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1、一、二、传动装置的设计1.传动方案的拟定及说明采用普通V 和圆柱直齿轮组合，满足传动要求，同时由于带传动具有良好的缓冲及吸震能力，机构简单，成本低，易于维护和使用。2.选择电动机1电动机的类型和结构形式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列三相异步电动机。2传动装置的总效率：由课程设计指导书表2-3 查得 :V 带传动，滚动轴承，圆柱齿轮闭式与开式传动分别为，4=0.96 。所以总效率0.9933电动机功率Pd=Pw/4确定电动机的转速：查表得：普通V 带传动比i=24，圆柱齿轮i=35，单级圆柱减速器i=35，则总传动比 i=18100 。转速 nd=in=18100 50=(90050
2、00)r/min 查表的电动机型号为：Y132S2-2 电动机型号额定功率ped kw 满载转速nm r/min 堵转转矩/ 定转矩最大转矩/ 额定转矩Y132S2-2 2900 3.传动比分配！ ！ ！总传动比误差为5%，单向回转，轻微撞击根据电动机满载转速n 可得总传动比i。i=nm/n=2900/50=58 总传动比i=i1i2i3.得4.运动条件及运动参数分析计算1各轴输入功率P2=P1P3=P22P4=P32(2)各轴转速:n1=nm=2900r/min (3)各轴转矩Td=9550Pd/nm=9550 m 电动机输出转矩：T1=Td=23.539N.m 各轴输入转矩：T2=T1 1
3、 3.45=77.962N.m T3=T2 2 3 4.1=306.952N.m t4=T3 2 4 4.1=1196.083N.m 轴号功率 P Kw 转速 n r/min 转矩 T N m 传动比 i 效率2900 58 精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 1 页，共 7 页三、传动零件的设计带传动设计1因为载荷变化较小且工作时间为8h/天，查设计基础表13-8 得工作情况系数Pc=KA 2选择 V带型号查设计基础219 页图 13-15 得 选 A型普通 V带。3确定带轮直径 d1 ，d2 查表 13-9 得 d1 应不小于75m
4、m ，取 d1=100mm ， d2=d1 i1 (1- )=100 3.45 0.99=341.55mm 取 d2=355mm 大轮转速n2=nm d1(1- )误差为 3.809% 5%,误差较小，允许。4验算带速 V= d1在 525m/s 范围内，所以带适合。5求 V带基准长度Ld 和实际中心距a d1+d2取 a0=700mm ，符合 0.7(d1+d2)a02(d1+d2) 带长L0=2a0+查表 13-2 ，选用 Ld=2240mm 实际中心距a=752mm 6验算小带轮的包角1 1=180 /a=180 120, 合格。7确定 V带根数 z 传动比 i=d2/d1(1-, 查表
5、 13-5 得 P 由查表13-7Ka=0.95, 由 Ld=2240mm 查表 13-2 得 Kl 得 z=Pc/(P0+ P0)KaKl=7.863/(2.05+0.34)x0.95x1.06=3.45, 取 4根，即 z=4 8求作用在呆两年轴上的压力Fq 得 Fq=(500Pc/zv)x(2.5/Ka-1)+qv229带轮结构设计略2. 齿轮传动设计计算减速器齿轮设计：电动机驱动，单向回转，载荷有轻微冲击。1选定齿轮材料及精度等级齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按设计基础表11-1 选取，小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45 号钢调质，齿面硬度为
6、250HBS ，大齿轮选用45 号钢正火，齿面硬度为200HBS 。齿轮精度初选8 级。2确定许用应力查表 11-1 得 Hlim1=585MPa, FE1=445MPa, Hlim2=375MPa, FE2=310MPa 查表 11-5 得安全系数， ， H1= Hlim1/SH=585MPa， H2= Hlim2/SH=375MPa， F1= FE1/SF=356MPa， F2= FE2/SF=248MPa。3按齿面接触强度设计齿轮按 8 级精度制造。查表11-3 得取载荷系数，查表11-6 得齿宽系数d= 小齿轮上的转矩：T1=9.55x103xp/n1=9.55x103xx103 精选
