電動機傳動系統(tǒng)設(shè)計書

7、 i b=2.5 效率η ηb=0.96  T 1=9550P1/n 1 T 11=9550P11/n 11 T w=9550Pw/n w I 軸 II 軸 滾筒軸 n1=384 n11=96 nw=96 P1=5.28 P11=5.08 Pw=4.99 T =131.31 T =505.67 T =496.5 1 11 w i g=4.02 1 nb·η r =0.96 η r ·η c=0.98 三、帶傳動的設(shè)計計算 已知帶傳動選用 Y 系列異步電動機， 其額定功率 Pm=5.5kW，

8、主動輪轉(zhuǎn)速 nw=960r/min, 從動輪的轉(zhuǎn)速 n1=384r/min,i b=2.5 。兩班制工作，有輕度沖擊。 計算項目 ① 確定設(shè)計功 率 ② 選 V帶型號 ③ 確定帶輪直 徑 ④ 驗算帶速 ⑤ 確定帶的基準長度 ⑥ 驗算小帶輪包角  計算內(nèi)容 計算結(jié)果 查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》 表 8— 7（175 頁），取 KA=1．2，

9、 故 P d=KAP=1．2 × 11=6.60kW Pd=6.60kw 根據(jù) Pd 和 n1 查《機械設(shè)計基礎(chǔ)》圖 8—8（176 頁 ）， 選 B型普通 V帶 B 型 由《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表 8— 4（ 171 頁），取小帶輪基準 直徑 d =125mm d =125mm dl d1 傳動比 i 2.5 大帶輪基準直徑 dd2=i ×dd1= 2.5 ×125=312.5mm 圓整 d =315mm d =315mm a2 d2 dd 1n1 125 960

10、v=6．28m／ s 驗算 v 60 1000 6.28m / s 60 1000 合適 5m/s〈 v〈 25m/s，符合要求 由 0.7(d d1+dd2) ≤a0≤2(d d1+dd2) 初定中心距 a0＝700mm帶的基準長度為 傳動中心距 Ld0= 2a0 ( dd 1 (dd 2 - dd1 )2 dd 2 ) 2 4a0 =2×700+ (125+315)+ (315 -125) 2 =2104mm 2 4 700 查表《機械設(shè)計基礎(chǔ)》 表 8

11、— 3（167 頁），取 Ld=2240mm Ld=2240mm 實際中心距 a=a 0 + Ld Ldo 700+ 2240 2104 =768mm a=768mm 2 °× dd 2 - dd1 2 ° 165.8 ° 165.8 ° 1 180 -57.3 1 a 合適 1 165.8 °〉 120°，合適 ⑦ 計算帶的根 數(shù) 下面計算 V 帶根數(shù) z= Pd (P1 P1) K Kl 由 ddl =125mm，

12、n1=960r／min，查表《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表 8—5（173 頁）， P1 =1.64kW 查表《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表 8— 8（ 177 頁），B 型帶，由 i =2.5 ，得 P1==0.29kW 查表《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表 8—10（179 頁） K =0.96 由 Ld=2240mm，查表查表《機械設(shè)計基礎(chǔ)》表 8—11（179 頁），得 KL=1.00 則 Z= 6.60 3.56 0.29) 0.96 1.00 (1.64 z=4 ⑧ 計算初拉力 取

13、 z＝4 根 查表《機械設(shè)計基礎(chǔ)》 表 8— 2（167 頁），B 型帶， q=0．17kg／m; 計算初拉力 2.5 Pd qv 2 F0=217.44N F0 500( 1) zv K ⑨ 計算對軸的 =500× ( 2.5 1) 6.60 0.17 6.282 =217.44N 0.96 4 6.28 壓力 計算作用在帶輪軸上的壓力 ⑩帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 Ｑ=2zF0sin 1 2× 4×

14、 217.44 ×sin 165.8 ＝ Q=1726.18N 1726.18N 2 2 繪工作圖 四、齒輪的設(shè)計計算 已知傳遞的名義功率 P1＝5.28 ，小齒輪轉(zhuǎn)速 n436.36 ，傳動比 i g＝4.05 連續(xù)單向運轉(zhuǎn)， 傳動尺寸無嚴格限制；電動機驅(qū)動。 計算項目 計算內(nèi)容 計算結(jié)果 1. 選精度等 1） 精度等級選用 8 級精度； 級、材料 2） 試選小齒輪齒數(shù) z

