传动装置设计

σ lim 1 K HN 1 s
=496.8MPa，[σH ]2=
σ H 1+[σ H ]2 2
σ lim 2 K HN 2 s
=392Mpa
所以，许用应力[σH ]= 2） 小齿轮分度圆直径 d1t ≥
3
=444.4Mpa
2K t T t ∅d ε α
−
u±1 Z E Z H 2 ( [σ ] ) u H
电动机轴 4.2134 1440 27943 2 90%
高速轴 3.7921 720 50298
中间轴 3.6419 192 181146 3.75 96%
低速轴 3.4977 69 484101 2.78 96%
4ቤተ መጻሕፍቲ ባይዱ
二、 传动零件的设计计算
2．1 皮带轮传动的设计计算 1、 确定计算功率-
令 P=Pd=4.2134 kW，且查《机械设计》表 8-7 得：KA=1.2 故 Pca=KAP=5.05608 kW
2
1．2 选择电动机
1、电动机类型的选择： Y 系列三相异步交流电动机。 2、电动机容量选择： （1）卷筒轴的输出功率 Pw Pw=1000 =3.2195 kW （2）传动装置的总效率： η 总=η 带×η3 滚动轴承×η2 齿轮×η 联轴器×η 工作机 =90%× 98%3× 98%2× 99%× 97% =78.12% 故 Pd=Pw/η 总=4.2134 kW 3、确定电动机型号 （1）电动机额定功率 Ped 选取电动机额定功率 Ped＝5.5 kW > Pd=4.2134 kW (2) 电动机同步转速 首选用同步转速 n=3000r/min ，型号 Y132S1-2， 其满载转速 n’m=2900r/min 则： 工作机转速 nw=60× 1000V/π D=69.23 r/min 总的传动比：i’= nm =41.89>40
= 0.01524 <
Y Fa 2 Y Sa 2 [σ F ]2
= 0.018418
所以，大齿轮的数值大： （按《机械设计》公式 10-5） mn ≥
3
2KT 1 Y β cos 2 β Y Fa Y Sa ∅d Z 1 2 ε α σ F
= 1.34 mm < 2 ������������ ， 满足弯曲强度
3、验算带速 v 则验证带速（按《机械设计》式 8-13）：V=π dd1nm/60× 1000=6.78 m/s 又 5m/s<V<25m/s，故 V 带充分发挥，带速合适。
4、确定两带轮中心距 a 和带的基准长度 Ld0 根据 《机械设计》 式 8-20， 且由于 189 mm < a0 < 540 mm ,初定中心距 a0=300mm， 根据《机械设计》式 8-22，带所需基准长度 Ld0=2a0+
+
=29.1mm
1t 1 圆周速度 V=60×100 =2.23 m/s；齿宽 b=∅d d1t =59.1mm
πd n
模数 mnt=
d 1t cos β z1
=2.39mm
；齿高 h=2.25mnt =5.38mm ；纵向重合度εβ = 0.38∅d Z1 tanβ = 1.093
齿宽/齿高 b/h=10.99
3
−
u±1 Z E Z H 2 ( [σ ] ) u H
+
2K t T t ∅d ε α
1）Kt=1.6，ZH=2.433，查《机械设计》表 10-6 得：ZE=189.8Mpa1/2 由表εα 1 = 0.78，εα 2 = 0.82，εα = εα 1 + εα 2 = 1.6 且小齿轮传递转矩 T1= 50298 N· mm 由《机械设计》表 10-7 表选∅d = 1，查《机械设计》图 10-21a，得小 齿 轮 接 触 疲 劳 强 度 极 限 σH lim1=540Mpa, 大 齿 轮 接 触 疲 劳 强 度 σH lim2=400Mpa
Z1mn cos β
= 59.68 mm；d2 =
三、 轴系零、部件的设计计算
3.1 低速轴滚动轴承和传动轴的设计 3.2 中间轴滚动轴承和传动轴的设计 3.3 高速轴滚动轴承和传动轴的设计 ―――――――― ――――――― ――――――― 11 11 12