7、学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 2 页，共 7 页查表 11-4 取 Ze=118 ，传动比 i=，又 Zh D1= 3 2KT1/ d +1/ ZeZh/ H2 2 =33x5.1x(188x2.5)22选取小齿轮齿数Z1=19 ，则大齿轮齿数78 实际齿数比i 模数 m=d1/Z1= 查表 4-1 得 m=4mm 4主要尺寸计算实际分度圆直径d1=mZ1=4x19=68mm， d2=mZ2=4x78=312mm 齿宽 b=，取 b2=60 ， b1=b2+5=65mm 中心距 a=0.5xm(Z1+Z2)=0.5x4x(19+78)
8、=194mm 5按齿根弯曲疲劳强度校核：由图 11-8 得， ， 由图 11-9 得， F1=2KT1Ysa1Yfa1/(bm2Z1)=2x1.1x77.96x1.55x2.97/(60 x42 F1 F2= F1 Ysa2Yfa2/ F2 合格。6验算齿轮的圆周速度：V= xd1xn2/ 60 x1000 =3.14x68x840.580/(60 x1000)=6m/s 查表得选8 级精度合适。7齿轮几何尺寸确实定查设计基础4-2 得：齿顶高系数ha*=1 ， 齿隙系数c* 齿顶圆直径Da1=d1+2ha1=(Z1+2h*)m=(19+2x1)x4=84mm Da2=d2+2ha2=(Z2+
9、2h*)m=(78+2x1)x4=320mm 齿根圆直径：Dr1=(Z1-2h*-2c*)m=(19-2x1-0.25)x4=67mm Dr1=(Z2-2h*-2c*)m=(78-2x1-0.25)x4=302mm 齿距：P=齿顶高：ha=ha *m=4mm 齿根高：hf=(ha *+c *)m=5mm 8齿轮的结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构da2 500mm 。大齿轮： (设计基础182 页) 轴孔直径： ds=55mm 轮毂直径： dh=1.6ds=1.6x55=88mm 轮毂长度： Lh= ds，取 77mm 轮缘厚度： =(34)m=(1216)mm，取
10、=16mm 轮缘内经： D2=da2-2h-2 =320-2x4.5-2x16=279mm，取 280mm 腹板厚度：，取 c=15mm 副班中心孔直径：D0=0.5(dh+D2)=0.5x(88+280)=184mm 腹板孔直径： d0=0.25(D2-dh)=0.25x(280-88)=48mm 齿轮倒角： n=0.5m=2 3.开式齿轮设计：1选定齿轮的材料及精度齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按设计基础表11-1 选取，小齿轮的材料为38siMnMo外表淬火，齿面硬度为 4555HRC ， 大齿轮选用45 钢外表淬火， 齿面硬度为4045HRC 。齿轮精度初选
11、9 度。2接触许用应力查表 11-1 得 Hlim1=1170MPa, FE1=705MPa, Hlim2=1135MPa, FE2=690MPa 查表 11-5 得安全系数， ， H1= Hlim1/SH=1170MPa， H2= Hlim2/SH=1135MPa，精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 3 页，共 7 页 F1= FE1/SF=564MPa， F2= FE2/SF=552MPa。3按齿面接触强度设计齿轮按 9 级精度制造。查表11-3 得取载荷系数，查表11-6 得齿宽系数小齿轮上的转矩：T1=9.55x105xp/n2
12、=9.55x105xx103N.mm 查表 11-4 取 Ze=188 ，传动比i，又 Zh D1= 3 2KT1/ d +1/ ZeZh/ H2 2 =3 x103x5.1x(188x2.5)22)=mm 选取小齿轮齿数Z1=19 ，则大齿轮齿数78 实际齿数比i 模数 m=d1/Z1=/19=mm 查表 4-1 得 m=3mm 4主要尺寸计算实际分度圆直径d1=mZ1=3x19=57mm， d2=mZ2=3x78=234mm 齿宽 b=mm ， 取 b2=50 ， b1=b2+5=55mm 中心距 a=0.5xm(Z1+Z2)=0.5x4x(19+78)=194mm 5按齿根弯曲疲劳强度校
13、核：由图 11-8 得， ， 由图 11-9 得， F1=2KT1Ysa1Yfa1/(bm2x103x1.55x2.97/(50 x32x19)=MPa F1 F2= F1 Ysa2Yfa2/ Ysa1Yfa1=x1.76x2.26/(1.55x2.97)=314.176 MPa F2 合格。6验算齿轮的圆周速度：V= xd1xn2/ 60 x1000 x/(60 x1000)=m/s2m/s 查表得选9 级精度合适。7齿轮几何尺寸确实定查设计基础4-2 得：齿顶高系数ha*=1 ， 齿隙系数c* 齿顶圆直径Da1=d1+2ha1=(Z1+2h*)m=(19+2x1)x3=63mm Da2=d