15、1＝ 24，大齒輪齒數(shù) z2＝ 96 的； 及齒數(shù) 因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù) Z1=24 2. 按齒面接 進行計算 Z2=96 觸強度設(shè) 3 u 1 2 計 按式（ 10— 21）試算，即 2K t T ZH ZE dt ≥ · σ φε u d α H

16、 3 傳動尺寸計 算  ` 按式K K K K K a v 查表 35-12 得Ka=1 初估速度 =4 m s 由圖 35-30b 查得 Kv=1.1 ，取 =0 由式 =[1.88-3.2 （ 1 + 1 ） ]cos =1.713 Z1 Z 2 取 =1 d 由圖 35-31 得, K =1.46 ；由圖 35-32 得, K =1.05 所以 Kt =1.364

17、 dt 61.4mm v= d1n1 =3.08m/s 60 1000 因與初估圓周速度相差較大，故應(yīng)修正載荷系數(shù)及小齒輪直徑 由圖 35-30b 得Kv=1.03, 算得 K=1.276 ， d 1=59.5mm a 1 d1 d2 =147.6 ，取 150mm 2 m d1 cos =2.48mm, 取 m=2.5mm Z1 2a d1= =60mm； d 2=ud1=240mm b=

18、d d1 取 b1=70mm， b2=60mm 3） 結(jié)構(gòu)設(shè)計 以大齒輪為例。 因齒輪齒頂圓直徑大于 160mm，而又小于 500mm，故以選用腹板式為宜。其他有關(guān)尺寸參看大齒輪零件圖。 五、軸的設(shè)計計算 ( 一) 主動軸的設(shè)計計算 已知傳遞的功率為 P1=5.28kW，主動軸的轉(zhuǎn)速為 n1=384r/min ，小齒輪分度圓直徑 d1=60mm， 嚙合角 d=20o，輪轂寬度 B 小齒輪 ＝ 700mm，工作時為單向轉(zhuǎn)動。 解： 1、選擇軸的材料、熱處理方式，確定許用應(yīng)力 ( 按教材表 39— 1、39—8) 軸名 材料 熱處理 硬度 抗

19、拉強度 許用彎曲應(yīng)力 主動軸 45 號鋼 調(diào)制 217~255 650MPa 60MPa 2、畫出軸的結(jié)構(gòu)示意圖： 3、計算軸各段直徑 計算項目 計 算 內(nèi) 容 計算結(jié)果 1、計算 d1 由教材表 39-7 得：A=118～ 106，取 A=118(取較大值 ) d =30mm A3P1 1 d1 " 27.14, 軸上有一個鍵槽，故軸徑增大５％ 2、計算 d2 n1

20、 3、計算 d ： d 1’= d 1”×（ 1+5%）＝ 28.50 按138頁圓整 d1=30 d2=35mm d 2 ’=d +2a= d +2×(0 ．07-0 ．1) ×d =34.2-36 ，因d2必須 3 1 1 1 符合軸承密封元件的要求，取 d2=35。 (191頁 ) d3=40mm 4、計算 d d 3 ’=d 2＋（ 1～5）mm＝36-40，d3 必須與軸承的內(nèi)徑一致， 圓整d =40。所選軸承型號為 6208，B＝18，D＝80，G＝22.8 ， 4

21、 3 C0r=15.8 d4=45mm 5、計算 d d 4 ’=d+(1-5)mm=41-45，為裝配方便而加大直徑，應(yīng) 5 3 圓整為標準直徑；一般取 0,2,5,8 為尾數(shù)。取 d4=45 d5=40mm d 5 =d3=40，同一軸上的軸承選用同一型號，以便于軸承座孔鏜制和減少軸承類型。 4、計算軸各段長度 計算項目 計 算 內(nèi) 容 計算結(jié)果 1、計算 L B =(Z一1)e+2f= ，

