1、設計鏈式運輸機傳動裝置題目：某鏈式運輸機采用兩班制工作,連續工作不超過3小時,然后停歇1個小時,雙向傳動,工作中受中等振動,工作年限5年,試設計其傳動裝置,要求電動機軸線與驅動鏈輪軸線平行.工作示意圖如下：傳動裝置原始數據：其中工作機輸入功率P為4.2kW工作機軸輸入轉速n為160r/min、確定傳動方案根據工作要求,可以擬定幾種傳動方案,如下列圖所示(a)圖所示為第一級用帶傳動,后接兩級圓柱齒輪減速器.帶傳動能緩沖、吸振,過載時起平安保護作用,但結構上寬度和長度尺寸較大,且帶傳動不宜在惡劣環境下工作.(b)圖所示為電機直接與兩級圓柱齒輪減速器連接,圓柱齒輪易于加工,但減速器的傳動比和結構尺寸

2、較大.綜合考慮此題要求,工作環境一般,但工作中受到中等振動,所以選擇加一級帶傳動更好.選擇方案(a)設計過程計算結果二、選擇電動機傳動裝置總效率n箱3力：,力4=0.96m0.993m0.972m0.99=0.86771/.4其中,1=0.96為帶傳動效率州2=0.99為一對滾動軸承傳動效率%=0.97為一級圓柱齒輪傳動效率2=0.99為剛性聯軸器效率電動機所需功率Pd=Pg=4.2/0.8677=4.84kW其中,Pg=4.2kW,為工作機輸入功率確定電動機型號：Y132S1-2其肩美參數如下：額定功率5.5kW電動機涵裁轉數nm=2920r/min電動機軸伸出直徑D=28mm電動機軸伸出長

3、度L=60mm三、運動學和動力學計算1.總傳動比及其分配總傳動比i=nm/ng=2920/160=18.25i=i1i2i3=2黑2.5黑3.65=18.25其中,*=2,為帶傳動傳動比i2=2.5,為減速器高速級傳動比i3=3.65,為減速器低速級傳動比2.減速器各軸轉速計算根據軸轉速的大小依次編號為I、H、田軸m=nm/i1=2920/2=1460r/min刈=86.77%Pd=4.84kW電動機Y132S1-2額定功率5.5kW渦裁轉數2920r/min總傳動比i=18.25帶傳動i=2高速級i2=2.5低速級i3=3.65設計過程計算結果nn=rn/i2=1460/2.5=584r/m

4、innm=nn/i3=584/3.65=160r/min33.減速器各軸功率計算Pi=Pdn=4.84父0.96=4.65kWPn=Pin2n3=4.65x0.99x0.97=4.47kW23Pm=Pnnn=4.47x0.99x0.97=4.29kW23減速器各軸功率、轉速、轉矩列表如下：Ka=1.2Pc=5.81kWA型取Di=100mm選口2=200mmn2=1460r/min軸號功率P(kW轉速n(r/min)轉矩T(N-m)I4.65146030.42R4.4758473.10m4.29160256.06四、帶傳動設計1. 確定V帶型號和帶輪直徑工作情況系數Ka：由表11-5確定計算功

5、率PC:PC=KAPd=1.2父4.84=5.81kW(11-19)選帶型號：由圖11.15小帶輪直徑：由表11-6口用所=75mm大帶輪直徑：n1=nm設君=0.01,Dn(11-15)D2=(1f即n2/、100M2920-(1-0.01)x-200mm1460大帶輪轉速：n1=nmD1nl100M2920n2-(1町-(1-0.01)x-1460r/minD22002.計算帶長設計過程計算結果+ccD1+D2100+200“八求Dm：Dm=150mm22十人D2-Di200-100-求:A=50mm22初取中央距：a=500mm帶長：,cJ2L=nDm22a+a502(11-2)=兀父1

