机械传动系统设计实例.pdf

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1、设计题目：V带单级斜齿圆柱齿轮传动设计。某带式输送机的驱动卷筒采用如图 14-5 所示的传动方案。已知输送物料为原煤，输送机室内工作，单向输送、运转平稳。两班制工作，每年工作 300天，使用期限 8年，大修期 3 年。环境有灰尘，电源为三相交流，电压 380V。驱动卷筒直径 350mm，卷筒效率。输送带拉力 5kN，速度/s，速度允差5%。传动尺寸无严格限制，中小批量生产。该带式输送机传动系统的设计计算如下：一、电动机选择 1 电动机类型选择 按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压 380V，Y型。2 电动机容量选择 工作机所需工作功率 P工作=FV=5=12.5 kW，所

2、需电动机输出功率为 Pd=P工作/总 电动机至输送带的传动总效率为：总=V带2轴承齿轮联轴器滚筒 查表 163 取带传动和齿轮传动的传动效率分别为和，取联轴器效率，参照式（163）取轴承效率，可求得总=920.9667，故所需电动机输出功率 Pd=P工作/总7=14.41kW。3 确定电动机转速 卷筒轴工作转速为 nw=601000V/(D)=6010002.5/(350)136.4r/min，按表16-1推荐的传动比合理范围，iV=24，i齿轮=37，故 i总=628，故电动机转速的可选范围为：nd=nwi总=（628）136.4=818.43819.2r/min。根据容量和转速要求，从有关

3、手册或资料选定电动机型号为 Y180L-6，其额定功率15kW，同步转速 1000r/min，满载转速 970 r/min。二、传动系统总传动比计算与分配 1 总传动比计算 根据电动机满载转速和工作机主动转速求总传动比：i总=n电动机/nw=970/136.4=1。2 总传动比分配 为使 V带传动外廓尺寸不致过大，初步取 iV，则斜齿轮传动比 i齿轮=7.11/2.1=3.386。三、传动系统的运动和动力参数计算 1 各轴输入转速 n=n电机/iV带=970/2.1=462 r/min，n=n电机/i总=970/136.4r/min。2 各轴输入功率 P=Ped*V带=150.96=14.4

4、kW，P=P轴承齿轮=97=13.83 kW。3各轴输入转矩 T106P/n106/462=103Nmm，T106P/n106/136.4=9103Nmm。*注：此处以额定功率为依据，可保证系统在电动机最大输出情况下的工作能力。有些教材以计算所得的实际输出功率为依据，则保证的是系统在目前工作机环境中的工作能力。四、带传动设计计算 见例 9-1。见下 设计后带传动实际传动比 iV带，使轴转速n略有降低，误差小于 5%。若保持斜齿轮传动比 i齿轮，则输送带速度下降幅度在允许范围内；也可在保证总传动比不变的前提下重新分配传动比，则输送带速度满足/s。本章采用设计后所得到的带传动的实际传动比：iV，修

5、正斜齿轮传动比 i齿轮，此时，重新计算轴的输入转速和转矩（其他参数不变）：n=n电机/iV带=970/25=4r/min，T106P/n106/4=103Nmm。五、斜齿轮传动设计计算 见例 6-3。见下 六、轴的设计计算 低速轴设计计算见例 14-1。见下 七、滚动轴承的校核计算 从例 14-1 的轴系受力分析知，低速轴两轴承处的合成（水平和垂直两平面）径向支反力分别为：2222rAHAVA4658.7251.24665.5FFF N，2222rBHBVB4658.73759.25986.2FFF N，两处径向支反力方向不同，不在同一平面内。低速轴滚动轴承设计计算见例 12-3例题中只涉及到

6、力的数值计算。见下 八、平键连接的选择和计算 大齿轮与轴的键连接设计计算见例 112。见下 九、联轴器的选择计算 见例 15-1。见下 十、箱体及其附件设计计算 例 9-1 试设计某带式输送机传动系统的 V 带传动，已知三相异步电动机的额定功率 Ped=15 KW,转速 n=970 r/min，传动比 i=，两班制工作。解 （1）选择普通 V 带型号 由表 9-5 查得 KA=，由式(9-10)得 Pc=KAPed=1.215=18KW，由图 9-7 选用 B 型 V 带。（2）确定带轮基准直径 d1和 d2 由表 9-2 取 d1=200mm,由式(9-6)得 6.41102.012001.