22、e、 f 值查教材表 34-8 L =58 1 帶輪 1 L1’=(1.5 ～ 2)d 1，按138頁取 L1=58 2、計算 L2 L2=l1+e+m=50 e=1.2d 3 ，其中 d 為螺釘直徑，查表 5—1(23 頁) 3 m=L- 3-B軸承小 =6+C1+C2+(3 ～ 8)- 3小一 B軸承小 =20 L2=50 式中6、Cl 、C查表 5—1。l1 、

23、 3 小查表 6—8(75 頁， 2 按凸緣式端蓋查 l1), 若 m

24、 4、計算 L4 L5=L3 L5=40 5、計算 L 5 5、校核軸的強度 計算項目 計 算 內(nèi) 容 計算結(jié)果 1．求軸上的載荷 Mm=316767N.mm T=925200N.mm 6. 彎扭校合 W 0.1d 3 0.1 603 21600mm3 M m2 ( T1 )2

25、 p ] p W 51.2MPa [ 6、畫出軸的工作圖，標出具體尺寸和公差 ( 二) 從動軸的設(shè)計計算 已知傳遞的功率為 P11=5.08 ，從動軸的轉(zhuǎn)速為 n11 =96，大齒輪分度圓直徑 d2=240 嚙合角α =20°輪轂寬度 B大 齒輪 ＝ 600mm，工作時為單向轉(zhuǎn)動。 解： 1、選擇軸的材料、熱處理方式，確定許用應(yīng)力 ( 按教材表 39— 1、39— 8) 軸名 材料 熱處理 硬度 抗拉強度 b許用彎曲應(yīng)力 [ b ] 從動軸 45號鋼 正火 170-217

26、 600MPa 55MPa 畫出軸的結(jié)構(gòu)示意圖 計算軸各段直徑 計算項目 計 算 內(nèi) 容 計算結(jié)果1、計算 d1， 由教材表 39-7 得：A=118～106，取A=115 ( 取較大值 ) d " A 3 P1 , 軸上有一個鍵槽，故軸徑增大 ％ 1 n1 5 1’ =d1”×（ 1+5%

27、）＝45，為使所選軸徑與聯(lián)軸器的孔徑 d 184頁，相配合的聯(lián) d =45 相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器。查 1 軸器選 HL4 型彈性柱銷聯(lián)軸器，軸徑相應(yīng)圓整為 d1’， 半聯(lián)軸器長 l 。 =112 d 2’=d1+2a1=d1 十2×(0 .07-0. 1) ×d=36.48-38.4 ，因d2必須d2=55 2、計算 d

28、 1 d =60 符 2 3 合軸承密封元件的要求，取 d2=55。(191 頁) 3、計算 d3 d 3’=d2+(1～5)mm=41-45，d3必須與軸承的內(nèi)徑一致，圓 d4=62 整d =。所選軸承型號為 6212，B=22，D=110，Cr=36.8，Cor=27.8 3 4、計算 d4 d 4’=d3+(1～5)mm=，為裝配方便而加大直徑，應(yīng)圓 d5=

29、75 5、計算 d 整為標準直徑：一般取 0,2,5,8 為尾數(shù)。取 d4=62 d =60 d 5 ’=d +2a =d +2×(0 .07-0.1) ×d，d =75(取整) 5 4 4 4 4 5 6 6、計‘算 d 6=d3=60，同一軸上的軸承選用同一型號，以便于軸 d6 承座孔鏜制和減少軸承類犁。 計算項目 計 算 內(nèi) 容 計算結(jié)果 1 、計算 L1 半聯(lián)軸器的長度 l=112 ，為保證軸端擋圈只壓在半 L1=82 聯(lián)軸器上，而不壓在軸的端面上，故第 1段

30、的長度應(yīng)比l 略短一些，按 138頁取L1=82 2 、計算 L2 L 2=l1+e+m=50 e=1.2d3，其中 d3為螺釘直徑，查表 5— 1(23 頁 ) m=L- 3-B軸承小 L2=50 =6+C1+C2+(3 ～8)- 3 小一 B軸承小 =20 式中 6、 Cl 、C2查表 5—1。l1 、 3小查表 6—8(75 頁， 3、計算1 按凸緣式端蓋查 l1), 若m