四、 轴的强度校核计算
4.1 低速轴强度校核计算 4.2 中间轴强度校核计算 4.3 高速轴强度校核计算 ――――――――――――― ―――――――――――― ――――――――――――― 13 17 19
3
1．3 计算传动装置的运动和动力参数 1、各轴转速（r/min） n0 = nm=1440(r/min) n1 = n0 /i 带=720(r/min) n2 = n1/ i 高速级=192(r/min) n3 = n2/ i 低速级=69(r/min)
2、 各轴输入功率 P0= Pd =4.2134kW P1= P0×η 带=3.7921kW P2=P1×η 轴承×η 齿轮=3.6419kW P3=P2×η 轴承×η 齿轮=3.4977kW
500P ca (2.5−K a ) Ka Zv
=124 N
计算作用在轴上的压轴力 Fp 轴压力最小值： （Fp）min=
2Z(F 0 )min sin α 1 2
=1225 N
2.2 齿轮传动的设计计算 （A）选定齿轮类型、精度等级、材料、齿数 1、选用斜齿轮传动 2、选用 7 级精度 3、 油 《机械设计》 表 10-1， 小齿轮材料为 45 号钢 （调质） ， 强度极限为 650Mpa， 屈服极限 360Mpa，硬度 250HBS；大齿轮材料 45 号钢（正火） ，强度极限为 580Mpa，屈服强度为 290Mpa，硬度为 210HBS。两者硬度差为 40HBS。 4、高速级小齿数 24，则大齿数为 24× 3.75=90 低速级小齿数 32，则大齿数为 32× 2.78=88.96，取 89 5、初选螺旋角 14o （B）高速级齿轮传动的设计计算（传动比 i=3.75） 1、按齿面接触强渡设计（按《机械设计》公式 10-9a） dd1 =
3、 各轴转矩 T0=9550× 106P0/n0=27943N· mm T1=9550× 106P1/n1=50298N· mm T2=9550× 106P2/n2× 106=181146N· mm T3=9550× 106P3/n3=484101N· mm
综上所述，有
项目 功率 kW 转速 r/min 转矩 N· mm 传动比 i 效率
但为满足接触疲劳强度，取 d1=59.95 mm 来计算应有的齿数
3、尺寸计算 中心距 a =
(Z 1 +Z 2 )m n 2cos β
= 142.22 mm，将其修正为 142mm
(Z 1 +Z 2 )m n 2a
修正螺旋角 β = arccos
= 13.63° ，
因β改变不多，故εα ，K β ，ZH 不必修正 大、小圆分度圆直径d1 = 齿宽
设计小结 ――――――――――――――――――――― 参考资料 ―――――――――――――――――――――
23 24
1
一、 传动装置总体设计方案
1．1 拟定传动方案 已知条件： 1.运输带工作拉力：F＝2270N； 2.运输带工作速度：v＝1.45m/s； 3.卷筒直径：D＝400mm； 4.使用寿命：10 年； 5.工作情况：两班制，连续单向运转，轻度冲击; 6.传动方案图：
π 2（d d 1 +d d 2 ）
+
(d d 2 −d d 1 ) 4a 0
=1031mm，
取基准长度 Ld=1000mm 实际中心距 a=a0+
L d −L d 0 2
=284.5mm，其变化范围为 269.5mm-314.5mm
5、验算小带轮包角α0 α0 =180o57.3° (d d 2 −d d 1 ) a
3
K Kt
=59.95 mm ；
d 1 cos β z1
模数 mn=
=2.39 mm
2、按齿根弯曲强度计算 载荷系数 K=KAKVK F α K F β = 1.59；由εβ = 1.903，得Yβ = 0.88 当量齿数Zv1 = cos13 β = 26.27，Zv2 = cos23 β = 98.52 查《机械设计》表 10-5 得齿形系数YFa 1 = 2.592，YFa 2 = 2.184； 查《机械设计》表 10-5 应力校正系数YSa 1 = 1.596，YSa 2 = 1.789； 查 《机械设计》 图 10-20c， 小齿轮弯曲疲劳强度极限σFE 1 = 400MPa， 大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE 2 = 330MPa