7、2)1(/)1(12112idndndmm，由表 9-2 取 d2=425mm。（3）验算带速 由式(9-12)得 1197020010.16100060100060n dvm/s，介于 525m/s 范围内，合适。（4）确定带长和中心距a 由式(9-13)得)(2)(7.021021ddadd，)425200(2)425200(7.00a，所以有12505.4370 a。初定中心距 a0=800 mm，由式(9-14)得带长 021221004)()(22addddaL，2(425200)2800(200425)2597.624800mm。由表 9-2 选用 Ld=2500mm，由式(9-1

8、5)得实际中心距 2.7512/)6.25972500(8002/)(00LLaadmm。（5）验算小带轮上的包角 由式(9-16)得 012013.57180add 000042520018057.3162.84120,751.2合适。（6）确定带的根数 z 由式(9-17)得00l()cPzPP K K，由表 9-4 查得 P0=kW,由表 9-6 查得 P0=kW;由表 9-7 查得 Ka=;由表 9-2 查得 KL=，47.403.196.0)3.077.3(18z，取 5 根。（7）计算轴上的压力 F0 由表 9-1 查得 q=kg/m,故由式(9-18)得初拉力 F0 2c0500

9、2.5(1)PFqvzvK 75.30116.1017.0)196.05.2(16.105185002 N，由式（9-19）得作用在轴上的压力 FQ 01Q0162.842sin25301.75sin2983.7322FzF N。（8）带轮结构设计及绘制零件图（略）设计后带传动实际传动比 iV带，使轴转速n略有降低，误差小于 5%。若保持斜齿轮传动比 i齿轮，则输送带速度下降幅度在允许范围内；也可在保证总传动比不变的前提下重新分配传动比，则输送带速度满足/s。本章采用后者：iV，斜齿轮传动比 i齿轮，此时，重新计算轴的输入转速和转矩（其他参数不变）：n=n电机/iV带=970/25=4r/mi

10、n，T106P/n106/4=103Nmm。例 6-3 试设计某带式输送机单级减速器的斜齿轮传动。已知输入功率 P，小齿轮转速 n1=4r/min，传动比i=3.35,两班制每年工作 300 天，工作寿命 8 年。带式输送机运转平稳，单向输送。解（1）选定齿轮材料、热处理方式、精度等级 据题意，选闭式斜齿圆柱齿轮传动。此减速器的功率较大，大、小齿轮均选硬齿面，齿轮材料均选用20Cr，渗碳淬火，齿面硬度为 5662HRC。齿轮精度初选 7 级。（2）初步选取主要参数 取 z1=20，z2=iz1=3.3520=67，取 a，则 d=0.5(i+1)a，符合表 6-9 范围。（3）初选螺旋角=12

11、。（4）按轮齿齿根弯曲疲劳强度设计计算 按式（6-34）计算法面模数213nFS2d1F2cos,KTmY Y Yz 确定公式内各参数计算值：载荷系数 K 查表 6-6，取 K；小齿轮的名义转矩 T1 6631114.49.55 109.55 10301.25 10456.5PTn Nmm；复合齿形系数 YFS由11332021.37coscos 12vzz，22336771.59coscos 12vzz，查图 6-21 得，FS14.34Y,FS23.96Y；重合度系数 由t1211111.883.2cos1.883.2cos121.642067zz 得t0.750.750.250.250.

