设计输送传动装置

1、石家庄铁路职业技术学院 题 目: 设计输送传动装置 院 系: 城市轨道交通系 专 业: 机电一体化 姓 名: 王会轩 班 级: 71381班 指导教师: 常玮老师 目 录一 课程设计书 2二 设计要求 2三 设计步骤 21. 传动装置总体设计方案 32. 电动机的选择 43. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 54. 计算传动装置的运动和动力参数 55. 设计V带和带轮 66. 齿轮的设计 87. 滚动轴承和传动轴的设计 198. 键联接设计 269. 箱体结构的设计 2710.润滑密封设计 3011.联轴器设计 30四 设计小结 31 设计输送传动装置【设计任务书】 题目：设计输送传动装置

2、 一总体布置简图 如图1 2 总传动比误差为±5%，单向回转，轻微冲击。 三、原始数据：输出轴功率P/KW4输出轴转速n/(r/)38传动工作年限（年）10工作制度（班/日）1工作场所矿山批量大批 四设计内容： 1. 电动机的选择与运动参数计算； 2. 齿轮传动设计计算； 3. V带传动设计计算； 4. 轴的结构尺寸设计； 5. 键的选择； 6. 滚动轴承的选择； 7. 装配图、零件图的绘制； 8. 设计说明书的编写。【电动机的选择】1电动机类型和结构的选择 ：按照已知条件的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。 2电动机容量的选择：工作机所需功率：4kW 电动机的输出功

3、率：/，0.82，4.88kW 电动机转速的选择：=38r/，V带传动比i1=24，单级齿轮传动比i2=35（查表2.2） （i1×i2×i2）电动机转速范围为6843800r/3电动机型号确定：由附录八查出符合条件的电动机型号,并根据轮廓尺寸、重量、成本、传动比等因素的考虑，最后确定选定Y132S4型号的电动机，额度功率为5.5KW，满载转速1440r/【计算总传动比和分配传动比】1 由选定电动机的满载转速和输出轴转速，总传动比为i=/，得i=37.892合理分配各级传动比：V带传动比i1=3，闭合齿轮传动比i2=3.5，开式齿轮传动比i3=3.63运动和动力参数计算结果

4、列于下表：项 目 电动机轴轴I 轴II轴III 转速N/（r/）1201.2400.4114.438功率P/（）4.724.534.354转矩T/（N·m）31.3790.33303.521005.26传动比 i33.53.6效率 0.960.960.92【传动件设计计算】减速器齿轮设计： 1按表11.8选择齿轮材料 小齿轮材料为45钢调质，硬度为220250HBS 大齿轮材料为45钢正火，硬度为170210HBS 2因为是普通减速器，由表11.20选用9级精度，要求齿面粗糙度Ra=6.3m 3按齿面接触疲劳强度设计 确定有关参数与系数： 转矩：T1=69154N·mm 查

5、表11.10得：载荷系数K1.1 选小齿轮齿数Z130，则大齿轮齿数Z2iZ1=3.5×30=105.实际齿数比u=3.5 因单级直齿圆柱齿轮为对称布置，又为软齿面，由表11.19选取d（齿宽系数）=1 4许应接触应力H： 由图11.23查得 Hlim1560MPa Hlim2530MPa 由表11.19查得 =1。 N160·n1·j·60×480×1×（6×52×80）7.20×10e8N2N1/i7.20×10e8/3.5=2.05×10e8 由图11.26查得 Zn1

6、1 Zn21.05 计算接触疲劳许用应力：H1ZnT1·Hlim1/Sh560MPa H2ZnT2·Hlim2/Sh557MPa 试算小齿轮分度圆直径，确定模数： d1 76.43×=51.82mm m=d1/z1=1.73mm 由表11.3取标准模数 m=2mm5主要尺寸计算： 分度圆直径 d1=mz1=3×20=60mm d2=mz2=3×105=240mm 齿宽 b=dd1=1×60=60mm 取b2=60mm 则b1=b2+5=65mm 中心距a=0.5×m（Z1+Z2）=135mm6按齿根弯曲疲劳强度校核: 由式（

