传动装置运动及动力参数选择和计算

1、 辽 宁 工 业 大 学 机 械 设 计 课 程 设 计 说 明 书目 录一、 设计任务01二、 电动机的选择计算01三、 传动装置的运动及动力参数的选择和计算02四、 传动零件的设计计算04五、 高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算05六、 低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算10 七、 轴的设计计算16八、 滚动轴承的选择和寿命验算21 九、 键联接的选择和验算22十、 联轴器的选择计算23十一、减速器的润滑方式及密封方式的选择，润滑油牌号的选择及装油量的计算 24十二、设计体会25十三、参考文献26二、电动机的选择计算根据工作要求及条件，选择三相异步电动机 ，封闭式结构，电压380V，Y系列。1.选择电

2、动机功率滚筒所需的有效功率：Pw=F×V=6800×0.65=4.42KW 传动装置的总效率：查机械设计指导书表17-9得式中: 滚筒效率： = 0.96 联轴器效率： = 0.99 传动效率： = 0.92 深沟球轴承： =0.99 斜齿轮啮合效率： = 0.97传动总效率: 所需电动机功率 := =4.42/0.79=5.59KW 2.选取电动机的转速滚筒转速 =61.42r/min查机械设计指导书表27-1,可选Y系列三相异步电动机Y132M-4,额定功率=7.5KW， 同步转速1500 r/min;或选Y系列三相异步电动机Y160M-6,额定功率额定功率=7.5KW

3、,同步转速1000 r/min.均满足 > 。 表2-1 电动机数据及传动比方案号电机型号额定功率同步转速满载转速总传动比1Y160M67.51000970252Y132M47.51500144037.7比较两种方案可见，方案1选用的电动机虽然质量和价格较低，但传动比过低。为使传动装置紧凑，决定选用方案2。 表2-2 电动机型号为Y132M-4.查表得其主要性能如下电动机额定功率 P0/ KW 7.5电动机轴伸长度E/mm 80电动机满载转速 n0/(r/min) 1440电动机中心高H/mm 132电动机轴伸直径 D/mm 38堵转转矩/额定转矩T/N.m 22三、传动装置的运动及动力

4、参数的选择和计算1、分配传动比总传动比: =/ =1440/38.8=37.11 传动比为24，取 则减速的传动比：=23.45/2.5=9.38 对减速器传动比进行分配时，即要照顾两级传动浸油深度相近，又要注意大齿轮不能碰着低速轴，试取：= 3.56 低速轴的传动比：= 9.38/3.56=2.64 2、各轴功率、转速和转矩的计算0轴：即电机轴 P0=5.81KW n0=1440r/min T0=9550×P0/n0=9550×5.81/1440=38.53 轴：即减速器高速轴 P1= 5.81×0.99=5.75KW n1= n0 =1440r/min T1=

5、9550×P1/n1=9550×5.75/1440=38.15 轴：即减速器中间轴 P2= P1·=5.75×0.99×0.97=5.52kw n2=n1/= n1/=1440/3.56=404.49r/min T2=9550×P2/n2=9550×5.52/404.4=130.37 轴：即减速器的低速轴 P3= P2·=5.52×0.97×0.99=5.30kw n3= n2/i23=404.49/2.64=153.22r/min T3=9550×P3/n3=9550×5.

6、30/153.22=330.34N·m 轴：即传动滚筒轴 P4= P3·=5.30×0.99·0.92=4.83 kw n4= n3 /i =153.22/2.5=61.288r/min T4=9550×P4/n4=9550×4.83/61.288=752.62 N·m 将上述计算结果汇于下页表：表3-1 各 轴 运 动 及 动 力 参 数轴序号功 率P/ KW转 速n/(r/min)转 矩T/N.m传动形式传动比i效率0轴5.81144038.53连轴器1.0099轴5.75144038.15齿轮传动3.56096轴5.5

7、2404.49130.37齿轮传动2.64096轴5.30153.22330.34 链传动2.5091轴4.83 61.288752.62四、传动零件的设计计算1、链传动的设计计算 1）确定设计功率P0分别查机械设计教材表4-14,图4-39，表4-15得=1，K=0.8，K=1， P0= 2）选取链的型号根据P0和n3查机械设计教材图4-37，选链号为16A。 所以P=25.40mm 3）确定中心距a初步选定中心距a=30P=762mm链节数L=100.976mm4） 中心距a=749.6mm V= F= Q=KF=5） 链轮直径 = 五、高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算：原始数据：高速轴的输入

