高速级齿轮传动设计

目 录一、传动方案的拟定及电动机的选择2二、V 带选择 4三高速级齿轮传动设计6四、轴的设计计算 9五、滚动轴承的选择及计算13六、键联接的选择及校核计算14七、联轴器的选择14八、减速器附件的选择14九、润滑与密封15十、设计小结16十一、参考资料目录161数据如下:已知带式输送滚筒直径 320mm，转矩 T=130 Nm，带速 V=1.6m/s，传动装置总效率为 =82%。一、拟定传动方案由已知条件计算驱动滚筒的转速 n, 即r/min5.93206.1106Dn一般选用同步转速为 1000r/min 或 1500r/min 的电动机作为原动机，因此传动装置传动比约为 10 或 15。根据总传动比数值，初步拟定出以二级传动为主的多种传动方案。2.选择电动机1）电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的 Y（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2）电动机容量（1）滚筒输出功率 Pw knT3.1950P（2）电动机输出功率 P kwd.1%83根据传动装置总效率及查表 2-4 得：V 带传动 1=0.945；滚动轴承 2 =0.98；圆柱齿轮传动 3 =0.97；弹性联轴器 4 =0.99；滚筒轴滑动轴承 5 =0.94。（3）电动机额定功率 Ped 2由表 20-1 选取电动机额定功率 Ped =2.2kw。3）电动机的转速为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由表 2-1 查得V 带传动常用传动比范围 i1 =24,单级圆柱齿轮传动比范围 i2 =36，则电动机转速可选范围为 nd= n i1i2 =5732292r/min电动机转速（r/min）传动装置的传动比方案电动机型号额 定 功率（ kw） 同步 满载电动机质量（kg） 总传动比 V 带传动 单级减速器1 Y100L1-4 2.2 1500 1420 34 14.87 3 4.962 Y112M-6 2.2 1000 940 45 9.84 2.5 3.94由表中数据可知两个方案均可行，方案 1 相对价格便宜，但方案 2 的传动比较小，传动装置结构尺寸较小，整体结构更紧凑，价格也可下调，因此采用方案 2，选定电动机的型号为 Y112M-6。4）电动机的技术数据和外形、安装尺寸由表 20-1，20-2 查出 Y112M-6 型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸，并列表记录备用（略） 。3.计算传动装置传动比和分配各级传动比1）传动装置传动比 84.950nim2）分配各级传动比取 V 带传动的传动比 i1 =2.5，则单级圆柱齿轮减速器传动比为45.28912i3所得 i2值符合一般圆柱齿轮传动和单级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。4.计算传动装置的运动和动力参数1）各轴转速电动机轴为 0 轴，减速器高速轴为 I 轴，低速轴为轴，各轴转速为n0=nm=940r/minnI=n0/i1=940/2.5376nII=nI/i2=376/3.9495.5r/min2）各轴输入功率按电动机额定功率 Ped 计算各轴输入功率，即P0=Ped=2.2kwPI=P01=2.2x0.9452.079kwPII=PI2 3 =2.079x0.98x0.971.976kw3）各轴转矩To=9550x P0/n0=9550x2.2/940=22.35NmTI=9550x PI/nI=9550x2.079/376=52.80NmTII=9550x PII/nII=9550x1.976/95.5=197.6Nm二、V 带选择1 选择 V 带的型号根据任务书说明，每天工作 8 小时，载荷平稳，由精密机械设计的表7-5 查得 KA =1.0。则 kwnTI 3.1950P4Pd=PIKA =1.02.2=2.2kW根据 Pd=2.2 和 n1=940r/min,由机械设计基础课程设计图 7-17确定选取 A 型普通 V 带。2 确定带轮直径 D1，D 2。由图 7-17 可知，A 型 V 带推荐小带轮直径 D1=125140mm。考虑到带速不宜过低，否则带的根数将要增多，对传动不利。因此确定小带轮直径D1=125mm。大带轮直径，由公式 D2=iD1（1-） (其中 取 0.02) 由查机械设计基础课程设计表 9-1，取 D 2=315mm。3 检验带速 vv=1.6m/s25m/s4 确定带的基准长度根据公式 729：0.7（D 1+D2）a2（D 1+D2）初定中心距 500mm依据式（7-12）计算带的近似长度 L= 1708.9mmaDaL4)()(221210由表 7-3 选取 Ld=1800mm，K L=1.015 确定实际中心距 a=545.6mm20ad6 验算小带包角 1=1600aao2o157.3)D-( 807 计算 V 带的根数 z。