6、50+2父500+=1476.24mm500基準長度：由圖11.4的Ld=1600mm3.求中央距和包角中央距：a=Hrm+7L-nDm)2-8i2441600nx150,1r-224+4V(1600-冗父150)-8父50(11-3)=547mm小輪包角：_.D2D1%=1801M57.3a(11-4)200-100q=180父57.3=169.52>1205474 .求帶根數町一,父100日2920_/市速：v-一一15.29m/s60M100060M1000傳動比：i=n1/n2=2920/1460=2帶根數：由表11-8,P0=1.32kW；由表11-7,ka=0.98；由表11

7、-12,kL=0.99；由表11-10,Ap°=0.39kWPCz=(P0+%)kakL/1122(ll-22)5.81Q0-3.52(1.32+0.39)M0.98M0.995 .求軸上載何Ld=1600mma=547mm%=169.52：v=15.29m/si=2取z=4設計過程計算結果張緊力：由表11-4,q=0.10kg/m,那么PCz2.5-kax2F0=500()"qvVZka5.812.5-0.982F0-97.05N=500-()0.1015.2915.2940.98(11-21)=97.05N軸上載荷:：1Fq=2zF°sin2=2497.05s

8、in169.52=773.15N2(11-23)Fq=773.15N帶輪結構設計：帶輪寬度B=z-1e+2f=65mm其余略五、圓柱齒輪傳動的設計計算一高速級齒輪傳動1.選擇齒輪材料小齒輪40Cr大齒輪452.初步計算調質調質HB1=260HB2=240由表12-13,取J=1接觸疲勞極限仃Hlim:由圖12-17(C)B=65mm二hm=720MPa二H1=648MPa=0.9；:Hlim1=0.9720=648MPa(12-15)二H2=531MPa二Hlim1=720MPa二Hlim2=590MPa初步計算的許用接觸應力二h：二H2=0.90Hlim2=0.9590=531MPa由表12

9、-16,取人=82估計日=10二d1=61mm初步計算的小輪直徑d1：d1-AdT1u1=82330.4210002.51:2=43.67mm15312.5設計過程計算結果初步確aE齒范:b1ddi=1父61=61mm3.齒面接觸疲勞強度計算圓周速度v:加1nl冗父61M1460v=4.66m/s60x100060x1000精度等級：由表12-6齒輪齒數Z:MZ1=24,那么Z2W2Z1=2.5x24=60模數m：d161mt='=2.5417乙24初選螺旋角P=10"mn=mtcosP=2.5417cos100=2.5由表12-3,取mn=2.5mm螺旋角P:a-arcco

10、s-arccos-10.4和估計值接近mt2.5417使用系數Ka：由表12.9動載荷系數Kv:由圖12.9齒間載荷分配系數Kh«:由表12-10,先求l2T12M30.421000門Ft_一997.38Nd161KaFl=1.5"7.3822.53N/mm<100N/mmb61%=1.88-3.21+cos?乙Z2一_.1,1.1.883.2父+cos10.4-1.702460b=61mmv=4.66m/s選9級精度Z1=24,Z2=60mt=2.5417mmmn=2.5mmP=10.4二Ka=1.5Kv=1.23%=1.70設計過程計算結果bsinP61xsin1

11、0.4'.3c、郊=1.17表12-8mnmn3x3名了二名3+名目=1.70+1.17=2.87表12-8tan%tan20'一小叫=arctan-=arctan=.=20.31表12-8cosPcos10.4cosPb=cosPcosan/cosctt=cos10.4cos207cos20.31°=0.99由止匕得：Kh0fnKFR：w/cos2Pb=1.7/0.992=1.73齒向載荷分布系數KhB：由表12-11_b2b2_3KHp=A+B1+0.6+C10bd1d1612612=1.17+0.16父1+0.6父一2父一2+0.61父10父616161=1.4

12、6載荷系數K:K=KAKvKH0KHp=1.5a.23M1.73父1.46=4.6612-5彈性系數Ze：由表12-12節點區域系數Zh:由圖12.16重合度系數Z/由式12-31,因wp=1.25>1,取名p=1,故Z8-d以1-印十一|一：-0.7733%V1.70螺旋角系數Zp:Zp=VcosP=Jcos10.4：1=0.99接觸應力最小平安系數SHmin:由表12-14應力循環次數Nl：th=5父300父12=18000h呻=1.17叼=2.870tt=20.31：KHa=1.73KhP=1.46K=4.66Ze=189.8Zh=2.46Z廣0.77Zp=0.99SHmin=1.

