某车间零件传送设备的传动装置设计说明书

1 某车间 零件 传 送 设备 的 传动装 置设计说明书 电动 机的 选择 类 型 按工作要求： 连续单 向 运转 ， 载 荷平 稳 ； 选用 Y 系列全 封闭 自扇冷式 笼 型三相异步 电动 机， 电压 380V。 容量 电动 机工作效率 为 （查 课 程 设计 ，由式 2 m in/ 工作机所需工作功率 为 5 0 5 0 传动 装 置的 总 效率 为 （由式 2 5423421 2： 率1=滚动轴 承（一 对 ）2= 柱 齿轮传动 效率3=联轴器传动 效率4=传动滚 筒5= 4a=电动 机工作功率 为= 动 机技 术数 据， 选 取 电动 机 额 定功率 动 机 转 速 滚 筒工作 转 速 n =传动 比321a 按表 2动 比，平 带传动 比 421 i ，二 级圆 柱 齿轮传动 比：2 8 60i 总传动 比范 围6 240， 电动 机 转 速范 围为 dn 16 240） 11472r/4确定 电动 机型 号 由表 19计 要求并 综 合考 虑电动 机和 传动装 置的尺寸、重量、价格等 选 定 电动 机型 号为 440r/2 传动装 置的 运动 和 动力参数计 算 1分配 传动 比 i=分配 传动装 置各 级传动 比 取 V 带传动传动 比 31i ，分配 两级圆 柱 齿轮减 速器的 传动 比，由低高 222 ，22 低高得，高速 级 的 传动 比 则 低速 级 的 传动 比 为 1i =定分配的合适： 321/a = i- i ） /i=（ ，倒角为 2、高速轴的结构设计 高速轴轴系的结构如下图： 图 3 高速轴 （ 1）各轴段的直径的确定 11d：最小直径，安装 v 带轮的外伸轴段，11 12512d：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，定位高度11( 0 . 0 7 0 . 1 )以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封），12d=303d：滚动轴承处轴段，13d=35承代号选取 6007，其尺寸为 d D B=3562144d：过渡轴段，由于高速齿轮传动的线速度小于 2m/s，滚动轴承可采用脂润式润滑。考虑到用轴肩定位轴承，所以14d=40轮处轴段：由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。所以轴和齿轮的材料和热处理方式需一样，均为 20碳淬火 15d： 由高速级小齿轮的安装设置，15d=526d：轴承装配关系确定，16d=407d：滚动轴承处轴段，17d=13d=35 （ 2）各轴段长度的确定 15 11l：由 V 带轮的轮孔 ,确定11l=902l：由箱体结构、轴承挡圈、装配关系等确定，12l=903l：由滚动轴承、挡油盘及装配关系决定，13l=164l：由装配关系、箱体结构等确定，14l=1565l：由高速级小齿轮宽 度1b=60定，15l=606l：由滚动轴承、挡油盘及装配关系决定，16l=287l：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定17l=14 3）细部结构 在与 b 610t=6t=r= 在12到密封作用： 滚动轴承与轴的配合采用过渡配合，此轴段的直径公差选为 6 参考课程设计查表 1414：各轴肩处的过渡圆角半径，若 a=()d， ac，取 角为 3、低速轴的结构设计 低速轴轴系的结构如下图： 图 4 低速轴 （ 1） 各轴段直 径的确定 31d：最小直径，安装联轴器的外伸轴段，37d=55 32d：根据轴承的装配要求确定，32d=603d：动轴承处轴段，33d=65接触轴承代号选取 6013，其尺寸为 d D B=651001816 34d：过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位，34d=705d： 轴环设置要求，35d=776d：低速大齿轮轴段，36d=706d：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封），37d：37d=33d=65接触轴承代号选取 6013，其尺寸为 d D B=6510018 2）各轴段长度的确定 31l：由连轴器的轴孔宽度确定， 箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，32l=703l：由滚动轴承装配关系确定，33l=184l：过渡轴段，34l=945l：轴环宽度，35l=106l：由低速大齿轮的毂孔宽度确定，36l=1067l：由滚动轴承、挡油环以及外伸轴段等确定，37l=52 3）细部结构设计 低速大齿轮处取 A 键： b 0 12 t=1t=r= 联轴器处键取 C 型： b 610t=t=r=齿轮轮毂与轴的配合选为 6r/770H ；滚动轴承与轴的配合采用过渡配合。 