31、2大，2大＝ 2小 ＋ B?。?B大 =54（公式中Ｂ 4 ２ L =58 4、計算L L =22 4 5 5 、計算 L5 為齒輪寬度） 6 ，計算 L6 L L 4=B大齒輪一 2＝60 L6=45 5 =b=1.4a =12取整) 4 L 6= B軸承大+ 2大+ 3大－ L5=31 5、校核軸的強度 計算項目 計 算

32、 內(nèi) 容 計算結(jié)果 2．求軸上的載荷 Mm=316767N.mm T=925200N.mm 6. 彎扭校合 W 0.1d 3 0.1 60 3 21600mm3 M m2 ( T1 )2 p ] p W 51.2MPa [ 6、畫出軸的工作圖，標出具體尺寸和公差 (例圖) 略 計算注意事項： 1、主動軸與從動軸的 e應(yīng)相等， 2、主、從動軸 m+ 3+B螈應(yīng)相等 ( 一) 主動軸外伸端處鍵的校

33、核 已知軸與帶輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為 T1 ＝ 131 ，軸徑為 d1 =30，軸長 L1=58 帶輪材料為鑄鐵，軸和鍵的材料為 45號鋼，有輕微沖擊 六、鍵的選擇與驗算 計算項目 計 算 內(nèi) 容 計算結(jié)果 1) 鍵的類型 帶輪傳動要求帶輪與軸的對中性好，故選擇 A型 及其尺 平鍵聯(lián)接。 鍵b×h 寸 根據(jù)軸徑 d=30，由表 10-33(165 頁) ，查得：鍵寬 鍵長 L=50 選擇 b=8，鍵高 h=7，因軸長 L1=58，故取鍵長 L=50 將I=L —b， k=0.4h代入公式得擠壓應(yīng)力為 2) 驗算擠壓

34、 強度  2T 1000 53.82Mpa p =53.58 p l d k 由教材表 33—3查得，輕微沖擊時的許用擠壓應(yīng) 3) 確定鍵槽 力[ p <[ p ] p ]50 —60MPa，p <[ p ] ，故擠壓強度足夠。 尺 強度足夠 寸及相應(yīng)的 公 ( 以 75 H 7 為例 ) 由附表 10-33(165 頁) 得， 差 r 6 0 軸槽寬為 20N9 ，軸槽深 t=

35、7 ．5mm，r6 對應(yīng)的 -052 0.062 極限偏差為： 。轂槽寬為 20Js9±0.026 ，轂槽深 h=4.9 mm。H7對應(yīng)的極限偏差為 0.030 4) 繪制鍵槽工作圖 (二)從動軸外伸端處鍵的校核 已知軸與聯(lián)軸 器采 用鍵 聯(lián)接 ，傳 遞的轉(zhuǎn)矩為 T11 =505 軸徑為 d1=45，寬度 L1=82。聯(lián)軸器、軸和鍵的材料皆為鋼，有輕微沖擊 計算項目 計 算 內(nèi) 容

36、 計算結(jié)果 1) 鍵的類型 帶輪傳動要求帶輪與軸的對中性好，故選擇 A型 及其尺 平鍵聯(lián)接。 鍵b×h 寸 根據(jù)軸徑 d=45，由表 10-33(165 頁) ，查得：鍵寬 鍵長 L=70 選擇 b=12，鍵高 h=8，因軸長 L1 =82，故取鍵長 L=70 將I=L —b， k=0.4h代入公式得擠壓應(yīng)力為 2) 驗算擠壓 強度  2T 1000 52.41Mpa p =52.41 p l d k 由教材表 33—3查得，輕微沖擊時的許用擠壓應(yīng) 3) 確定鍵槽 力[ p