14、2+2ha2=(Z2+2h*)m=(78+2x1)x3=240mm 齿根圆直径：Dr1=(Z1-2h*-2c*mm Dr1=(Z2-2h*-2c*mm 齿距：P=3 齿顶高：ha=ha *m=3mm 齿根高：hf=(ha *+c *)m=mm 8齿轮的结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构da2 500mm 。大齿轮： (设计基础182 页) 轴孔直径： ds=55mm 轮毂直径： dh=1.6ds=1.6x55=88mm 轮毂长度： Lh= ds，取 77mm 轮缘厚度： =(34)m=(912)mm，取 =12mm 轮缘内经： D2=da2-2h-2 2=287mm
15、，取 290mm 腹板厚度：，取 c=15mm 副班中心孔直径：D0=0.5(dh+D2)=0.5x(88+290)=189mm 腹板孔直径： d0=0.25(D2-dh)=0.25x(290-88)=48mm 齿轮倒角：总结：高速级z1=19 z2=78 m=4 低速级z1=19 z2=78 m=3 四轴的设计计算精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 4 页，共 7 页1.减速器输入轴的结构设计1选择轴的材料，确定许用应力：由已知条件可知此减速器的传递功率属中小功率，对材料无特殊要求，故选用45 钢调制。由设计基础表14-1 得：硬度为
16、217255HBS ，强度极限B=650MPa ，屈服极限s=360MPa ，弯曲疲劳极限_1=300MPa 。由表 14-2 得： =3040MPa ，C=118107MPa 。2按钮转强度估算周径最小直径D1=Cx 3p/n=(107118)x 3考虑到轴的最小直径出要安装带轮，会有键槽存在， 故需要将估算直径加大3%5% ， 取 22.19124.948mm,由设计手册取标准直径d1=24mm 。3确定各轴段直径和长度外伸段 d1=24mm L1=60mm 段 d2=d1+2h=24+2x4=32mm 初步定选深沟球轴承6906K,内径为 32mm ，宽度 9mm ，取套筒长为18mm
17、， L2=2+10+18+45=75mm 段直径d3=40mm L3=60-2=58mm3轴的强度校核小齿轮分度圆直径d1=68mm d2=312mm 圆周力： Ft=2T1/d12x103/68=2293N 径向力： Fr=Ft1tan =Ftxtan20 =N 因为轴对称所以 La=Lb=50mm 绘制轴受力简图图a绘制垂直面弯矩图图b Fay=Fby=Fr/2=451.72N Faz=Fbz 由于两边对称知截面C的弯矩也对称，截面C在垂直面的弯矩为Mc1=FayxL 绘制水平弯矩图图c截面 C在水平面的弯矩为Mc2=FazxL 绘制合弯矩图图dMc=2(Mc12+Mc22)=222绘制转
18、矩图图eT= 绘制当量弯矩图图f 取转矩产生的扭切应力脉动循环变应力这和系数Mec= 2(Mc2+( T) 2)= 2(61.6142+)2)= 查表 14-3 得 _1b=60MPa校核危险截面C的强度 e= Mec 3 3 _1b=60MPa所以该轴满足强度受力简图：2. 减速器输出轴的结构设计1选择轴的材料，确定许用应力：由已知条件可知此减速器的传递功率属中小功率，对材料无特殊要求，故选用45 钢调制。由设计基础表14-1 得：硬度为217255HBS ，强度极限B=650MPa ，屈服极限s=360MPa ，弯曲疲劳极限_1=300MPa 。由表 14-2 得： =3040MPa ，C
19、=118107MPa 。2按钮转强度估算周径最小直径D3=Cx 3p/n=(107118)x 3考虑到轴的最小直径出要安装齿3=40mm 。3确定各轴段直径和长度外伸段 d1=40mm L1=70mm 段 d2=d1+2h=40+2x4=48mm 初步定选深沟球轴承6910, 内径为 50mm ，宽度 18mm ，取套筒长为20mm ，精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 5 页，共 7 页 L2=2+10+20+55=87mm 段直径d3=55mm L3=70-2=68mm3轴的强度校核齿轮分度圆直径d1=57mm d2=234mm 转
