传动系统的总体设计

1、传动系统的总体设计一.传动方案二.电动机型号及参数选择（1）电动机输出功率的确定 1.工作机所需功率kw-机械设计手册表1-5查得2.传动装置的效率 以上参数由机械设计手册表1-5查得书第4页3.电动机输出功率（2）电动机类型及型号的选择1.电动机Y系列2.电动机型号的确定 由机械设计手册表12-1查得书第173页选取型号为Y132M-4其主要数据见下表电动机的额定功率7.5kw电动机满载转速 1440r/min电动机伸出端直径 38mm电动机伸出端轴安装长度 80mm三.总传动比的计算及传动比的分配（1）总传动比的计算（2）总传动比的分配四.传动装置运动参数的计算（1）各轴功率的计算高速轴输

2、入功率：低速轴输入功率：-v带传动的效率-一对轴承传动的效率-齿轮传动的效率（2）各轴转速的计算高速轴的转速： （2.14）低速轴的转速： （2.15）式中n-电动机的满载转速-v带传动的传动比-齿轮传动的传动比由（2.14）求得（3）各轴输入转矩的计算高速轴输入转矩： （2.16）低速轴输入转矩： （2.17）由（2.16）求得由（2.17）求得各轴功率.转速.转矩列于下表：轴名功率（kw）转速（r/min）转矩()高速轴7.2382.1656179.922低速轴6.91476.4331863.8757传动零件和轴的设计电动机型号Y132M-4，额定功率7.5kw,转速n=1440r/min

3、,传动比=3.768，两班制工作，载荷平稳，使用寿命为 5 年，作业场尘土飞扬，运输带速度允许误差为±5%，结构紧凑一.v带传动和齿轮传动的设计（1）v带传动的设计1.确定设计功率。-工况系数由机械设计课本102页表7-6查得2.选取带型。根据、n,由图7.11查取，选A型带。3.确定带轮的基准直径。根据表7.7荐用最小基准直径，可选小带轮直径为dd1=100mm,则大带轮直径为 dd2=dd1=3.768×100=376.8mm根据表7.3取dd2=400mm,其传动比误差i>5%,故不可用。3.改选小带轮直径为dd1=112mm,则大带轮直径为 dd2=dd1=3

4、.768×112=422.016mm根据表7.3取dd2=425mm,其传动比误差i<5%,故可用。4.验算带的速度故符合要求。5.确定v带长度和中心距。根据0.7（dd1×dd2）a02（dd1×dd2）初步确定中心距 0.7（112+425）=537a02（112+425）=1074因要求结构紧凑，故去偏小值a0=600mm。根据式（7.4）计算v带基准长度 Ld'=2a0+2（dd1+dd2）+由表7.2选v带基准长度为Ld=2240mm。由式（7.22）计算实际中心距a6.计算小轮包角。由式（7.3）得合适。7.由式（7.23）计算带的根数z

5、。由表7.3查取单根v带所能传递的功率为P0=1.60kw。 由式（7.19）计算功率增量P0。由表7.4查得 Kb=0.7725×10-3由表7.5查得Ki=1.14故得由表7.8查得 ka=0.93由表7.2查得 KL=1.06则带的根数为 取z = 6根。8.计算初拉力。由表7.1查得m = 0.1kg/m 由式（7.24）得初拉力9.计算作用在轴上的压力。由式（7.25）得 Y132M-410.带轮设计基准直径小带轮112大带轮4251.带轮材料选择本设计中转速要求不高，材料选用 HT200；2.带轮结构形式（1）小带轮设计 由Y132M-4电动机可知其轴伸直径为d=38mm