13、05NL1=60n1th=60x1460x18000=1.58父109_9_8NL2=NL1/i2=1.58x10/2.5=6.32父10接觸壽命系數Zn:由圖12.18許用接觸應力：r1仃Hlim1ZN1720黑0.98o-H1=672MPaSHmin1.05=*2么2=5904.07=601MPaSHmin1.0577ZEU+1aHZeZhZ|2丫bdu12x4.58x30.42x10002.5+1=189.8父2.46父0.770!2661M6122.5=471MPa<82計算結果說明,接觸疲勞強度符合要求；否那么,應調整齒輪參數或改變齒輪材料,并再次進行驗算.4 .確止傳動主要尺

14、寸實際分度圓直徑d:d1=mtZ1=2.5417M24=61mmd2=mtZ2=2.5417M60=152.5mm中央距a:a=(d1+d2)/2=(61+152.5)/2=106.75mm尺寬b:b="1=1父61=61mm5 .齒根彎曲疲勞強度驗算齒形系數YFa:7Zi24Zv1_3B_325cospcos10.47Z260Zv2一_3R一3/c,-63cospcos10.4由圖12.21得Yf%=2.63,匕2=2.28NL1=1.58"09NL2=6.32父108Zn1=0.98Zn2=1.07仃H1=672MPa仃H2=601MPa符合要求d1=61mmd2=15

15、2.5mma=106.75mmb=61mmYFa1=2.63YFa2=2.28設計過程計算結果應力修正系數Ra：由圖12.22Ys研=1.58,q=175重合度系數y豈11C/v=1.88-3.2(+')cosPZV1ZV2110=1.883.2十)xcos10.4=1.7025630.750.75丫冗=0.25+=0.25+=0.69(12-35)*&av1.70螺旋角系數丫卡呻=1.17之1,取呻=1Ypmin=10.25郎=10.25父1=0.75(12-36)110.4丫8=1名B-=1-1X-0=0.91>YRmin(12-35)L1201201齒間載荷分配系數

16、Kf4前面已求的Kf0(=Kh0(=1.73齒向載荷分布系數KfP：由圖12.14,b/h=61/(2.25m2.5)=10.84,KFp=1.4載荷系數K:K=KAKVKFaKFP=1.5M1.23><1.73M1.4=4.47彎曲疲勞極限仃Flim：由圖12.23(c)#仃F1ml=600MPa,仃Flim2=450MPa考慮此題齒輪為雙向運轉,可將其彎曲疲勞極限乘以系數0.85,結果變為：oF1ml=510MPa,oF1m2=382.5MPa彎曲最小平安系數Sfmin：由表12.14得彎曲壽命系數Yn：由圖12.24得Ysa1=1.58%=1.75丫廣0.69Yp=0.91K

17、Fct=1.73KFp=1.4K=4.47QrFiim1=510MPa仃F1m2=382.5MPaSFmin=1.25Yni=0.9,Yn2=0.95尺寸系數Yx：由圖12.25得：Yx=1.0許用彎曲應力aF：叫mNM510x0.9x1.0仃=Flim1N1X=367.2MPa(12-19)SFmin1.25r1仃Fmin2YN2Yx382.5P95M1.0_cF2=290.7MPaSFmin1.25驗算彎曲強度：仃F1YFa1YSa1YYpbdmn2x4.47x41.62x10000八=父2.63m1.58;<0.69x0.9161m61M2.5=104.36MPa仃二%YFa2YS