7、11.12）得出，如FF，则校核合格。 确定有关系数和参数： 齿形系数YF，查表11.12得 YF1=2.54 YF2=2.14 应力学整系数Ys，查表11.13得 Ys1=1.63 Ys2=1.88 许应弯曲应力F 由图11.24查得 Flim1=210Mpa Flim2=190Mpa 由表11.9查得 SF=1.3 由图11.25查得 YNI=YN2=1 由式（11.16）可得 F1=YNI·Flim/SF=162Mpa F2=YNI·Flim/SF=146MPa 故计算出 F1=21Mpa F1 F2=20MpaF2 齿根弯曲疲劳强度校核合格。7 验算齿轮的圆周速度：

8、 V=·d1·n1/（60×1000）=1.5m/s 由表11.21可知，选9级精度合适8 几何尺寸计算及绘制齿轮零件工作图： 以大齿轮为例，齿轮的直顶圆直径为：da2=d2+2ha=214mm，由于200da2500之间，所以采用腹板式结构。齿轮零件工作图如下。开式齿轮设计： 1按表11.8选择齿轮材料 小齿轮材料为40Cr合金钢表面淬火，硬度为4855HBS 大齿轮材料为40Cr合金钢调制，硬度为240260HBS 2由表11.20选用9级精度，要求齿面粗糙度Ra=6.3m 3按齿面接触强度设计 确定有关参数与系数： 转矩：T=230000N·mm

9、查表11.10得：载荷系数K1.1 选小齿轮齿数Z120，则大齿轮齿数Z2iZ1=3.92×20=78.4，圆整数78。 实际齿数比u=3.9，误差为0.5%<+5% 因单级直齿圆柱齿轮为不对称布置，又为硬齿面，由表11.19选取d（齿宽系数）=0.5 4许应接触应力H： 由图11.23查得 Hlim1800MPa Hlim2720MPa 由表11.19查得 =1.1。 N160·n1·j·60×137×1×（6×52×80）2.05×10e8N2N1/i2.05×10e8/3.

10、9=5.26×10e7 由图11.26查得 Zn11.11 Zn21.25 计算接触疲劳许用应力：H1ZnT1·Hlim1/Sh807MPa H2ZnT2·Hlim2/Sh818MPa 试算小齿轮分度圆直径，确定模数： d1 76.43×=75.82mm m=d1/z1=3.791mm 由表11.3取标准模数 m=4mm5主要尺寸计算： 分度圆直径 d1=mz1=4×20=80mm d2=mz2=4×78=312mm 齿宽 b=dd1=0.5×80=40mm 取b2=40mm 则b1=b2+5=45mm 中心距a=0.5&#

11、215;m（Z1+Z2）=196mm6按齿根弯曲疲劳强度校核: 由式（11.12）得出，如FF，则校核合格。 确定有关系数和参数： 齿形系数YF，查表11.12得 YF1=2.81 YF2=2.25 应力学整系数Ys，查表11.13得 Ys1=1.56 Ys2=1.77 许应弯曲应力F 由图11.24查得 Flim1=720Mpa Flim2=250Mpa 由表11.9查得 SF=1.5 由图11.25查得 YNI=YN2=1 由式（11.16）可得 F1=YNI·Flim/SF=480Mpa F2=YNI·Flim/SF=167MPa 故计算出 F1=173Mpa F1

12、F2=157MpaF2 齿根弯曲疲劳强度校核合格。9 验算齿轮的圆周速度： V=·d1·n1/（60×1000）=0.57m/s 由表11.21可知，选9级精度合适10 几何尺寸计算及绘制齿轮零件工作图： 以大齿轮为例，齿轮的直顶圆直径为：da2=d2+2ha=320mm，由于200da2500之间，所以采用腹板式结构。齿轮零件工作图如下。v带传动设计： (1) 确定功率由表9.21查得=1.1，由式得=KAP=4.4kw(2) 选取普通v带型号根据=4.4kw =1440r/,由图9.13选用A型普通v带。(3)确定带轮基准直径、根据表9.6和图9.13选取=1