6、，故因小带轮与其装配，故小带轮的轴孔直径=38mm。机械设计手册（新编软件版2008）-v带轮的结构形式和辐板厚度查得小带轮结构为实心轮。 （2）大带轮设计 大带轮轴孔取=32mm，由机械设计手册（新编软件版2008）-v带轮的结构形式和辐板厚度查得可知其结构为孔板式。3. 带轮结构尺寸V带轮轮缘尺寸(基准宽度制)(摘自GB/T 10412-2002)查查机械设计书表7.9，108页得 ，e=150.3，B=(z-1)e+2f(6-1)x15+20=95mm;C=10mm;1.小带轮；，取=75mm;2.大带轮；，取=63mm;由于带轮的直径取标准值V带，齿轮传动比变为：齿轮传动的设计1. 选

7、择齿轮材料，热处理方式和精度等级考虑到带式运输机为一般机械，故大，小齿轮均选用45号钢，采用软齿面，由表8.2得：小齿轮调制处理，齿面硬度为217255HBW,平均硬度为236HBW;大齿轮正火处理，齿面硬度为162217HBW,平均硬度为190HBW。大小齿轮齿面平均硬度差为46HBW,在3050HBW范围内。选用8级精度。由上面设计得轴名功率（kw）转速（r/min）转矩()高速轴7.2382.1656179.922低速轴6.91476.4331863.87572.初步计算传动主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计。由式（8.21）式中各参数为： （1）小齿轮传递的转矩

8、 （2）设计时，因v值未知，Kv不能确定，故可初选载荷系数Kt=1.11.8,本题初取Kt=1.4。（3）由表8.6取齿宽系数d=1.1。（4）由表8.5查得弹性系数ZE=189.8MPa。（5）初选螺旋角=15°，由图8.14查得节点区域系数ZH=2.42。（6）齿数比u=i=4.96。（7）初选z1=21,则z2=uz1=4.96×21=104.16,取z2=104。由式（8.1）端面重合度 由式（8.2）得轴面重合度=0.318dz1tan=0.318×1.1×21×tan15°=1.9683由图8.15查得重合度系数Z=0.7

9、65。（8）由图8.24查得螺旋角系数Z=0.98。（9）许用接触应力由式（8.26）H=ZNHlimSH 算得。 由图8.28（e）、（a）得接触疲劳极限应力Hliml=570MPa,Hlim2=390MPa。小齿轮1与大齿轮2的应力循环次数分别为 由图8.29查得寿命系数ZN1=1.08,ZN2=1.16（允许局部点蚀）；由表8.7，取安全系数SH=1.0故取 初算小齿轮1的分度圆直径d1t ,得3。确定传动尺寸 （1）计算载荷系数。由表8.3查得使用系数KA =1.0。 因 由图8.7查得动载系数Kv=1.12由图8.11查得齿向载荷分布系数K=1.11(设轴向刚性大)。由表8.4查得齿

10、间载荷分配系数=1.2。故载荷系数K=1.0×1.12×1.11×1.2=1.49。（2）对d1t进行修正。因K与Kt有较大差异，故需对按Kt值计算出的d1t进行修正，即（3）确定模数mn(4)确定传动尺寸。中心距圆整为a=195mm，则螺旋角因为值与初选值相差较大，故与值有关的数值需要修正，修正的结果是：显然值改变后，d1的计算值变化很小（由69.79mm增大为69.83mm）因此，不再修正mn和a,故所以：即：（3）确定模数mn(4)确定传动尺寸。中心距圆整为a=260mm，则螺旋角因为值与初选值相差较大，故与值有关的数值需要修正，修正的结果是：显然值改变后，

11、d1的计算值变化很小（由69.79mm增大为69.83mm）因此，不再修正mn和a,故由b2=dd1=1.1×87.36=96.096,取b2=96mm又b1=b2+(510)mm,故取b1=105mm4 校核齿根完全疲劳强度式中各参数(1)K,T,mn,d1值同前(2)齿宽b=b2=96mm(3)齿形系数YF和应力修正系数Ys当量齿数由图8.19查得YF1=2.70 YF2=2.30由图8.20查得Ys1=1.52 Ys2=1.74(4)由图8.21查得重合度系数Y=0.71(5)由图8.26查得螺旋角系数Y=0.96(6)许用弯曲应力可由式8.29F=YNFlimSF算得由图8.