18、a2=104.36父2.28,75=100.21MPaYFa1YSa12.63X1.58(二)低速級齒輪傳動1 .選擇齒輪材料小齒輪40MnB調質HB1=280大齒輪ZG35Si調質HB2=2602 .初步計算齒寬系數中d:由表12-13,取匕=1接觸疲勞極限仃Hlim：由圖12-17(c)Jlim1=730MPa仃Hlim2=620MPa初步計算的許用接觸應力Qh：仃h1=0.90Hlim1=0.9父730=657MPa(12-15)仃H2=0.90Hlim2=0.9父620=558MPaAd值：由表12-16,取Ad=82(估計P=10：)Yni=0.9YN2=0.95Yx=1.0仃F1=

19、367.2MPa仃f2=290.7MPa仃fi=104.36<OfioF2=100.21<qF2符合要求匕=1仃Hlim1=730MPaHlim2=620MPa產H1=657MPa仃H2=558MPaAd=82di初步計算的小輪直徑di：T2d3一：-dLh2u»1u82373,1010003.651V155823.65=54.84mm初步確定齒范：b_dd=169=69mm3.齒面接觸疲勞強度計算圓周速度v:二d1n2二69584v=601000601000=2.11m/s精度等級：由表12-6齒輪齒數Z:MZ1=34,那么Z2=i2Z=3.65x34=124.1模數m

20、：mt=d1乙692.029434初選螺旋角一：=10.mn=mtcos.=2.0294cos10=1.9986由表12-3,取mn=2mma=arccosm-=arccos-=9.8和估計值接近mt2.0294使用系數Ka：由表12.9動載荷系數Kv:由圖12.9齒間載荷分配系數Kh:由表12-10,先求d1=69mmv=2.11m/s選9級精度Z1=34,Z2=125mt=2.0294mmmn=2mm9.8Ka=1.5Kv=1.16273.1010002118.84N69KAFt1.52118.8469=46.06N/mm：100N/mm11-；a=1.88-3.2(：)cos-ZiZ21

21、1=1.88-3.2()cos9.8=1.7334125bsin:69sin9.8d=二1.8/mn(表12-8);二;：,：=1.731.87=3.6(表12-8)叫=arctantan.：sntan20=arctan20.27cos9.8(表12-8):=1.731.87；=3.6：t=20.27cos:b=cos:cos.in/cos.it=cos9.8cos20/cos20.27=0.99Kh：.=1.77由止匕得：KH：=KF：./cos2'-b-1.73/0.992=1.77齒向載荷分布系數KhP：由表12-11_b2b23Kh：=AB10.6()()C10bd1d6926

22、922=1.170.1610.6()2()20.6110696969=1.47Kh：=1.47K=4.53載荷系數K:K=KaKvKhKhB=1.51.161.771.47=4.53(12-5)ZE=189.8Zh=2.46彈性系數Ze：由表12-12節點區域系數Zh:由圖12.16重合度系數Z£由式12-31,因Ep=1.87>1,取sp=1,Z.-0.76+)=-=0.761.73螺旋角系數Zp：Zp=q'cosP=Jcos9.8<?=0.99接觸應力最小平安系數SHmin:由表12-14應力循環次數Njth=5x300x12=18000hNL1=60n1th

23、=60x1460x18000=1.58父109NL2=NL1/i2=1.58x109/2.5=6.32x108接觸壽命系數Zn:由圖12.18許用接觸應力：rn仃Hlim1ZN1730M0.980hi=650MPaShmin1.11仃Hlim2Zn2620父1.07onQ|/|Do仃H2=603MPaSHmin1.1.'2KT2u+1仃H-ZeZhZ&J2丫bd1ucic12M4.53父73.10父10003.65+1=189.8父2.46父0.76mJ2669M6923.65=569MPa<%2計算結果說明,接觸疲勞強度符合要求；否那么,應調整齒輪參數或改變齒輪材料,并