5由表 7-8 查得 P01.40，由表 7-9 查得 Ka=0.95，由表 7-10 查得P0=0.11，则 V 带的根数=1.52 根LadKz)(0取 z=28 计算带宽 BB=（z-1）e+2f由表 7-4 得：B=35mm三高速级齿轮传动设计1） 选择材料、精度及参数小齿轮：45 钢，调质，HB 1 =240大齿轮：45 钢，正火，HB 2 =190模数：m=2齿数：z 1=24z2=96齿数比： u=z 2/z1=96/24=4精度等级：选 8 级（GB10095-88）齿宽系数 d: d =0.83 （推荐取值：0.81.4）齿轮直径：d 1=mz1=48mmd2=mz2=192mm压力角：a=20 0齿顶高：h a=m=2mm齿根高：h f=1.25m2.5mm6全齿高：h=(h a+hf)=4.5mm中心距：a=m(z 1+z2)/2=120mm小齿轮宽：b 1= dd1=0.8348=39.84mm大齿轮宽：根据机械设计基础课程设计P24,为保证全齿宽接触，通常使小齿轮较大齿轮宽，因此得：b 2=40mm1 计算齿轮上的作用力设高速轴为 1，低速轴为 2圆周力：F t1=2T1/d=2200NFt2=2T/d=2058.3N径向力：F r1=F1ttana=800.7NFr2=F2ttana=749.2N轴向力为几乎为零 2）齿轮许用应力 H F 及校验 HdVEHucH uKTZEF 12)1(2 312ZH节点齿合系数 。对于标准直齿轮，nHaZsico2an=20,=0,Z H=1.76ZE弹性系数， 。当两轮皆为钢制齿轮)1(2EZ（=0.3，E1=E2=2.10x10N/mm2）时，Z E=271 ；2mNZ重合系数， 。对于直齿轮，Z=1。aK7.K 载荷集中系数， 由精密机械设计图 8-38 选取，k uFKmax=1.08Kv动载荷系数， 精密机械设计图 8-39，kv=1.02计算得 H=465.00 Nmm-2LbKSlim对应于 NHO的齿面接触极限应力其值决定于齿轮齿轮材料及热处bHli理条件， 精密机械设计表 8-10； =2HBS+69=240x2+69=549Nmm-2。bHlimSH安全系数。对于正火、调质、整体淬火的齿轮，去 SH=1.1；KHL寿命系数。式中 NHO：循环基数，查精密机械设计图 8-6HOL41，N HO=1.5x107；N H：齿轮的应力循环次数，NH=60nt=60x376x60x8=1.08288x107；取 KHL =1.06=529.04 Nmm-2H H=465.00 Nmm-2 =529.04 Nmm-2H因此接触强度足够 FdVFVPtFmKTYKbmY21B齿宽， =0.83x48=39.84；d许用弯曲应力；FFCLbKSlim8查表 8-11 得 =1.8x240=432 Nmm-2， =1.8， =1 （齿轮双面受bFlimFSFCK载时的影响系数，单面取 1，双面区 0.70.8） ， （寿命系数）循环6FVOLN基数 取 4x106 ,循环次数 =60nt=60x376x60x8=1.08288x107 KFL FONFVN=0.8471YF齿形系数。查精密机械设计图 8-44，Y F=3.73计算得=240 Nmm-2F F=113.45 Nmm-2 F 因此弯曲强度足够四、轴的结构设计1 轴的材料选用 45 钢2 估算轴的直径根据精密机械设计P257 式(10-2)，查表 10-2轴的最小直径 取 C=110 或 =303362.0/P159nCdT T计算得d1min20mmd2min30mm取 d 1=20mm，d 2=30mm3 轴的各段轴径9根据机械设计基础课程设计P26，当轴肩用于轴上零件定位和承受内力时，应具有一定高度，轴肩差一般可取 610mm。用作滚动轴承内圈定位时，轴肩的直径应按轴承的安装尺寸取。如果两相邻轴段直径的变化仅是为了轴上零件装拆方便或区分加工表面时两直径略有差值即可，例如取 15mm 也可以采用相同公称直径而不同的公差数值。按照这些原则高速轴的轴径由小到大分别为：20mm,22mm,25mm,48mm,25mm；低速轴的轴径由小到大分别为：30mm,32mm,35mm,40mm,48mm，35mm。