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1、目 录l 设计任务. .32 电动机的选择计算.32.1选择电动机的转速.32.1.l计算传动滚筒的转速.32.1.2选择电动机的转速.32.2 所需电动机的输出功率.32.2.1工作机的功率.42.2.2 传动装置的总效率.42.2.3 所需电动机的输出功率.42.3选择电动机的型号.43 传动装置的运动和动力参数计算.43.1 分配传动比.43.l.1 总传动比. .43.1.2 各级传动比的分配 .53.2 各轮功率、转速和转矩的计算.54 传动零件的设计计算.64.l V带传动的设计算.64.1.1小带轮结构图 .94.1.2大带轮结构图 .104.2 斜齿圆柱齿轮传动的设计计算.20
2、5 轴的设计计算.205.l 减速器高速轴的设计. .205.1.l 选择轴的材料. .205.1.2 按转矩初步估算轴外伸端的直径. . 205.1.3计算带的轮毂宽度，设计轴的结构，初选滚动轴承. .205.1.4选择联轴器，设计轴的结构，初选滚动轴承. .216 减速器高速轴的校核. .216.1求小齿轮上的作用力. .216.2绘制高速轴的计算简图及轴的空间受力简图. .216.2.1求垂直面内的支承反力，作垂直面内的弯矩图. .226.2.2求垂直面内的弯矩.226.2.3作垂直面内的弯矩图. .226.3.1求水平面内的支承反力，作水平面内的弯矩图. .226.3.2求水平面内的弯
3、矩. .236.3.3作水平面内的弯矩图.236.4.1求合成弯矩，作合成弯矩图. .236.4.2作转矩图.246.4.3求当量弯矩，作当量弯矩图. . .246.5选择2至3个危险截面，校核轴的强度.257 减速器高速轴滚动轴承的选择及其寿命计算. .267.1选择轴承类型及初定型号. .267.2计算轴承的受力. .267.3计算当量动载荷. .267.4计算轴承寿命. .268.高速键联接的选择和验算. .278.l减速器小齿轮与高速轴的键联接. .278.2带轮与减速器高速轴的键联. .289 联轴器的选择. .2810 润滑与密封. .2810.1减速器齿轮传动润滑方式和润滑油的选
4、择. .2810.2减速器轴承润滑方式和润滑剂的选. .2810.3减速器密封装置的选择、通气器类型的选择. .2811 总结（设计体会）. .2812 参考文献. . .29 一、设计任务1）课题名称：设计带式运输机传动装置2）设计的技术数据：F=2000N, F=2000NV=0.75m/s, V=0.75m/sD=290mm, D=290mm,B=290mm B=290mm1工作制,使用寿命10年,载荷有轻度冲击。3）工作情况要求： 用于铸造车间运输工作01班制连续工作，载荷有轻度冲击，工作寿命 10年，小批量生产，在中等规模制造厂制造。动力来源：三相交流电380220V。速度允差5%二
5、、电动机的选择计算根据工作条件，选择Y系列三相异步电动 1.选择电动机功率滚筒所需的有效功率：=1.5kw =1.5kw传动装置的总效率：总=V滚3球锥柱联筒式中 V带传动效率V=0.95圆锥滚子轴承效率 滚=0.99圆锥齿轮传动效率 锥=0.95圆柱齿轮传动效率 柱=0.97弹性联轴器的效率 联=0.99传动滚筒效率 筒=0.96传动总效率总=0.950.990.960.970.990.990.990.990.96=0.80763 总=0.80763所需电动机功率 =1.5/0.80763=1.857kw =1.857kw2.选取电动机的转速滚筒转速 =49.42 r/min =49.42r
6、/min根据滚筒所需的功率和转速，可选择功率为3KW，同步转速分别为3000r/min和1500r/min两种型号的电动机。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1Y100L-2330002880502Y100L1-42.21500142034.5通过比较决定选择第2种方案，电动机型号为Y100L1-4，其额定功率 为2.2KW，转速为1420r/min，轴伸直径D=25mm，轴伸长度E=35mm。三、传动装置的运动及动力参数计算1、分配传动比总传动比 I总=no/nw =28.734 V带传动比为23，取i带=2.5 i带=2.5则减速器传动比为=28.73/2.5
7、=11.49 =11.49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 意大锥齿轮不能碰着低速轴，试取=2.5 =2.5=4.6 =4.62、各轴功率、转速和转矩的计算0轴：即电机轴P0=Pr=1.857kw P0=1.857kwn0=1420r/min n0=1420r/minT0=9550P0/n0=12.49 T0=12.49轴：即减速器高速轴P1= 1.970.95=1.76kw P1=1.76kwn1= n0/i带=1420/2.5=568r/min n1=568r/minT1=9550P1/n1=95501.76/568=37.76 T1=29.66轴：即减速器中
8、间轴P2= P1锥滚=1.760.960.99=1.68kw P2=1.68kwn2=n1/i1=568/2.5=227.2r/min n2=227.2r/minT2=9550P2/n2=95501.68/227.2=70.43 T2=70.43轴：即减速器的低速轴P3= P2柱滚=1.680.960.99=1.59kw P3=1.59kwn3= n2/i2=227.2/4.6=49.39r/min n3=49.39r/minT3=9550P3/n3=95501.59/49.39=308.11 T3=308.11轴：即传动滚筒轴P4= P3球=1.590.990.99=1.56kw P4=1.