12、7091.64Y；螺旋角影响系数 由1nd1dcosz mbd及式（6-27）可得 d 1ntansin0.8820 tan121.191zbm，取1计算，12110.9120120Y；许用应力查图 6-22(b)，Flim1=Flim2460 MPa，查表 6-7，取 SF，则FlimF 1F 2F4603681.25S MPa；计算大、小齿轮的FSFY并进行比较 因为F 1F 2，FS1FS2YY，故FS1FS2F 1F2YY，111答案图于是213nFS12d1F 12cosKTmYY Yz 32322 1.2301.2510 cos 124.340.7090.92.450.882036

13、8mm。（5）按齿面接触疲劳强度设计计算 按式（6-32）计算小齿轮分度圆直径 EH2131dH21()Z Z Z ZKTudu 确定公式中各参数值：材料弹性影响系数 ZE查表 6-8,E189.8 MPaZ；由图 6-33 选取区域系数H2.45Z；重合度系数tt41(1)0.78131.64Z；螺旋角影响系数99.012coscosZ；许用应力 查图 6-19(b)，Hlim1Hlim21500MPa 查表 6-7,取 SH=1，则HlimH 1H 2H150015001S MPa 于是EH2131dH21()Z Z Z ZKTudu 3232 1.2301.25103.351189.82

14、.450.7810.990.883.351500（）39.43mm，1n1cos39.43cos121.92820dmzmm。（6）几何尺寸计算 根据设计准则，mnmax(2.45,1.928)=2.45 mm，按表 6-1 圆整为标准值，取 mn3mm；确定中心距n12()3(2067)133.422cos2 cos12mzzamm，圆整取 a=135 mm；确定螺旋角12()3(2067)arccosarccos14.835114 50622 135nmzza；n 113 2062.07coscos14.8351m zd mm；n223 67207.93coscos14.8351m zdm

15、m；d10.886254.56bd mm；取255b mm，)105(21bb mm，取160b mm。（7）验算初选精度等级是否合适 圆周速度1162456.51.4860 100060 1000d nv m/s，v20m/s 且富余较大，可参考表 6-5 有关条件将精度等级定为 8 级。（8）结构设计及绘制齿轮零件图（略）。例 14-1 如图 145 所示单级齿轮减速器，已知高速轴的输入功率 P1，转速 n1=；齿轮传动主要参数：法向模数 mn=3mm，传动比 i=，小齿轮齿数 z1=20，分度圆的螺旋角 14506，小齿轮分度圆直径 d1=62.07mm，大齿轮分度圆直径 d2=20mm

16、，中心矩 a=135mm，齿宽 b1=60mm，b2=55mm。要求设计低速轴。解（1）拟定轴上零件的装配方案（见 14.3.1 节，轴的结构设计。见下图）（2）确定轴上零件的定位和固定方式（见图 146，见下图）（3）按扭转强度估算轴的直径 选 45 号钢，低速轴的输入功率 P2=P112KW(1为高速轴滚动轴承的效率，2为齿轮啮合效率)；输出功率 P2=P23KW(3为低速轴滚动轴承的效率)；低速轴的转速 n2=n1/ir/min。可得 233min213.69(103126)47.8858.57136.3PdCn mm （4）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度和直径 从联轴器向左取第一段

17、，由于联轴器处有一键槽,轴径应增加 5，取55mm，根据计算转矩 6662caA29.55109.551013.691.41.34310136.3APTKTKn Nmm，查标准 GB/T5014-2003，选用 LX4型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为 l1=84mm,轴段长 L1=80mm；右起第二段,考虑联轴器的轴向定位要求，取该轴段直径为标准系列值的63mm，轴段长度 L2轴承端盖长度+端盖端面与联轴器端面间距。轴承端盖尺寸按轴承外径大小、连接螺栓尺寸来确定，根据便于轴承端盖的装拆及对轴承添加润滑脂的要求，再结合箱体设计时轴承座结构尺寸要求，取该轴段长L2=50mm；右起第三段，该段装滚动