8、功率 ： 5.75kW小齿轮转速 ： 1440 r/min 传动比 ：3.56 单向传动，工作载荷有轻微冲击，每天工作8小时，每年工作300天，预期工作4.5年。 1.选择齿轮材料精度等级齿轮减速器为一般机械，小齿轮材料选用45钢，调质处理，由表51查得 小齿轮45调质，硬度217255HB，取硬度为235255HB；大齿轮材料选用45钢，正火处理，硬度162217HB，取190217HB。 齿轮精度等级为8级计算应力循环次数N (由教材式533)查教材图5-17得=1.0, =1.08取Zw=1.0，=1.0，=1.0，=1.0由教材图5-16(b)得:=580Mpa，=545MPa由教材式

9、(5-28)计算许用接触应力=ZN1ZXZWZLVR=580Mpa =ZN2ZXZWZLVR=588.6Mpa 2. 按接触疲劳强度计算中心距取1.0 由教材表55查得：=189.8 取=0.35 T1=38.13m 初取： , 暂取：估取： 由教材式541 计算 =2.47=103.7mm 圆整取： a=125mm 一般取： mm取标准模数： 总齿数： =196.325整取 ： =196小齿轮齿数 ：z1=/(u+1)=42.985整取： z1 =43 大齿轮齿数： z2= - z1 =153取： z1=43 z2=153 实际传动比： 传动比误差： 5%故在范围内。修正螺旋角 ： 与相近，

10、故、可不修正3.验证圆周速度 故满足要求4.计算齿轮的几何参数由5-3 按电动机驱动，轻度冲击 按8级精度查图5-4(b)得：齿宽：取整：b2=45mm b1=50mm按，考虑到轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称位置查机械设计教材图5-7a 得：按8级精度查机械设计教材表5-4得：齿顶圆直径： 端面压力角：齿轮基圆直径：齿顶圆压力角：基圆螺旋角：由教材式5-41得：ZH=由教材式5-42得： 由教材式5-43得： 5.验算齿根弯曲强度由式5-44得= =/=43/ =43.259 =/=153/=154.034 查图5-14得：=2.43,=2.19查图5-15得：=1.69,=1.83由式5

11、-47计算：=1-=1-2.28=0.78 由式5-48计算：=0.25+=0.25+=0.661 由式5-31计算弯曲疲劳许用应力查图5-18b得：220MPa,210MPa查图5-19得：1.0取： Yx=1.0取： =314.29Mpa =300Mpa = =94.102MPa<=314.29Mpa 安全 =91.834MPa<=300MPa 安全 6齿轮主要几何参数 Z1=43 Z2=153 =11.478° mn=1.25mm d1=54.847mm d2=195.153mm = =54.847+2×1×1.25=57.347mm =195.

12、153+2×1×1.25=197.653mm =-2.5=54.847-2.5×1.25=51.722mm =-2.5=195.153-2.5×1.25=192.028mm =125mm b1=50mm b2=45mm 齿轮的结构设计：小齿轮：由于小齿轮齿顶到键顶距离x<5，因此齿轮和轴可制成一体的齿轮轴。对于大齿轮，<500m 因此，做成腹板结构。六、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算由前面计算得知： 二轴传递的功率P2=5.52kw，转速n1=404.49r/min，转矩T1=130.37N.m，齿数比u=2.64，单向传动，工作载荷有轻微冲击

13、，每天工作8小时，每年工作300天，预期工作4.5年。1.选择齿轮材料，确定精度及许用应力 小齿轮为45钢，调质处理，硬度为217255HB 大齿轮为45钢，正火处理，硬度为190217HB 齿轮精度为8级计算应力循环次数N (由教材式533)=60=60×404.49×1×(8×300×4.5)=5.24×108 =/= 查图517得：1.07, 1.12取：=1.0,=1.0,=1.0,=1.0查图516得：=580MPa, =545MPa由式528=×1.0×1.0=620.6MPa =×1.0&#

14、215;1.0=610.4MPa 2.按接触疲劳强度确定中心距(u+1)mmT2=130370N·mm 初选=1.2，暂取,0.35由式542 0.99由表55 得=189.8由式541 计算估取 =arctan(tan/cos)= arctan(tan200/cos120)=20.41030= arctan(tancos)= arctan(tan12°×cos20.41030)=11.29550 则=2.45(u+1)=132.48mm圆整取： =145mm 一般取： =(0.010.02)= (0.010.02)×140=1.352.7取标准值： =