2、选取带轮基准直径 dd1 查《机械设计》图 8-10，选取 A 型， 查《机械设计》表 8-6 和表 8-8 取小带基准直径 dd1=90mm 则大带轮基准直径（按按《机械设计》式 8-15a） dd2＝idd1 ＝2× 90＝180mm， （根据《机械设计》表 8-8）圆整 dd2=180mm
五、 联接部件的设计计算
5.1 键联接设计 5.2 联轴器设计 ―――――――――――――――― ――――――――――――――――― 21 21
六、 其它零、部件的设计计算
6.1 箱体结构的设计 ―――――――――――――― 6.2 其它附件设计 ――――――――――――――― 6.3 润滑密封设计 ――――――――――――――― 22 22 23
由《机械设计》表 10-2，KA=1，V=2.23 m/s，7 级精度， 查《机械设计》图 10-8 得动载系数 KV=1.07，K H α = K F α = 1.1 由《机械设计》表 10-4，得 K H β = 1.42， 查《机械设计》图 10-13，得K F β = 1.35， 所以，载荷系数 K=KAKVK H α K H β = 1.67 校正分度圆直径（按《机械设计》公式 10-10a） d1=d1t
目
一、 传动装置总体设计方案
录
2 3 4
1.1 拟定传动方案 ――――――――――――――― 1.2 电动机的选择 ――――――――――――――－ 1.3 计算传动装置的运动和动力参数 ――――――――
二、 传动零件的设计计算
2.1 设计V带和带轮 ―――――――――――――――― 2.2 齿轮的设计 ――――――――――――――――― 5 6
7
Z Z
查《机械设计》图 10-18，弯曲疲劳系数寿命 KN1=0.95，KN2=0.9，取 S=1.4 由《机械设计》公式 10-12： K FN 1 σFE 1 K FN 2 σFE 2 [σF ]1 = = 271.43 MPa; [σF ]2 = = 212.14 MPa S S
Y Fa 1 Y Sa 1 [σ F ]1
w
Fv
n ′
由上，故选用同步转速 n=1500 r/min ,型号 Y132S-4， 其满载转速 nm=1440 r/min 所以：工作机转速 nw=
n 60×1000 V πD
=69.23 r/min
总的传动比：i=n m =20.8<40
w
2、分配各级传动比 取 V 带传动比 i 带＝2，又有 i=i 带× i 高速级× i 低速级， 且 i 高速级=1.35i 低速级。所以 i 低速级=2.78，i 高速级=3.75
=162o>90o，所以包角合适
6、确定 V 带根数 Z 由 dd1=90mm 和 n1=1440 r/min,查《机械设计》表 8-4a 得 P0=1.07 kW 又由 A 型带及 i=2，查《机械设计》表 8-4b 得△P0=0.17 kW,
5
查《机械设计》表 8-5 得K α =0.96,查《机械设计》表 8-2kL=0.89 所以，V 带额定功率 Pr=（P0+△P0）K α KL=1.06 kW V 带根数：Z=Pca/Pr=4.77，取 Z=5<6，符合要求 7、计算预紧力 查《机械设计》表 8-3 可得 A 型带单位长度质量 q=0.1 kg/m ,故: 单根 V 带初拉力最小值： （F0）min=qv2+ 8、
6
应力循环次数 N1=60njLh=60× 720× 8× 300× 8× 2=1.65888× 109 N2=i 1 =4.42368× 108
高
N
由《机械设计》图 10-19 取疲劳寿命系数 KHN1=0.92，KHN2=0.98 取失效概率 1%，安全系数 S=1， （按《机械设计》公式 10-12） [σH ]1=