13、00mm>=90mm大带轮基准直径为=/× =270mm按表9.3选取标准值=265mm，实际转速489.8r/，误差相对率2%，总误差<+5%允许（4） 验算带速v V=··/（60×1000）=6.78m/s，带速在525m/s范围内。（5） 确定带的基准长度和实际中心距 初定中心距=1200mm由表9.4选取基准长度=2800mm实际中心距为=+(-)/2=1118.31mm(6) 校验小带轮包角 =180°-57.3°×（dd2-dd1)/=171°>120°，合格。(7) 确定

14、v带根数z确定有关系数和参数根据=90mm,n1=1440r/,查表9.9得=1.07kw由表9.18查得=0.001275，根据传动比i=2.94，查表9.19得=1.1373，则=0.18kw由表9.4查得带长度修正系数KL=1.11，由图9.12查得包角系数=0.98，得普通v带根数z=4（8） 求单根v带初拉力由表9.6查得A型普通v带的每米质量q=0.10kg/m,得F0=500/()(2.5/-1)=46.78N（9） 计算带轮轴上所受的压力FQ=2F0zsin（a1/2）=373.08N（10） 带轮的结构设计如图单位。 项目 符号 槽型计算选取数据BSPB 基准宽度14.014

15、.0 基准线上槽深3.53.5 基准线下槽深10.814.010.8 槽间距e19±0.419.2槽边距11.511.5最小轮缘厚7.57.5圆角半径0.20.50.4带轮宽BB=（z-1）e+2f z轮槽数B=80.6外径=+2=280+2×3.5 =287轮 槽 角 32°相应 的基 准 直径34°19036°38°>190280 极限偏差±30±30 （10）设计结果选用4根A2800 GB/T13575.192v带，中心距a=1118mm，小带轮直径=90mm，大带轮直径=265mm，轴上压力FQ=3

16、73.08N【轴的设计计算】轴的设计1 选择轴的材料，确定许用应力： 由已知条件可知此减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。由表16.1查得强度极限B=637Mpa，再由表16.3查得许用弯曲应力-1b=60Mpa2按钮转强度估算轴径（最小直径） 查表16.2得 C=118107 得 dC=（107118）·=20.722.8mm。 考虑到轴的最小直径处要安装带轮，会有键槽存在，故需将估算直径加大3%-5%，取为26.529.7mm，由设计手册取标准直径d=24mm3 轴的结构设计草图: 轴的结构草图轴的设计：1选择轴的材料，确定许用应力： 由已知

17、条件可知此减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。由表16.1查得强度极限B=637Mpa，再由表16.3查得许用弯曲应力-1b=60Mpa2按钮转强度估算轴径（最小直径） 查表16.2得 C=118107 得 dC=（107118）·=30.934.1mm。 考虑到轴的最小直径处要安装齿轮，会有键槽存在，故需将估算直径加大3%-5%，取为31.8335.81mm，由设计手册取标准直径d=34mm3轴的结构设计草图: 轴的结构草图轴的设计：1选择轴的材料，确定许用应力： 由已知条件可知此减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经

18、调质处理。由表16.1查得强度极限B=637Mpa，再由表16.3查得许用弯曲应力-1b=60Mpa2按钮转强度估算轴径（最小直径） 查表16.2得 C=107118 得 dC=（107118）·=47.29-52.16mm 由设计手册取标准直径d=50mm3轴的结构设计草图略【键连接的选择】 均选择A型平键。代号轴径/mm键宽/mm键高/mm键长/mm轴键248750轴键3410856轴键3410836轴键4514950【滚动轴承的选择及计算】 I轴： 1经强度校核，选择滚动轴承 6206型 d=30mm D=62mm B=16mm2公差等级选择：选普通级PO轴承。 II轴： 1经强度校核，选择滚动轴承 6208型 d=40mm D=80mm B=18mm2公差等级选择：选普通级PO轴承。【箱体结构尺寸计算】 1类型选择：选择一级铸铁圆柱齿轮减速器。2箱体主要结构尺寸：（mm）名 称箱座壁厚箱盖壁厚1箱盖凸缘厚度b1尺 寸/mm88