9、56kwn4=n3=49.39r/min n4=49.39r/minT4=9550P4/n4=95501.56/49.39=301.97 T4=301.97各轴运动及动力参数序号功率P/kw转速n/(r/min)转矩T/Nm传动型式传动比效率01.86142012.49带传动圆锥齿轮传动圆柱齿轮传动联轴器33.33.51.00.950.950.950.9911.7656829.6621.76143.3117.2931.6640.9387.641.6340.9380.6四 传动零件的设计计算1、V带传动的设计算1、确定设计功率PC由表34查得=1.1 PC=P=1.12.2=2.42kw PC=
10、2.42kw2、选取V带的型号根据PC和n0由图3-12确定，因工作点外于A型区，故选Z型。 A型V带3、确定带轮基准直径、选择小带轮直径由表3-5和表3-6确定=90mm =90mm验算带速VV=6068m/s V=6.68m/s在525m/s之间，故合乎要求确定从动轮基准直径dd2=2.5*90=224mm 经过验算不合格取从动轮基准直径为225mm =225mm 实际从动轮转速和实际传动比i不计影响，若算得与预定转速相差5为允许。=224/90=2.49 =2.49=1420/2.49=570r/min =570 r/min（误差0.35%，合格）4、确定中心距a和带的基准长度Ld初定中
11、心a0本题目没有给定中心距，故按式325确定0.7(dd2+dd1)2(dd2+dd1)0.7（90+224）2（90+224） 219.8628取=500。 =500确定带的计算基准长度Lc按式2+(+)+=1501 =1600取标准Ld按表3-3取=1600。 =1600确定中心距a按式3-27=+=500+(1600-1501)/2=549.5 =549.5调整范围=+0.03=549.5+0.031600=597.5 =597.5=-0.015=549.5-0.0151600=525.5 =525.55、验算包角180-60=165.371200 符合要求 =165.376、确定带根数
12、z按式3-29Z由式3-19单根V带所能传递的功率=(+) kw由式3-20包角系数=1.25()=0.965 =0.965由表3-2查得C1=2.0710-4 C2=3.9210-3 C3=5.510-15C4=2.5510-5 =13201=148.63rad/s 1=148.63rad/s=1C1-C3-C4lg(dd11)=0.7788 =0.7788=C41lg=0.0893 =0.0893=c41lg=0.0285 =0.0285=(+)=0.965(0.7788+0.0893-0.0285)=0.852 =0.852V带的根数Z=2.42/0.8652=2.797 取Z=3根 Z
13、=37、确定初拉力F0按式3-30F0=500(-1)+q=134N F0=134N式中q由表3-1查得q=0.06Kg/m。8、计算轴压力Q按式3-31Q=2F0zsin=2293sin165.37/2=791N Q=791N1、 小带轮结构图2、3、4、5、6、7、8、2、2、2、 大带轮结构图2、1高速级圆锥齿轮的设计计算：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调质硬度取235255HBS，大齿轮材料选用45钢，正火处理，大齿轮45正火硬度190217HBS， 齿轮精度等级为8级2.按齿面接触疲劳强度设计由式554 mm初选
14、=1.4由式514=2.5 =2.5由表55查得：=189.8 =189.8 取=0.4 =0.4 T1=329660 由式533=60jLh=605681(103008)=8.18108=/=8.18108/2.5=3.272108查图5-17得=1.02, =1.12取Zw=1.0，=1.0，=0.92，=1.0由图5-16(b)得=590Mpa，=570MPa由式(5-28)计算许用接触应力=ZN1ZXZWZLVR=5901.021.00.92/1.0=553.66Mpa =553.66MPa=ZN2ZXZWZLVR=570*1.121.00.92=587.328Mpa =587.3MP
15、a=63.34mm =63.34mm取=28，=28*2.5=70m=63.34/28=2.262mm取标准模数m=2.25mm m=2.25mm=2.2528=63mm 63mm =63(1-0.50.4)=50.4mm 50.4mm =1.498 =1.498由表53取=1.1 =1.1=1.49828/100=0.419查图54 =1.02 =1.02R=84.82mm R=84.82mm=0.4*84.82=33.93mm b=33.93mm=34/550.4=0.635查图57得=1.175 =1.175=1.3184 =1.3184=2=482.88553.66Mpa 安全 =48
16、2.9Mpa3.校核齿根弯曲疲劳强度由式555=arctan=arctan(28/70)=21.80O =21.8O=-21.80 O=68.2 O =68.2 O=28/cos21.8O=30.157 30.15770/ cos 68.2O =188.492 188.492按,查图514得=2.55,=2.17查图515得=1.63，=1. 83查图518b得=220MPa,=210MPa查图519得=1.0，=1.0由式532得=1.0取=2.0，=1.4由式531=814MPa =814MPa=300MPa =300MPa=105.52MPa =314MPa安全 =105.52MPa=1