参考 教材查表 8：各轴肩处的过渡圆角半径，若 70d50 取 轴的校核 （ 1）高速轴的校核 0 458用在齿轮上的圆周力为：122=2 1000/242N 17 径向力为 242 用在轴 1 带轮上的外力： F=5000N 求垂直面的支反力： 2121 lF =(145 (50+145)=2 =96N 求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图： 22 =396 145/1000=1 =50/1000=水平面的支承力： 由1 1 2 2()l l F l得 =145 4242/(50+145)=2 =并绘制水平面弯矩图： 11 =50/1000=2 =145/1000= F 在支点产生的反力： 2131 =88 5000/(50+145)=F 12 =000=并绘制 F 力产生的弯矩图： 32 =5000 88/1000=1 =50/1000= 在 a 处产生的弯矩： 11 =50/1000=合成弯矩图： 考虑最不利的情况，把 2av 接相加。 22 = 22 4 =18 22/ = 21 57. 73 5 7. 4 1 =危险截面当量弯矩： 最危险截面其当量弯矩为：（取折合系数 ） 22 = 22 0 =算危险截面处轴的直径： 因为材料选 择 #45 调质，查机械设计课本表 6 650B M ，许用弯曲应力 1 60b M ，则： 3 1 为5d 4d =25mmd，所以该轴是安全的。 3）、弯矩及轴的受力分析图如下： 轴1 19 （ 2）中间轴的校核 1 0 3用在 2、 3 齿轮上的圆周力： 232 2=2 321 1000/43 2=2 1000/100=16470N 径向力： 2=480N 3 =16470 垂直面的支反力 : 321322331 =73+1480 (70+73)/(51+70+73)=132 =算垂直弯矩： 11 =51/1000=2211 )( n =(51+70)/100070/1000=水平面的支承力： 9 4737051)7370( 6 5731 6 4 7 0)(321322331 322 =)、计算、绘制水平面弯矩图： 11 =51/1000=3212 )( n =(51+70)/100070/1000=合成弯矩图，按最不利情况考虑： 22 aH = 22 =222 )- 2 5 2 5 . 2()- 2 4 4 . 6( a H na v 危险截面当量弯矩： 最危险截面当量弯矩为：（取折合系数 ） 22 = 22 3 2 = 22 = 22 =20 计算危险截面处轴的直径： 因为材料选择 #45 调质，查机械设计 课本表 6 650B M ，许用弯曲应力 1 60b M ，则： 3 1 为 1d =45mmd，所以该轴是安全的。 3）、弯矩及轴的受力分析图如下： （ 3）低速轴的校核 校核该轴和轴承： 2 58 10作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。 作用在齿轮上的圆周力： 4421000/270=6100N 径向力： 100 196N F=2000N 21 求垂直面的支反力： 2121 lF 2196/(72+158)= 2 =算垂直弯矩： 22158/1000=1 =72/1000=水平面的支承力。 2121 lF =72 6100/(72+158)= 2 =算、绘制水平面弯矩图。 11 = 72/1000= 6 2 . 11 0 0 0/ F 在支点产生的反力 9 11 5 872 5 0 0 01 1 02131 N F 12 =000=并绘制 F 力产生的弯矩图： 32 =5000 158/1000=1 =72/1000= 在 a 处产生的弯矩： 0 0/ 9 111 合成弯矩图： 22 = 22 8 =危险截面当量弯矩： 最危险截面其当量弯矩为：（取折合系数 ） 22 = 22 =算危险截面处轴的直径： 因为材料选择 #45 调质，查机械设计课本表 6 650B M ，许用弯曲应力 22 1 60b M ，则： 3 1 为 1d =55mmd，所以该轴是安全的。 （ 6）弯矩及轴的受力分析图如下： 滚动轴承的选择及校核计算 一）中间轴的滚动轴承 （ 1）、深沟球轴承的选择 根据载荷及速度情况，拟定选用角接触球轴承。由中间轴的结构设计，根据 2125 =40沟球轴承选取 6008，根据机械设计课本表 7：尺寸为 d D B=40 23 68 15mm r 。 （ 2）、深沟球轴承的校核 轴承受力图：暂略 1、 先计算轴承 1、 2的轴向力F 和齿轮 2产生的轴向力 3 6 5 . 9t 的产生轴向力 4 7 0t 4 31 5 3 1 (方向见图示 ) 5 0 1 2 (方向见图示 ) 因为21 所以轴承 1为松端 11a =以轴承 2为压紧端 12=、 计算轴承 1、 2的当量载荷 查表得 e= 211 故当量动载荷为： 3、 验算轴承寿命 因 12 ，故只需验算 2 轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为 10（年） 300（天） 8（小时 ） =24000h。 