18、轴承，取该轴段直径为65mm，轴段长度 L3轴承宽+轴承端面与箱体内壁间距+箱体内壁与齿轮端面间距。因为轴承有轴向力和径向力，暂选用角接触球轴承 7213C，其尺寸为 dDB=65mm120mm23mm，支反力作用点距轴承外端面。根据系统结构设计中齿轮端面离箱体内壁应大于箱体壁厚、轴承端面距箱体内壁约为 315mm（脂润滑取大值）等要求，取该轴段长 L3=52mm；右起第四段，该段装有齿轮，直径取70mm，根据键连接强度计算（见例题 112），齿轮轮毂长80mm、键长 63mm。为了保证定位的可靠性，取轴的长度为 L4=78mm；右起第五段，考虑齿轮的轴向定位，需有定位轴肩，取轴肩直径为=80

19、mm，长度为 L5=8mm；右起第六段，该段为滚动轴承的定位轴肩(因本齿轮传动的圆周速度很小，可不考虑安装挡油环)，其直径应小于滚动轴承内圈外径，取=74mm，长度 L6=17mm；右起第七段，该段为滚动轴承安装处，取轴径=65mm，长度 L7=25mm。答案图半联轴器平键滚动轴承套筒齿轮轴承端盖轴端挡圈图6半联轴器平键滚动轴承套筒齿轮轴承端盖轴端挡圈图6 （5）求齿轮上作用力的大小、方向 作用在齿轮上的转矩为：T2=9.55106P2/n2=9.5510613.83/136.3=969103 Nmm 圆周力：32t22969109317.420822TFd N 径向力：t2r2tan9317

20、.3tan 203508.2coscos1450 6FF N 轴向力：Fa2=Ft2tan=tan14506=2468 N Ft2,、Fr2、Fa2的方向如图所示。（6）轴承的径向支反力 根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立如图 14-17 所示的力学模型。水平面的径向支反力:FHA=FHB=Ft2/2=N；垂直面的径向支反力：FVA=(-Fa2d2/2+Fr264)/128=(-2468208/2+64)/128=N，FVB=(Fa2d2/2+Fr264)/128=(2468208/2+64)/128=N；（7）画弯矩图（图上内容尚未修改）剖面 C 处的弯矩：水平面的弯

21、矩：MHC=FHA64=298.2103 Nmm；垂直面的弯矩：MVC1=FVA64103 Nmm，MVC2=FVA64+Fa2d2/2=103 Nmm。合成弯矩：2222C1HCVC1298.216.1298.6MMM Nm，2222C2HCVC2298.2240.6383.2MMM Nm。（8）画转矩图 T=Ft2d2/2=969 Nm。（9）画当量弯矩图 典型 轴系 结构 答案图ABFAFrAFBFrBFa因轴是单向回转，转矩为脉动循环，0.6，剖面 C 处的当量弯矩：2222eC2C2()383.2(0.6969)696.3MMTNm。（10）判断危险截面并验算强度 剖面 C 右侧当量

22、弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面 C 为危险截面。轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 14-1 查得许用弯曲应力-1=60 MPa。e=Me/W=Med3）=103/（0.1703）=20.3 MPa-1。剖面 D 处虽仅受转矩但其直径较小，故该处也可能是危险截面。MD=2)(T=T=0.6969=Nm，e=M/W=MD/（d 3）=103/(0.1553)=MPa-1，故确定的尺寸是安全的。（11）绘制轴的工作图（见图 14-18）（图上内容尚未修改）例 12-3 某工程机械传动装置中轴承的配置形式如图 12-10 所示，暂定轴承型号为 7213AC。已知轴承处径向载荷=N，=