17、00.81MPa=300MPa安全 =100.81MPa4.齿轮主要参数及几何尺寸计算=28 =28 =70， =70 u=2.5 u=2.5 m=2.25mm m=2.25mm =63mm =157.5mm =+=63+22.25cos21.8 O=67.18mm =65.742mm=+=198+22.25cos68.2O=159.2mm =57.99mm=-=63-2.42.25cos21.8 O=57.99mm =155.5mm =-=204-2.42.25cos 68.2O=155.5mm =155.5mmR=84.82mm R=84.82mm 34 2、2低速级斜齿圆柱齿轮设计计算由
18、前面计算得知：二轴传递的功率P2=1.593kw，转速n2=49.39r/min，传动比4.6，载荷有轻度冲击1. 选择齿轮材料，确定精度及许用应力 小齿轮: 45钢 小齿轮为45钢，调质处理，硬度为235255 HB 调质 大齿轮为45钢，正火处理，硬度为162217 HB 大齿轮: 45钢 齿轮精度为8级： 正火由式533得=60=60227.21(103008)=3.27108 =3.27108=/=3.27108/4.6=7.11107 =7.11107 查图517得1.25,1.36取=1.0,=1.0,=1.0, =1.0查图516得=590MPa,=570由式528=737.5
19、737.5 526MPa 2.按接触疲劳强度确定中心距(u+1)mmT2=70473初选1.0，暂取,0.4由式542 0.98由表55 得=188.0由式541 计算端面压力角 =arctan(tan/cos)= arctan(tan200/cos120)=20.4100基圆螺旋角 = arctan(tancos)= arctan(tan120cos20. 4100)=11.28570=2.45(u+1)=113.815mm圆整取a=140mm a=140mm=(0.0070.02)= (0.0070.02)140=0.982.8取标准值=2.5mm =2.5mm小齿轮齿数 =19.56 =
20、19.5689.9 =89.9取Z1=20,Z2=90实际传动比 =90/20=4.5修正螺旋角 =arccos=11.860 =11.860与初选 接近，可不修正=2.520/cos11.860=51.09mm =51.09mm=2.590/cos11.860 =224.65mm =224.65mm圆周速度 V=0.607m/s V=0.607m/s3验算齿面接触疲劳强度 =有表5-3查得=1.1/100=0.60720/100=0.1214按9级精度查图5-4得动载系数=1.00齿宽 b=0.4140.5=56.2mm取 b=56.2mm b=56.2mm=56.2/51.09=1.10查
21、图5-7齿轮相对于轴承非对称布置，两轮均为软齿面，=1.10查表5-4 =1.2载荷系数 =1.11.001.101.2=1.45 =1.45由5-42 =0.989 0.989计算重合度，以计算=+2m=51.09+21.02.5=56.09mm =56.09mm=+2m=229.91+21.02.5=234.91mm =2234.91mm=arctan(tan/cos)= arctan(tan200/cos11.860)=20.400 =20.400=cos=47.88mm =47.88mm=cos=215.49mm =215.49mm=arccos= arccos47.88/56.09=
22、31.390 =31.390=arccos= arccos215.49/234.91=23.460 =23.460=(tan-tan)+(tan-tan) =1.65 =1.65=1.47 =1.47由式5-43计算=0.778 0.778=arctan(tancos)= arctan(tan11.860 cos20.400)=11.140=11.140=2.45 =2.45由式5-38计算齿面接触应力=461.87MPa=737.5Mpa =737.5MPa4校核齿根弯曲疲劳强度由式5-44= =/=21.34=/=96.02查图5-14得=2.56,=2.20查图5-15得=1.65,=1
23、.81由式5-47计算=1-=1-1=0.9 =0.9 由式5-48计算=0.25+=0.592 =0.592由式5-31计算弯曲疲劳许用应力查图5-18b得290MPa,152MPa查图5-19得1.0由式5-325mm,Yx=1.0取=414.3Mpa =414.3MPa=217Mpa =217MPa= =63.9MPa=414.3MpaP安全 =63.9MPa=60.24MPa=217MPa安全 =217MPa5齿轮主要几何参数 20, 20 90, z2=90u=4.6, u=4.6=2.5mm, =2.5mm=11.860, =11.860 =51.09mm, =51.09mm=229.91mm =229.91mm =53.59mm =53.59mm =232.41mm =232.41mm=-2.5=51.09-21.25*4=41.09mm =41.09mm=-2=229.91-21.25*4=219.91mm =219.91mm=(+)=(51.09+229.91)=145mm =145mm取=61.2mm, =61.2mm =58mm