24 1022(4806010)(6010 24000h 其中，温度系数 1（轴承工作温度小于 0120 ）， 1.1微冲击）轴承具有足够寿命。 二）高速轴的深沟球轴承 （ 1）、深沟球轴承 的选择 根据载荷及速度情况，拟定选用角接触球轴承。由高速轴的结构设计，角接触球轴承选取 6007，根据表 17：尺寸为 d D B=35 62 14mm r 。 （ 2）、角接触球轴承的校核 轴承受力图：暂略 4、 先计算轴承 1、 2的轴向力F 和外部轴向力 448ta n 1 (方向见图示 ) 2 (方向见图示 ) 因为21 所以轴承 1为松端 11a =1102N 所以轴承 2为压紧端 22=1994N 5、 计算轴承 1、 2的当量载荷 查表得 e=211 故当量动载荷为： 6 41 6 1 62122211111 25 6、 验算轴承寿命 因 12 ，故只需验算 2 轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为 10（年） 300（天） 8（小时 ） =24000h。 6050)4406010)(6010 24000h 其中，温度系数 1（轴承工作温度小于 0120 ）， 1.1微冲击）轴承具有足够寿命。 三）低速轴的滚动轴承 （ 1）、角接触球轴承的选择 根据载荷及速度情况，拟定选用角接触球轴承。由高速轴 的结构设计，角接触球轴承选取 6013，根据表 17：尺寸为 d D B=65 100 18mm r 。 （ 2）、角接触球轴承的校核 轴承受力图：暂略 7、 先计算轴承 1、 2的轴向力F 和外部轴向力 70 8ta n 11 (方向见图示 ) 2 (方向见图示 ) 因为12 所以轴承 1为 松端 9 521 所以轴承 2为压紧端 8、 计算轴承 1、 2的当量载荷 查表得 e= 6 查表得 0,1;211 故当量动载荷为： 0 62122211111 9、 验算轴承寿命 因 21 ，故只需验算 1 轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为 10（ 年） 300（天） 8（小时 ） =24000h。 79 2473)86010)(6010 24000h 其中，温度系数 1（轴承工作温度小于 0120 ）， 1.1微冲击）轴承具有足够寿命。 键联接的选择及校核计算 一）中间轴上键的选择与校核 由中间轴的细部结构设计，选定：高速级大齿轮处的键为 1 键： b 4深 t=深1t=径 r=标记：键 14501096头普通平键（ A 型） ； 低速级小齿轮处取 2 键： b 49深 t=深1t=径 r=标记：键 12 901096头普通平键（ A 型） ； 由于是同一轴的键，传递的扭矩相同，所以只需要校核短的键即可。 齿轮轴段 d=40的工作 长度为 l=06的接触高度 k=9=传递的转矩为： 21N/m; 由书本表 10得键静连接时的挤压许用应力 00 （ 45 钢调质） 2 3 2 1 1 0 0 0 8 8 . 0 6 4 . 5 3 6 4 5p a M p a ，键联接强度足够。 二） 高速轴上键的选择与校核 由高速轴的细部结构设计，选定： v 带轮连接处取键为 3 键： b t=4t=r=标记：键 8 881096头普通平键（ A 型） ； 27 高速轴齿轮处的键为 4 键： b 610t=1t =r=标记：键 16 631096头普通平键（ A 型） ； 由于是同一轴的键，传递的扭矩相同，所以只需要校核短的键即可。 键的接触高度 k=5传递的转矩为： m; 由书本表 10得键静连接时的挤压许用应力 00 （ 45 钢调质）， p =（ 2 1000） /（ 5 52 63） =p 键联接强度足够。 三）低速轴上键的选择与校核 由低速轴的细部结构设计，选定：与联轴器联接处的键为 5 键： b 60t=6，1t=r=记：键 16 90 1096头普通平键（ C 型） ； 低 速 齿 轮 处 的 键 为 6 键： b 0 12 t=1t=r=标记：键 16 90 1096头普通平键（ A 型） ； 传递的转矩为： m; 由书本表 10得键静连接时的挤压许用应力 00 （ 45 钢调质） 由于是同一轴的键，传递的扭矩 相同，所以只需要校核短的键即可。因为 d=55l=126的接触高度 k=10=5p =(2 1000)/(5 55 96)=p 键联接强度足够。 减速器机体结构尺寸 1、减速器铸造箱体的结构尺寸 减速器铸造箱体的结构尺寸 名 称 符 号 结构尺寸 /箱座（体）壁厚 8 箱盖壁厚 18 箱座、箱盖、箱底凸缘的厚度 1b、2b、3、 1 2、 2 0 箱座、箱盖上的肋厚 1m、承旁凸台的 高度和半径 h 、118 28 轴承盖（即轴承座）的外径 295、 135 地脚螺栓直径与数目 n 18、 4 联 接 螺 栓 轴承旁联接螺栓直径 1盖与机 座联接螺栓直径 2栓的间距 l 1 6 0 箱座、箱盖联接螺栓直径 d 孔直径 d 1 2 沉头孔直径 D 26 沉头座直径 1 定位销直径