24、再次進行驗算.4 .確止傳動主要尺寸實際分度圓直徑d:d1=mtZ1=2.0294M34=69mmd2=mtZ2=2.0294M125=254mm中央距a:a=(d1+d2)/2=(69+254)/2=161.5mm尺寬b:b=中dd=1父69=69mm5 .齒根彎曲疲勞強度驗算齒形系數YFa:Zp=0.99SHmin=1.1NL1=1.58父109Nl2=6.32m108Zni=0.98Zn2=1.07仃H1=650MPa仃H2=603MPa符合要求d1=69mmd2=254mma=161.5b=69Z134Zw3B3cc.36coslcos9.8ZZ2125131Zv23-jT3I3Ico

25、s戶cos9.8由圖12.21得31=2.61,%2=2.15應力修正系數Ra：由圖12.22乂%=1.63,鼻=1.78重合度系數Y111n/v=1.88-3.2(一+)cosPZv1Zv21 1.=1.883.2x(十)xcos9.8=1.7436131075075,一一、Y=0.25+075=0.25+075=0.68(12-35)鼻1.74螺旋角系數Yp:sp=1.8721,取鄧=1Y0min=10.25郎=10.25M1=0.75(12-36)99.8=cl、YB-1-SB11父0.92>Y%n(12-35)120120齒間載荷分配系數Kfu：前面已求的KFa=KHa=1.77

26、齒向載荷分布系數KfP：由圖12.14,b/h=69/(2.25M2)=15.33,KFp=1.45載荷系數K:K=KAKvKFaKFp=1.5父1.23M1.77父1.45=4.74彎曲疲勞極限仃Flim：由圖12.23(c)#仃Flim1=600MPa,仃Flim2=450MPa考慮此題齒輪為雙向運轉,可將其彎曲疲勞極限乘以系數0.85,結果變為：Yf31=2.61YFa2=2.15YSa1=1.63YSa2=1.78Sa2%=1.74Y0.68Yp=0.92KfLIKFp=1.45K=4.740rmi=510MPa,oFlim2=382.5MPa二Fiim1=510MPa二Flim2=3

27、82.5MPa彎曲最小平安系數Sfmin：由表12.14得Sfmin=1.25彎曲壽命系數Yn：由圖12.24得Yni-0.9,Yn2-0.95尺寸系數Yx：由圖12.25得：Yx=1.0Yx=1.0許用彎曲應力二f：Flim1Yn1Yx二F1SFmin5100.91.0367.2MPa1.25(12-19)匕1L367.2MPa匕2L290.7MPaFlim2YN2YX二F2.Sfmin1.25382.50.951.0290.7MPa驗算彎曲強度:(12-33)加二藍廣24.5373.1010002.611.630.680.9269692=185.12MPa；=F1=185.12MPa:二二

28、f1；=F2=166.53MPa二二F2_YFa2YSa2F2=；一F1YFa1YSa12.151.78=185.12166.53MPa2.611.63六、軸的初步設計選取軸的材料及熱處理:45鋼,調質處理按許用應力估算軸的最小直徑:(16-2)dmin-C31,P由表16-2,取C=112I軸：dimin之112黑31460=16.48mm取dimin=20mm高速軸I為輸入軸,最小直徑處跟V帶輪軸孔直徑.軸上有鍵槽,有一個鍵槽,力口3%,得di*6.97mm由于帶輪II軸：dnmin-11234.4722.07mm584取dnmin=30mmID軸：dmmin之112x314.29=33.