20、矩： T2= 圆周力： Ft=2T1/d1=2x 3 /57=10770N 径向力： Fr=Ft1tan =Ftxtan20 =3920N 因为轴对称所以 La=Lb=50mm 绘制轴受力简图绘制垂直面弯矩图 Fay=Fby=Fr/2=1860N Faz=Fbz=Ft/2=5385N 由于两边对称知截面C的弯矩也对称，截面C在垂直面的弯矩为Mc1=FayxL/2=1860X50=93 绘制水平弯矩图截面 C在水平面的弯矩为Mc2=FazxL/2=5385x50mm= 绘制合弯矩图Mc=2(Mc12+Mc22)=2(93 2+2)= 绘制转矩图T= 绘制当量弯矩图取转矩产生的扭切应力脉动循环变应
21、力这和系数Mec= 2(Mc2+( T) 2)= 2()2)= 查表 14-3 得 _1b=60MPa校核危险截面C的强度 e= Mec 3=x103403)=5MPa _1b=60MPa所以该轴满足强度3.的结构设计1选择轴的材料，确定许用应力：由已知条件可知此减速器的传递功率属中小功率，对材料无特殊要求，故选用45 钢调制。由设计基础表14-1 得：硬度为217255HBS ，强度极限B=650MPa ，屈服极限s=360MPa ，弯曲疲劳极限_1=300MPa 。由表 14-2 得： =3040MPa ，C=118107MPa 。2按钮转强度估算周径最小直径D=Cx 3p/n=(1071
22、18)x 36.263/50.005=53.53759.041mm。考虑到轴的最小直径出要安装齿轮，会有键槽存在， 故需要将估算直径加大3%5% ， 取 55.14361.993mm, 由设计手册附表1.12 取标准直径d=63mm 。五、滚动轴承的选择及寿命计算1. 输入轴承型号选择：已知两轴承径向反力Fa=0 因为选用了圆柱直齿轮，只要是径向力，所以选择深沟球轴承。根据前面计算知轴的内径为32m，所以内径代号为06用轴承实际公称内径尺寸除以5 的商数表示，得轴型代号为6906K 。FA1/FR1 e，FA2/FR2 e，所以 X1=X2=1 ，Y1=Y2=0 滚动轴承当量动负荷P1=P2=
23、XFr ，因轴承需要工作8 年每天 24 小时，用工作小时数表示轴承的寿命有公式 Lh=106/60n xftC/fpxP ，其中转速，查表16-8 得温度系数100时 ft=1 ，查表 16-9 得载荷系数轻微冲击fp=1.1 ，查附录 1 得，寿命指数，对球轴承=3，得 Lh= 2. 输出轴： 已知 n2=r/min 两轴承径向反力FR1=FR2=3920N Fa=0 因为选用了圆柱直齿轮，只要是径向力，所以选择深沟球轴承。根据前面计算知轴的内径为50m，精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 6 页，共 7 页所以内径代号为10用轴承
24、实际公称内径尺寸除以5 的商数表示，得轴型代号为6910。 FA1/FR1 e， FA2/FR2 e，所以 X1=X2=1 ， Y1=Y2=0 滚动轴承当量动负荷P1=P2=XFr=3920N，因轴承需要工作8 年每天 24 小时，用工作小时数表示轴承的寿命有公式 Lh=106/60n xftC/fpxP ，查表16-8 得温度系数100时 ft=1，查表 16-9 得载荷系数轻微冲击fp，查附录1 得基本额定动载荷C=Cr=35KN ，寿命指数，对球轴承=3，得 Lh=43437h 六、键的选择及其校核计算1.所有键均选择A 型平键，查设计基础第10 章 11 节代号周径 /mm 键宽 /m
25、m 键高 /mm 键长 /mm 2 轴键24 8 7 50 轴 2 键40 12 8 45 3 轴 1 键55 16 10 60 七、箱体的设计1.类型选择：选择一级铸铁圆柱直齿轮减速器。2.箱体的主要结构尺寸： mm 名称箱座壁厚箱盖壁厚箱盖凸缘厚度尺寸8 8 12 乡做凸缘厚度b1 箱底凸缘厚度b2 地脚螺钉直径df 地脚螺钉数目n 轴承旁连接螺栓直径 d1 12 20 16 4 12 盖与座连接螺栓直径 d2 连接螺栓 d2 的间距1 轴承端盖螺钉直径d3 检查孔盖螺钉直径d4 定位销直径d5 10 150 8 6 8 Df,d1,d2 至外箱壁直径 C1 df,d2 至凸缘边缘距离 C2 轴承旁凸台半径R1 凸台高度h 外箱壁至轴承座端盖的距离16 14 16 40 40 齿顶圆与内箱壁间的距离齿轮端面与内箱壁间的距离箱盖及箱做肋厚轴承端盖外径轴承旁连接螺栓距离12 12 102 125 3.减速器附件的选择：精选学习资料 - - - - - - - - - 名师归纳总结 - - - - - - -第 7 页，共 7 页