37、 <[p ] p ]50 —60MPa， p <[ p ] ，故擠壓強度足夠。 尺 強度足夠 寸及相應(yīng)的 公 ( 以 75 H 7 為例 ) 由附表 10-33(165 頁) 得， 差 r 6 0 軸槽寬為 20N9-052 ，軸槽深 t=7 ．5mm，r6 對應(yīng)的 0.062 極限偏差為： 。轂槽寬為 20Js9±0.026 ，轂槽深 h=4.9 mm。H7對應(yīng)的極限偏差為 0.030 (三)從動軸齒輪處鍵的校核 已知軸與齒輪 采用 鍵聯(lián) 接，傳遞的 轉(zhuǎn)矩

38、為 T1 1 =505 ，軸徑為 d1 =52，寬度 L 4=58 。齒輪、軸和鍵的材料皆為鋼，有輕微沖擊 計算項目 計 算 內(nèi) 容 計算結(jié)果 1) 鍵的類型 帶輪傳動要求帶輪與軸的對中性好，故選擇 A型 及其尺 平鍵聯(lián)接。 鍵b×h 寸 根據(jù)軸徑 d=30，由表 10-33(165 頁) ，查得：鍵寬 鍵長 L=45 選擇 b=14，鍵高 h=9，因軸長 L1 =60，故取鍵長 L=45 將I=L —b， k=0.4h代入公式得擠壓應(yīng)力為 2) 驗算擠壓 強度  2T 1000 p =59.17 p 59.17

39、Mpa k l d 由教材表 33—3查得，輕微沖擊時的許用擠壓應(yīng) 3) 確定鍵槽 力[ p <[p ] p ]50 —60MPa，p <[ p ] ，故擠壓強度足夠。 尺 強度足夠 寸及相應(yīng)的 公 ( 以 75 H 7 為例 ) 由附表 10-33(165 頁) 得， 差 r 6 軸槽寬為 20N9-0520 ，軸槽深 t=7 ．5mm，r6 對應(yīng)的 0.062 極限偏差為： 。轂槽寬為 20Js9±0.026 ，轂槽深 h=4.9 mm。H7對應(yīng)的極限偏差為

40、 0.030 注 意 ：從 動 軸 的 許用 擠 壓 應(yīng) 力 [ p ] ： 100 — 120Mpa 。鍵 的 工 作圖 都需 要 畫 出 。 七、軸承的選擇與驗算 ( 一) 主動軸承的選擇與驗算 已知軸頸直徑 d3=40，n1=384 Rva=1192 Rvb=1192 ，運轉(zhuǎn)過程中有輕微沖擊 計算項 計算內(nèi)容 計算結(jié)果 目 1 、確定軸 由軸承型號查課程設(shè)計附表得軸承的基本參數(shù) 承的基本參 P=RvA、RⅧ中較大者 P=1.2 數(shù) 因球軸承，故 c=3，查教材表

41、 38-10，取 f d=1， 2 、計算當 查教材表 38-11，取 gT=1 量動負荷 P 16667 ( grCr １０００ ' h ， h 3 、計算基 h ) Lh L > L 代入計算得： L = n fdP 本額定壽命 合適 故所選軸承合適。 ( Lh 可查表或按大修期確定 )

42、 (二)從動軸承的選擇與驗算 已 知 軸 頸 直 徑 d 3 =60 ， n 1 1 =96 ， Rv A =3063 ， Rw=3063 ， 運 轉(zhuǎn) 過 程 中 有 輕 微 沖 擊 計算項 計算內(nèi)容 計算結(jié)果 目 1 、確定軸 由軸承型號查課程設(shè)計附表得軸承的基本參數(shù) 承的基本參 P二 RvA、RⅧ中較大者 P=1.2 數(shù) 因球軸承，故 c二3，查教材表 38-10 ，取f d=1， 2 、計算當 查教材表 38-11，取 g =1

43、 T 量動負荷 P 16667 grCr １０００ h h ， 3 、計算基 代入計算得： Lh = ( ) L > L n Lh 本額定壽命 fdP 合適 故所選軸承合適。 ( Lh 可查表或按大修期確定 ) 注意：如壽命過大，則重選軸承型號，取輕或特輕系列 八、聯(lián)軸器的選擇與驗算 已知聯(lián)軸 器用在減速器的輸 出端 ，從 動軸轉(zhuǎn)速 nh =96 ，傳 遞的 功率