29、52mm1160啟兩個鍵槽,力口7%,得d036.98mm取dmmin=50mm七、初選聯軸器和軸承1.聯軸器選擇減速器輸出軸與工作機輸入軸采用彈性柱銷聯軸器,具型號為：HL3主要參數尺寸如下：公稱轉矩：400Nm許用轉速：8000r/min2.軸承選擇I軸選擇深溝球軸承6207II軸選擇深溝球軸承6208田軸選擇深溝球軸承6210八、齒輪結構尺寸小齒輪采用齒輪軸結構大齒輪采用鍛造結構,其結構尺寸如下：d1.6d=1.638-60.8mm輪轂直徑1一d為齒輪軸孔直徑輪轂長度L=1.21.5d之b,取L=b=61mm腹板厚度C=0.3b=0.3X61=18.3mm其余尺寸可參考有關資料.九、軸按

30、許用彎曲應力計算以I軸為例(b)(C)(d)(e)(f)(g)(h)(i)設計過程計算結果軸的材料選用45#鋼,調質處理650Mpa,仃s=360MPa作出軸的初步結構設計：如圖a所示I .確定釉上各力的作用點及支點跨距由于選用的是深溝球軸承,其負荷中央在軸向寬度的中點位置,齒輪作用力按尺寬中點考慮,由裝配草圖可得出：II =69.5mm,L2=80mm,L3=65.5mm2 .齒輪作用力計算Ft1=2T2/d2=2m73.10m1000/69=2119NFr1=Ft1tanan/cosP=2119父tan20'/cos9.8O=782.67NFa1=Ft1tanP=2119父tan9

31、.8：=366NFt2=2T"d1=230.42x1000/61=997.38NF2=Ft2tanUn/cosP=997.38Mtan20=/cos10.4°=369.08NFa2=Ft2tanP=997.38黑tan10.4o=183.05Na212回出軸的受力圖：如圖b所示3 .支座反力、彎矩及轉矩計算水平向：水平而受力及彎矩圖如圖cd所不RDH=782.67父69.5+366.01父35+183.0576.25-369.08149.5/215=120.87NRch=78267M145.5-366.01父35-183.05父76.25-369.05父65.5/215=2

32、9273N垂直面：垂直面受力及彎矩圖如圖ef所不997.38149.5+211969.5RDV=1378.51N215c997.38父65.5十2119M145.5RCV-1737.87N215合成彎矩：如圖g所示轉矩：T=73.10N-m,如圖h4.許用應力許用應力值：由于裝置要求正反轉,所以轉矩為對Ft1=2119NFr1=782.67NFa1=366.01NFt2=997.38NFr2=369.08NFa2=183.05NRdh=120.87NRch=292.73NRdv=1378.51NRCV=1737.87N設計過程計算結果稱循環的,查表16-3取.=60MPa應力校正系數：1=15

33、 .回當量彎矩圖當量彎矩：在小齒輪中間截面A處Ma=Jm：十k2=Jl24.692+1父73.102=144.54Nm在右端大齒輪所在軸頭處Mb=,M；+aT2=J'90.642十1m73.102=116.45Nm6 .校核軸徑小齒輪齒根圓直徑：.*、,一一,一dfA=d-2ha+c0=692m1+0.25父2=64.5mmd：-JA-J-28.89mm<dfA6.1 1仃b,0.1父60i1Mb'116443dB=3=；/=26.87mm<30mm、0.1仃,b0.1父60十、軸承壽命計算以II軸軸承6207為例6207的主要性能參數如下：可查閱相關手冊得到根本額

34、止動載何：Cr=25.5kN根本額定靜載荷：C°r=15.2kN極限轉速：N0=8500r/min脂潤滑N0=11000r/min油潤滑軸承面對面安裝,由于前面已求出支座反力,那么軸承受力為：FrC=Jr2H+RCv=V292.732+1737.872=1762.35NFrD=JrDh+RDv=.120.872+1737.872=1742.06NFaC=0FaD=237.74NMA=144.54NmMB=116.45Nm軸徑滿足要求Cr=25.5kNC0r=15.2kNN0=8500r/minN0=11000r/min設計過程計算結果由于FaD/C0r=237.74/(15.21000)=0.016N由表18-7得：e=0.20FaD/FrD=234.74/1742.06=0.13；e;X1=1,Y=0當量動載荷P為：(由表18-8,取fp=1.3)pFC=fpFrC=1.3M1762.35=229