23、N，轴向力=2468N，转速 r/min，运转中受冲击较小，常温下工作，预期寿命 3 年，试问所选轴承型号是否恰当。解（1）先计算轴承 1、2的轴向力、由表 12-10 查得轴承的内部轴向力为：ArA0.680.684665.53172.5FF N（)受力简图(b)水平面的受力 简图和弯矩图(垂直面的 受力和弯矩图(合成弯矩图(扭矩图（)当量弯矩图195.47.6463161.2161 图 14-17 轴的当量弯矩图（方向见图所示）BrB0.680.685986.24070.6FF N（方向见图所示）Aa3172.524685640.5FF N BF 轴承 B 为压紧端aBAa3172.524

24、685640.5FFFN；而轴承 A 为放松端aAA3172.5FFN（2）计算轴承 A、B 的当量动载荷 由表 12-9 查得 e，而 aArA3172.50.684665.5FeF；aBrB5640.50.9425986.2FeF 由表 12-9 可得=1、=0；=0.41、=0.87。故当量动载荷为：AArAAaAPX FY F=1+0=N BBrBBaBPX FY F=N（3）计算所需的径向基本额定动载荷 因轴的结构要求两端选择同样尺寸的轴承，因为，故应以轴承 B的径向当量动载荷为计算依据。两班制工作，一年按 300个工作日计算，则 Lh=163003=14400 h，因常温下工作，查

25、表 12-6得=1；受冲击载荷较小，查表 12-7 得=1.1，所以 1/31/3dBrBh66t601.1 7361.6 60 136.31440039691.711010f PnCLfN（4）查表 125得 7213AC轴承的径向基本额定动载荷=66500 N。因为，故所选 7213AC轴承安全。例 11-2 如图 11-24a 所示，齿轮轮毂与轴采用普通平键连接。己知轴径 d70mm，初定轮毂长度等于齿宽55mm，传递转矩 T969103Nmm，有轻微冲击，轮毂材料为 40Cr，轴的材料 45 钢。试确定平键的连接尺寸，并校核连接强度。若连接强度不足，可采取什么措施?解（1）选取平键尺寸

26、 选取 A 型普通平键，根据轴的直径 d70mm，查表116 知平键的截面尺寸：宽度 b20mm，高 h=12mm，当轮毂长度为 55mm 时，取键长 L50mm。（2）校核键的连接强度 查表11-7，得 p=100120 MPa。由式（11-22）得 3PP444 969 10()70 12(50-20)TTdhldh Lb 153.8 MPap。（3）改进措施 由于校核后平键的强度不够，需采取改进措施。方法之一是增大轮毂长度，根据计算，取轮毂长80mm、键长 63mm 是合适的。此外，可采用双键。两个平键最好布置在沿周向 1800，考虑到载荷分配的不均匀性，在强度校核中按 1.5 个单键计

27、算。例 151 如图 14-5 所示的带式输送机传动系统，已知减速器低速轴的输出功率 P2，转速2136.4/minnr。试选择低速轴和滚筒之间的联轴器。解（1）类型选择：由于机组功率不大，运转平稳，且结构简单，便于提高其制造和安装精度，使其轴线偏移量较小，故选用弹性柱销联轴器。（2）载荷计算：6662213.699.55 101.4 9.55 101.343 10136.4caAAPTK TKNmmn 其中 KA为工况系数，由表 151 查得 KA。（3）型号选择：根据及 d、n等条件，由标准 GB/T50142003 选用 LX4 型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为 l1=84mm，轴段长

28、L1=80mm。2、由交流电动机直接带动一直流发电机。若已知所需最大功率为 1720kW，转速为 3000r/min，外伸轴径d=45mm。试选择电动机和发电机之间的联轴器。解（1）类型选择：由于机组功率不大，运转平稳，且结构简单，便于提高其制造和安装精度，使其轴线偏移量较小，故选用凸缘联轴器。（2）载荷计算：mNnPKTKTAAca34.127300020955029550 其中 KA为工况系数，由表 141 查得 KA2。（3）型号选择：根据及 d、n等条件，由标准 GB/T58432003 选用 YL9 型凸缘联轴器，其额定转矩mNT 400，许用转速min/4100rn，轴孔直径为 45mm，符合要求。例 12-3 的轴承装置