传动装置的运动及动力参数的选择和计算

辽宁工业大学机械设计课程设计说明书0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辽宁工业大学机械设计课程设计说明书1二、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：卷筒联承齿链总42查机械设计指导书表17-9得式中:滚筒效率：滚筒=0.96联轴器效率：联=0.99传动效率：链=0.92深沟球轴承：承=0.99斜齿轮啮合效率：斜=0.97传动总效率:79.096.099.099.097.092.042总所需电动机功率:P总=总/PI=4.42/0.79=5.59KW2.选取电动机的转速滚筒转速nI=D60=28.09.060=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0P=7.5KW，同步转速1500r/min;或选Y系列三相异步电动机Y160M-6,额定功率额定功率0P=7.5KW,同步转速1000r/min.均满足0PrP。辽宁工业大学机械设计课程设计说明书2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1Y160M—67.51000970252Y132M—47.51500144037.7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/KW7.5电动机轴伸长度E/mm80电动机满载转速n0/(r/min)1440电动机中心高H/mm132电动机轴伸直径D/mm38堵转转矩/额定转矩T/N.m2．2三、传动装置的运动及动力参数的选择和计算1、分配传动比总传动比:总i=0n/1n=1440/38.8=37.11传动比为2—4，取5.2链i则减速的传动比：带减iii/=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：1i减1.35i=38.935.1=3.56辽宁工业大学机械设计课程设计说明书3低速轴的传动比：2i=1/ii减=9.38/3.56=2.642、各轴功率、转速和转矩的计算0轴：即电机轴P0=P电=5.81KWn0=1440r/minT0=9550×P0/n0=9550×5.81/1440=38.53mNⅠ轴：即减速器高速轴P1=联0P5.81×0.99=5.75KWn1=n0=1440r/minT1=9550×P1/n1=9550×5.75/1440=38.15mNⅡ轴：即减速器中间轴P2=P1·承齿=5.75×0.99×0.97=5.52kwn2=n1/i12=n1/i1=1440/3.56=404.49r/minT2=9550×P2/n2=9550×5.52/404.4=130.37mNⅢ轴：即减速器的低速轴P3=P2·承齿=5.52×0.97×0.99=5.30kwn3=n2/i23=404.49/2.64=153.22r/minT3=9550×P3/n3=9550×5.30/153.22=330.34N·mⅣ轴：即传动滚筒轴P4=P3·链承=5.30×0.99·0.92=4.83kwn4=n3/i=153.22/2.5=61.288r/minT4=9550×P4/n4=9550×4.83/61.288=752.62N·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辽宁工业大学机械设计课程设计说明书4四、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AK=1，Kz=0.8，Kp=1，KWP247.599.03.5P0=PZAKPKK=KW2.41247.58.01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=25.40mm3）确定中心距a初步选定中心距a0=30P=762mm链节数LP=212021022zzpa2zzap=100.976mm4）中心距a=21222121p2822zL4pzzzzLzp=749.6mm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η0轴5.81144038.53连轴器1.00．99Ⅰ轴5.75144038.15齿轮传动3.560．96Ⅱ轴5.52404.49130.37齿轮传动2.640．96Ⅲ轴5.30153.22330.34链传动2.50．91Ⅳ轴4.8361.288752.62辽宁工业大学机械设计课程设计说明书5V=smsmn/15/49.11000604.2522.15323100060pz31Ft=vp1000QF=KQFt=NvPQ8.422549.1247.52.11000K10005）链轮直径1d=mmz54.18623180sin4.25180sinP2dmmz1.46157180sin4.25180sinP五、高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算：原始数据：高速轴的输入功率：5.75kW小齿轮转速：1440r/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5—1查得小齿轮45调质，硬度217～255HB，取硬度为235—255HB；大齿轮材料选用45钢，正火处理，硬度162～217HB，取190—217HB。齿轮精度等级为8级计算应力循环次数N(由教材式5—33)91110866.1)283005.4(114406060hjLnN8912121024.556.310866.1iNN查教材图5-17得1NZ=1.0,2NZ=1.08取Zw=1.0，1limHS=1.0，LVRZ=1.0，XZ=1.0由教材图5-16(b)得:辽宁工业大学机械设计课程设计说明书61limH=580Mpa，2limH=545MPa由教材式(5-28)计算许用接触应力1H=min1limHHSZN1ZXZWZLVR=0.10.10.10.10.1580=580Mpa2H=min2limHHSZN2ZXZWZLVR=0.10.10.10.108.1545=588.6Mpa2.按接触疲劳强度计算中心距取xZ1.0321])/[(2)1(HEHaZZZZuKTua由教材表5—5查得：EZ=189.8MPa取R=0.35T1=119550np=38.13mNm初取：2.12ZKt,暂取：12估取：20nt12b由教材式5—41计算HZ99.0cosZttbHZsincos/cos2=20sin20cos12cos2=2.47321])/[(2)1(HEHatZZZZuKTua=3258099.08.18947.256.335.02381302.1156.3=103.7mm圆整取：a=125mm一般取：5.2~25.1125)02.0~01.0()02.0~01.0(amnmm辽宁工业大学机械设计课程设计说明书7取标准模数：mmmn25.1总齿数：z=nmacos2=196.325整取：z=196小齿轮齿数：z1=z/(u+1)=42.985整取：z1=43大齿轮齿数：z2=z-z1=153取：z1=43z2=153实际传动比：558.34315312zzi传动比误差：%11.0%100iii理实理i＜5%故在范围内。修正螺旋角：98.0)1252/()15343(25.12/)(cos21azzmn478.11与12相近，故Z、HZ可不修正mmzmdmmzmdnn153.195cos/847.54cos/22113.验证圆周速度smsmdnv/6/95.110006011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25.1AKsmvz/78.1100/4395.1100/按8级精度查图5-4(b)得：09.1VK齿宽：mmaba75.4312535.0取整：b2=45mmb1=50mm辽宁工业大学机械设计课程设计说明书8按82.0847.54/45/db，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：0625.1K按8级精度查机械设计教材表5-4得：2.1K737.1KKKKKVA齿顶圆直径：mmmhddaa347.5725.12847.542*11mmmhddaa653.19725.12153.1952*22端面压力角：375.20)478.11cos20tanarctan()costanarctan(oont齿轮基圆直径：mmddtb415.51375.20cos847.54cos11mmddtb943.182375.20cos153.195cos22齿顶圆压力角：291.26347.57415.51arccosarccos111abatdd245.22653.197943.182arccosarccos222abatdd76.1tantantantan212211tattatazz28.2sinnmb基圆螺旋角：777.10)costan(tantbacr由教材式5-41得：ZH=45.2sincoscos2ttb由教材式5-42得：99.0cosZ由教材式5-43得：75.01Z辽宁工业大学机械设计课程设计说明书9MPaMPauubdKTZZZZHEHH580][86.301)1(21115.验算齿根弯曲强度由式5-44得F=nmbdKT222FaYsaYYY≤][F1vz=1z/3cos=43/478.11cos3=43.2592vz=2z/3cos=153/478.11cos3=154.034查图5-14得：1FaY=2.43,2FaY=2.19查图5-15得：1saY=1.69,2saY=1.83由式5-47计算Y：Y=1-120=1-2.28120478.11=0.78由式5-48计算Y：Y=0.25+ab2cos75.0=0.25+76.1777.10co