15、2mm 两齿轮齿数和 ： =141.83 取：=142 =/(u+1)= =39.01取：=39= -z1=142-39=103 实际传动比： =2.641 传动比误差： 5%故在范围内。修正螺旋角 ：=arccos= arccos=11.680 与初选 接近，可不修正=79.649mm =210.355mm 圆周速度： V=1.69m/s 取齿轮精度为8级 3验算齿面接触疲劳强度 =有表5-3查得：=1.25/100=1.69×39/100=0.659按8级精度查图5-4得动载系数=1.068齿宽 b=0.35×145=50.75mm取： mm mm =55/79.649

16、=0.691 查图5-7齿轮相对于轴承非对称布置，两轮均为软齿面，得：=1.04，查表5-4得： =1.2载荷系数=1.25×1.068×1.04×1.2=1.6661 由5-42 =0.989 计算重合度，以计算：=+2m=79.649+2×1.0×2=83.649mm =+2m =210.355+2×1.0×2=214.355mm =arctan(tan/cos)= arctan(tan200/cos11.680)=20.3880 =cos=79.649×cos20.3880=74.659mm =cos=210

17、.355×cos20.3880=197.177mm =arccos= arccos =26.7530 =arccos= arccos =23.0940 =(tan-tan)+(tan-tan) =39× +103×=1.71 = =1.61 由式5-43计算 = arctan(tancos)= arctan(tan11.68°×cos20.3880)=10.9670 = =2.45 由式5-38计算齿面接触应力=2.45×189.8×0.765×0.989× =525MPa<=610.4Mpa 4校

18、核齿根弯曲疲劳强度由式5-44得；= =/=39/ =41.5267 =/=103/=109.673查图5-14得：=2.44,=2.23查图5-15得：=1.67,=1.81由式5-47计算=1-=1-1.61=0.84 由式5-48计算=0.25+=0.25+=0.65 由式5-31计算弯曲疲劳许用应力查图5-18b得：220MPa,210MPa查图5-19得： 1.0取： Yx=1.0取： =314.29Mpa =300Mpa = =110.315MPa<=314.29Mpa 安全 =109.273MPa<=300MPa 安全 5齿轮主要几何参数 Z1=39 Z2=103 =

19、11.68° mn=2mm d1=79.649mm d2=210.355mm = =79.649+2×1×2=83.649mm =210.355+2×1×2=214.355mm =-2.5=79.649-2×2.5=74.649mm =-2.5=210.355-2×2.5=205.355mm =145mm 取=60mm, =55mm 齿轮结构设计计算：（1）小齿轮，制成实心结构的齿轮。 （2）大齿轮，做成腹板结构。 七、轴的设计计算1减速器高速轴的设计计算（1）选择轴的材料 轴的材料为45号钢，调质处理（2）按扭矩初步估算轴

20、端直径 初步确定高速轴外伸段直径，高速轴外伸段上安装联轴器，联轴器另一端联 电动机轴，由表22-2查得 。其轴径可按下式求得：查表（8-2）得：=110160，取：=120考虑轴端有一个键槽，在计算时应该增加3%5%×（1+3%）=20.07mm故取：=32mm （3）初选滚动轴承因该轴上装有斜齿轮，需要调整轴向位置，考虑装拆调整方便起见，选用深沟球轴承。根据轴端尺寸，联轴器的定位方式和轴承的大概安装位置，初选单列深沟球轴承6208（4）设计轴的结构a.用的轴肩定位 轴承按标准取6208内径为 该轴为齿轮轴，轴承的周向用过盈的配合， 联轴器的周向用键定位。b布置轴上零件，设计轴的结构

21、 根据安装和定位的需要，初定各轴段直径和长度，各跨度尺寸， 作轴的简图如图： 力学模型 图7-15）对轴进行分析，作当量弯矩图。 计算齿轮所受的各个分力，绘制空间受力简图圆周力： =/=2×38150/54.847=1391.143N 轴向力：径向力：齿轮的分度圆直径： =54.847mm 齿轮的齿根圆直径： =51.722mm将空间力系分解为H和V平面力系，分别求支反力并画弯矩图，即：=0 即： 求轴的弯矩M，画弯矩图 画轴的扭矩图 T=38150求计算弯矩，画计算弯矩图根据：， 绘制空间受力、弯矩、扭矩简图如图： 图7-2 图7-3 图7-46）校核轴的静强度根据图中轴的结构尺寸

