机械传动系统设计实例.doc

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1、【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流机械传动系统设计实例.精品文档.机械传动系统设计实例设计题目：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0.96。输送带拉力5kN，速度2.5m/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

2、，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=52.5 =12.5 kW，所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0.96和0.97，取联轴器效率0.99，参照式（163）取轴承效率0.99，可求得总=0.960.9920.970.990.96=0.867，故所需电动机输出功率Pd=P工作/总=12.5/0.867=14.41 kW。3 确定电动机转速卷筒轴工作转速为nw=601000V/(D)=6010002.5/(350)136.4 r/min，按表16-1推荐的传动

3、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=818.43819.2 r/min。根据容量和转速要求，从有关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=7.11。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=2.1，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

4、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=970/7.11136.4 r/min。2 各轴输入功率P=Ped*V带=150.96=14.4 kW，P=P轴承齿轮=14.40.990.97=13.83 kW。3各轴输入转矩T=9.55106P/n=9.5510614.4/462=297.66103 Nmm，T=9.55106P/n=9.5510613.83/136.4=968.3971.15103 Nmm。*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

5、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=425/200=2.1252.1，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=3.386，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2.5m/s。本章采用设计后所得到的带传动的实际传动比：iV=2.125，修正斜齿轮传动比i齿轮=7.11/2.125=3.35，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=970/2.125=456.5r/min，T=9.55106P/n=9.5510614.4/456.5=301.2510

6、3 Nmm。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： N， 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=2

7、.1，两班制工作。解 （1） 选择普通V带型号由表9-5查得KA=1.2 ，由式 (9-10) 得Pc=KAPed =1.215=18 KW，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 mm，由表9-2取d2=425mm。（3）验算带速 由式 (9-12)得 m/s，介于525 m/s范围内，合适。（4）确定带长和中心距a 由式(9-13)得所以有。初定中心距a0=800 mm，由式(9-14)得带长mm。由表9-2选用Ld=2500 mm，由式(9-15)得实际中心距 mm。（5）验算小带轮上的包角 由式(9-16)得 合适。

8、（6）确定带的根数z由式(9-17)得 ，由表9-4查得P0 = 3.77kW,由表9-6查得P0 =0.3kW;由表9-7查得Ka=0.96; 由表9-2查得KL=1.03，取5根。（7）计算轴上的压力F0 由表9-1查得q=0.17kg/m,故由式(9-18)得初拉力F0 N，由式（9-19）得作用在轴上的压力FQ 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=425/200=2.1252.1，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=3.386，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2.5

9、m/s。本章采用后者：iV=2.125，斜齿轮传动比i齿轮=7.11/2.125=3.35，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=970/2.125=456.5r/min，T=9.55106P/n=9.5510614.4/456.5=301.25103 Nmm。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P14.4KW，小齿轮转速n1=456.5r/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

10、、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a0.4，则d=0.5(i+1)a=0.5(3.4+1)0.4=0.88，符合表6-9范围。（3） 初选螺旋角=12。（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 确定公式内各参数计算值：载荷系数K 查表6-6，取K=1.2；小齿轮的名义转矩T1 Nmm； 复合齿形系数YFS 由，查图6-21得， , ； 重合度系数 由 得； 螺旋角影响系数 由及式（6-27）可得 ，取计算，许用应力 查图6-22(

11、b)，=460 MPa， 查表6-7，取SF=1.25， 则 MPa；计算大、小齿轮的并进行比较 因为，故 ，于是 mm。（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确定公式中各参数值： 材料弹性影响系数ZE 查表6-8, ； 由图6-33选取区域系数 ； 重合度系数 ； 螺旋角影响系数 ； 许用应力查图6-19(b)，MPa查表6-7,取SH=1，则 MPa 于是 mm，mm。（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mm，圆整取a=135 mm；确定螺旋角； mm； mm；

12、 mm； 取 mm， mm，取 mm。（7）验算初选精度等级是否合适 圆周速度 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=14.4KW，转速n1=456.5r/min；齿轮传动主要参数：法向模数mn=3mm，传动比i=3.35，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=207.93mm，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（

13、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=P112=14.40.990.97=13.83KW (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=P23=13.830.99=13.69KW (3为低速轴滚动轴承的效率)；低速轴的转速n2=n1/i=456.5/3.35=136.3r/min。可得 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，由于联轴器处有一键槽,轴径应增加5，取55mm，根据计算转矩 Nmm，查标准GB/T5014-

14、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

15、作用点距轴承外端面24.2mm。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=80mm，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

16、装处，取轴径=65mm，长度L7=25mm。典型轴系结构（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： N 径向力： N 轴向力： Fa2=Ft2tan=9317.4tan14506=2468 NFt2,、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=4658.7 N；垂直面的径向支反力：FVA=(-Fa2d2/2+Fr264)/128=(-246

17、8208/2+3508.264)/128=-251.2 N， FVB=(Fa2d2/2+Fr264)/ 128=(2468208/2+3508.264)/ 128=3759.2 N；（7）画弯矩图（图上内容尚未修改）剖面C处的弯矩：水平面的弯矩：MHC= FHA64=298.2103 Nmm；垂直面的弯矩：MVC1= FVA64=-16.1103 Nmm，MVC2= FVA64+Fa2d2/2=240.6103 Nmm。合成弯矩：Nm，Nm。（8）画转矩图 T=Ft2d2/2=969 Nm。（9）画当量弯矩图图14-17 轴的当量弯矩图因轴是单向回转，转矩为脉动循环，0.6，剖面C处的当量弯矩

18、： Nm。（10）判断危险截面并验算强度 剖面C右侧当量弯矩最大，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=Me/（0.1d3）=696.3103/（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=T=0.6969=581.4 Nm，e=M/W= MD/（0.1d 3）=581.4103/(0.1553) =34.95 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

19、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 =4665.5 N， = 5986.2N，轴向力=2468N，转速=136.3 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： N（方向见图所示） N（方向见图所示） N 例12-3的轴承装置轴承B为压紧端 N；而轴承A为放松端 N（2）计算轴承A、B的当量动载荷由表12-9查得e=0.68，而由表12-9可得=1、=0；=0.41、=0.87。故当量动载荷为：=14665.5+03172.5=4665

20、.5N=0.415986.2+0.875640.5=7361.6N（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，查表12-6得=1；受冲击载荷较小，查表12-7得=1.1，所以N（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T969103 Nmm，有轻微冲

21、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 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 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

22、核中按1.5个单键计算。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=13.69kW，转速。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：其中KA为工况系数，由表151查得KA1.4。（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：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，许用转速，轴孔直径为45mm，符合要求。