4 轴的各段长度设计1) 根据机械设计基础课程设计表 3-1，表 4-1 以及图 4-1，得 取 8mm, 1取 8mm,齿轮顶圆至箱体内壁的距离：1=10mm齿轮端面至箱体内壁的距离：2=10mm轴承端面至箱体内壁的距离（轴承用油润滑时）：3=5mm箱体外壁至轴承座孔端面的距离：L 1=+C 1+C2+(510)=45mm轴承端盖凸缘厚度：e=10mm2) 带轮宽：35mm联轴器端：60mm101) 轴承的厚度B01=15mm,B02=17mm根据上面数据，可以确定各段轴长，由小端到大端依次为：高速轴：35mm,42mm，16mm,12mm,40mm,12mm,16mm低速轴：60mm,40mm,30mm，40mm，10mm,17mm5 轴的校核计算（精密机械设计P257P262， 机械设计手册 ）对于高速轴校核：垂直面内支点反力：L a:28.5 带轮中径到轴承距离，L b：67.5mm 两轴承间距离。 NLFbarA 5.1065.67).28(.49barB 3.1.7校核 FrA= Fr+ FrB1065.5N=（749.2+316.3）N类似方法求水平面内支点反力：V 带在轴上的载荷可近似地由下式确定：； 2sinzF10F0单根 V 带的张紧力（N） 2)15.(qvzPKdPd计算功率 Pd=2.079Kw ;ZV 带的根数；=6.2 ms -1（为带速）FrFtFzLc LaLbL11Ka包角修正系数 Ka=0.95qV 带单位长度质量 q=0.10（kgm -1） 精密机械设计表 7-11计算得F0=144.7Fz=570N NLFllatcbZcZtB 1485.1345.2308)67(705.3)(2 （l c =Lc =67 中轴到轴承距离）N,.206.581457022FtA ttBzMA=F rLa=21352.2NmmMB=0同理求得：M=A=FtLa=58662.4 NmmM=B=FzLc=38190 NmmNmm5.6247.582.132 AAANmm1900BBB已知 T=52800Nmm，选用轴的材料为 45 钢，并经正火处理。查精密机械设计表 10-1，其强度极限 =600Nmm-2 ，并查表 10-3 与其对B应的 =55N mm-2， =95 Nmm-2故可求出b1b058.90bNmm3.6954)5280.(.6247)(2 TMAv同理得 MvB=31098.7 Nmm12mm3.251.06941.033 bvAMd在结构设计中定出的该处直径 dA=25mm,故强度足够。同理对高速轴的校核中：d=33.2mm, 在结构设计中定出的该处直径 d=35mm,故强度足够。五、滚动轴承的选择及校核计算根据任务书上表明的条件：载荷平稳，以及轴承主要受到轴向力，所以选择圆锥滚子轴承。由轴径的相应段根据机械设计基础课程设计表 15-7 选择轻窄（2）系列，其尺寸分别为：内径：d 1=25mm,d2=35mm外径：D 1=52mm. D2=72mm宽度：B 1=15mm，B 2=17mm滚动轴承的当量载荷为： ）（ arpYFXfP 0， X=1；Y=0；ae0r则 N264020.1FfPrp ） （ h20.18542640.3760PCnL3maximax10h ）（）（）（ C额定动载荷， 机械设计基础课程设计表 15-7而题目要求的轴承寿命为 ，故轴承的寿命完全符合要求h3Lh ）（ max10六、键联接的选择及校核计算131根据轴径的尺寸，由机械设计基础课程设计表 14-1高速轴与 V 带轮联接的键为：键 C8X30 GB1096-79大齿轮与轴连接的键为：键 12X32 GB1096-79轴与联轴器的键为：键 C8X50 GB1096-792键的强度校核齿轮与轴上的键 ：键 C1232 GB1096-79bh=128,L=32,则 Ls=L-b=20mm圆周力：F r=2TII/d=2197600/40=9880N挤压强度： =123.5125150MPa=psrpLhF2因此挤压强度足够剪切强度： =82.3120MPa= sLbr2因此剪切强度足够键 C830 GB1096-79 和键 C856 GB1096-79 根据上面的步骤校核，并且符合要求。七、 联轴器的选择根据轴径的和机械设计基础课程设计表 17-1 选择联轴器的型号：GB3852-83 J1一对组合轴孔直径：d=30mm,长度：L=60mm 八、减速器附件的选择通气器14由于在室内使用，选通气器（一次过滤） ，采用 M161.5油面指示器选用游标尺 M16起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳，双螺钉起吊螺钉放油螺塞选用外六角油塞及垫片 M141.5根据机械设计基础课程设计表 13-7 选择适当型号：起盖螺钉型号：GB578386 M620,材料 Q235高速轴轴承盖上的螺钉：GB578386 M620,材料 Q235低速轴轴承盖上的螺钉：GB578386 M620,材料 Q235螺栓：GB578286 M1080，材料 Q235九、润滑与密封1.齿轮的润滑采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度 12m/s，当 m20 时，浸油深度 h 约为