12、28（f）（b）查得弯曲疲劳极限应力Flim1=220MPa Flim2=170MPa由图8.30查得寿命系数YN1=YN2=1.0由表8.7查得安全系数SF=1.25 故满足弯曲疲劳强度。5. 由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮487.369621大齿轮4432.64105104轴的设计计算由上面设计得轴名功率（kw）转速（r/min）转矩()高速轴7.2382.1656179.922低速轴6.91476.4331863.8757一.高速轴的设计I轴的设计计算1.求轴上的功率，转速和转矩 由前面算得P=7.2KW，n=382.1656，T =179922N 2.求作用在齿轮上的力 已知高

13、速级小齿轮的分度圆直径为 d=87.36mm 而 F= F=F=4119.09=1556.26N F=Ftan=4119.09=1146.97N 3.初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据根据机械设计（濮良贵）表2表15-3，取A=112，于是得： d=A=29.79mm 考虑到键槽的影响，当该轴段截面上有一个键槽时，d增大5%7%，两个键槽时，d增大10%15%。，所以轴径应增大5%故d=31.28mm，由机械设计手册（新编软件版2008）-v带轮的结构和辐板厚度，查得带轮轴孔有20，22，24，25，28，30，32，35等规格，故取=32mm。高速

14、轴工作简图如图(a)所示 1 2 3 4 5 6 7（1）首先确定个段直径1段：=32mm 有最小直径算出）2段：=35mm，根据油封标准（由机械设计课程设计手册表7-12，94页），选择毡圈孔径为35mm的3段：轴段3和轴段5安装轴承，尺寸由轴承确定。考虑使用斜齿轮,齿轮有轴向力，轴承类型选用角接触球轴承，根据GB/T 2761994（），初选轴承7208C，d=40mm，外形尺寸D=80mm，B=18mm，轴件安装尺寸=47mm,采用脂润滑。机械设计手册（新编软件版2008）-角接触球轴承(摘自GB/T 292-2007)，查得。故取= =40mm。4段：设计非定位轴肩取轴肩高度h=2.5

15、mm，故=45mm。5段:用来定位齿轮，由机械设计表10-3，书198页得h=（0.070.1）, =51.354mm，所以取=52mm。6段：按照轴承的安装手册，查机械设计课程设计手册表6-6，78页=47mm。7段：取同一根轴两端同型号= =40mm。（2）确定轴各段的长度1段：带轮宽B=95mm故此段轴长取=95mm2段：2段用于安装轴承端盖，轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与1段右端的距离为30mm。故取=50mm3段：=28mm, 与轴承（角接触球轴承7208C）配合,长度等于轴承宽度（机械设计课程设计手

16、册表6-5，76页）与挡油板宽度之和（2+3=8+10=18mm,挡油板宽度等于齿轮端面与箱体内壁距离与轴承至箱体内壁距离之和，取18mm）则=18+18=36mm。4段：齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，已知齿轮宽度为96mm为是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度故取92mm。5段: 齿轮右边为轴肩定位，轴肩高h0.07d，故取h=4mm，宽度b1.4h取=10mm6段: 齿轮右边V-VI段为轴肩定位，轴肩高h0.07d，故取h=5mm宽度b1.4h取=8mm7段:长度等于轴承宽度与挡油板宽度之和（2+3=8+10=18mm,挡油板宽度等于齿轮端面与箱体内壁距离与轴承至箱体内壁距离之和，取18mm）则=36mm。轴总长L=327mm二.低速轴的设计1.选择轴的材料45号钢调质处理2.求作用在齿轮上的力因已知低速级大齿轮的分度圆直径为：432.64mm而 3.初算轴的直径由于选取的材料为45号钢调质处理。根据机械设计（濮良贵）表15-3，取考虑到键槽的影响，当该轴段截面上有一个键槽时，d增大5%7