44、為 P11 =5.08 傳遞的轉(zhuǎn)矩為 T"=505 ，軸徑為 d1 =45 計算項目 計算內(nèi)容 1、類犁選擇 為減輕減速器輸出端的沖擊和振動，選擇彈性柱 銷聯(lián)軸器，代號為 HL。 2 、計算轉(zhuǎn) 由教材表 43-l ，選擇工作情況系數(shù) K=1.25 矩 Tc=K· TⅡ =631.96 按計算轉(zhuǎn)矩、軸徑、轉(zhuǎn)速，從標準中選取 HL3型 3 、型號選 彈性柱銷聯(lián)軸器，采用短圓柱形軸孔。 擇 公稱轉(zhuǎn)矩： n  計算結(jié)果 HL彈性柱銷聯(lián) 軸 器 Tc=631.96 許用轉(zhuǎn)速： n1=1000

45、>n11 主動端：了型軸孔、 A型鍵槽、軸徑 d1=，半聯(lián)軸 器長度 L： 聯(lián)軸器的選擇結(jié)果 型 號 軸孔直徑  軸孔長度  公稱轉(zhuǎn)矩  許用轉(zhuǎn)速 HL4  45  112  1250  4000 九、箱體、箱蓋主要尺寸計算 箱體采用水平剖分式結(jié)構(gòu)，采用 HT200灰鑄鐵鑄造而成。箱體主要尺寸計算如下： 名稱  符號  尺寸 箱體厚度  具體內(nèi)容參照  23頁表 5-1  8mm

46、 十、齒輪和滾動軸承潤滑與密封方式的選擇 ( 一 ) 減速器的潤滑 1、齒輪的潤滑：根據(jù)齒輪的圓周速度  6.28  m  s  選擇  10mm  潤滑，浸油深度 ， (36 頁 ) 潤滑油粘度為 59 。 (41 2、軸承的潤滑：滾動軸承根據(jù)軸徑 ，潤滑脂的類型為鈣基 2號 鈉基 2號 ( ．-2 ： ) 減速器的密封 (42 — 46頁 )  頁 ) 選擇 脂 。 (39-40  潤滑，潤滑脂的裝填量 頁． )

47、 1、軸伸出處密封：軸伸出處密封的作用是使?jié)L動軸承與箱外隔絕防止?jié)櫥停ㄖ┞┏龊拖渫怆s質(zhì)，水基灰塵等侵入軸承室避免軸承急劇磨損和腐蝕，采用墊圈密封方式 2、軸承室內(nèi)側(cè)密封：采用擋油環(huán)密封方式，其作用是防止過多的油，雜質(zhì)以及嚙 合處的熱油沖入軸承室 3、箱蓋與箱座接合面的密封：采用密封條密 封方法 畫出封油環(huán)與氈圈示意圖 (46 頁與 191 頁 ) 十一、減速器附件的設(shè)計 說明：按課程設(shè)計 47— 53 頁進行設(shè)計，對每一種附件，說明其作用，并畫出結(jié)構(gòu)示意圖。 ( 一 ) 窺視孔蓋和窺視孔的設(shè)計 作用：

48、檢查傳動件的嚙合、潤滑、接觸斑點、齒側(cè)間隙及向箱內(nèi)注入潤滑油結(jié)構(gòu)示意圖 窺視孔開在機蓋的頂部，應(yīng)能看到傳動零件嚙合，并有足夠的大小，以便于檢修。 ( 二 ) 排油孔與油塞 作用：排放污油，設(shè)在箱座底部 結(jié)構(gòu)示意圖 放油孔的位置應(yīng)在油池最低處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè)，以便于放油，放油孔用螺塞堵住，其結(jié)構(gòu)如圖 十二、結(jié)束語 由于時間緊迫， 所以這次的設(shè)計存在許多缺點，比如說箱體結(jié)構(gòu)龐大， 重量也很大。齒輪的計算不夠精確等等缺陷，我相信，通過這次的實踐， 能使我在以后的設(shè)計中避免很多不必要的工作，有能力設(shè)計出結(jié)構(gòu)更緊湊，傳動更穩(wěn)定精確的設(shè)備。