37n ntgtgff

23、tr 37.26720 6 . 734 轴向力 =0nntgtgff ta 001349 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 l

24、l lllflf r r az 5580 5 . 555 .55 5 . 55.555 5 . 912924555.491 )( 23 321q2 ）（ az r 得：0z n =216521652924-491-5580- qb ffrr razzbz rn c 点 ， =37435n.mm mmnlrm ayy 4 3c 107435 . 3 .555 5 . 674 cy m 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 a.

25、 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

26、 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 13-3 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

27、9 dc=30.9mm45mm ,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 35mm，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 6208 ： 查表得 knc 5 . 29kncr18 2） 、计算径向支反力 =3265.5nrrr azay 5 . 3265 22 1 1 rn =2268nrrr

28、 bzby 2268 22 2 2 rn 取 p=5621n 3) 校核轴承寿命 =6.0364 104h h38004h100364 . 6 32652 . 1 295001 9.923060 10 p 60 10 4 3 10 6 3 10 t 6 8 f f p c n l h h l8 故满足轴承的寿命要求 5.2 高速轴轴承 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 6207 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=30mm 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 1445gb1096-79 (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 型普通平键，联轴器材料为钢. 2）确定键的尺寸 b=8mm，h=8mm, l=30mm ,=100 p 2 /mmn 同上面的方法： 2 /58.50 )1050(835 14161044 mmn dhl t p 因，故安全。所以选键