22、，选择弯矩较大的剖面和弯矩较大，轴径较细的剖面进行验算。根据主教材查得=59 MPa剖面的计算应力： 安全 剖面的计算应力： 安全 7）校核轴的疲劳强度a判断危险剖面 分别选择，剖面进行验算：剖面所受扭矩大，轴肩圆角处有应力集中。剖面除受弯矩和扭矩外，附近还有过盈配合，键槽和轴肩圆角三个应力集中源。45钢调质的机械性能参数：，。b剖面疲劳强度安全系数校核 因轴单向转动，扭剪应力按脉动循环处理。 根据教材附表查取应力集中系数，绝对尺寸影响系数和表面质量系数。根据： 查得：，并取= 取S=1.41.8 S>S, 满足要求八、滚动轴承的选择和寿命验算由于转速高、有较小轴向力，故选用深沟球轴承由

23、机械设计课程设计查得6208轴承：=22.8KN =15.8KN由前面计算得知： 合成支反力：= = = Fa=228.475N, =0 /=228.475/15.8=0.015查表得e=0.21 /=228.475/461=0.496e=0.56，=2.10 =0 /=0e =1，=0轴承承受轻度载荷冲击,所以取=1.2=× (+)=1.2×(0.56×461+2.1×228.475)=885.549N =× (+)=1.2×1024=1228.8N <按计算轴承的寿命=年 预期寿命: 10.27年4.5年 ，寿命足够在预期范

24、围内，不用更换轴承即可达到要求。九、键联接的选择和验算联轴器装在高速轴轴端，需用键进行周向定位和传递转矩。联轴器与轴的配合直径为32mm，轴孔长为82mm,传递转矩T=38150 。1. 选择键联接的类型和尺寸。由于精度为8级，故选择最常用的圆头（A型）平键，因为它具有结构简单，对中性好，装拆方便等优点。键的材料：45钢。键的截面尺寸由键所在轴段的直径 d由标准中选定，键的长度由轴孔长度确定，查表得： 高速轴与联轴器连接的键：轴径=32mm，由表24-30查得键剖面宽b=10mm高 h=8mm。选键长L=70mm 中间轴上大齿轮联接的键：轴径为42mm，键 14×36中间轴上与小齿轮

25、联接的键轴径为42mm,键1445低速轴上与大齿轮联接的键：轴径为52mm，选键16×45 低速轴上与链轮联接的键轴径为40mm，选键1256 2.键联接的强度计算普通平键的主要失效形式是键，轴和轮毂三个零件中较弱零件的压溃。由于联轴器材料是钢，许用挤压应力由表2-10查得： =100MPa。键的工作长度：=-=70-10=60mm.由式2-35得：= 安全。 十、联轴器的选择计算在减速器高速轴与电动机之间需采用联轴器联接。因工作载荷不大，且有轻微冲击，因此联轴器应具有缓冲减振能力，故选用弹性套柱销联轴器。减速器中高速轴转距：38.15Nm，根据：电动机轴直径d=38mm，选择联轴器

26、：TL6型号 GB43232002由指导书表4.7-1：T= 250Nm，n=3300 r/min由表查得：KA= 1.5Tca=KA T= 1.4×38.15=53.41Nm <T=250 Nmn = 1440r/min <n十一、减速器的润滑方式及密封方式的选择，润滑油牌号的选择及装油量的 计算1）齿轮润滑油的选择 润滑油牌号 齿轮的接触应力为，故选用抗氧锈工业齿轮油润滑。 润滑油的牌号按齿轮的圆周速度选择 参照5-12选择： 选用320 根据4.8-1：代号3202）齿轮箱的油量计算油面由箱座高度H确定斜齿轮应浸入油中一个齿高，但不应小于10mm。这样确定出的油面为最低油面。考虑使用中油不断蒸发耗失，还应给出一个允许的最高油面，中小型减速器的最高油面比最低油面高出即可。因此，确定箱座高度H的原则为，既要保证大齿轮齿顶圆到箱座底面的距离不小于，以避免齿轮回转时将池底部的沉积物搅起，又要保证箱座底部有足够的容积存放传动所需的润滑油。通常单级减速器每传递的功率，需油量： 箱座高度H+(3050)+(35)=197.653/2+30+10+5=143.8mm圆整H=145mm高速轴轴心距下箱内壁：170