机械传动课程设计.doc

1.电动机的选择传动装置的总效率0.960.970.960.990.960.816；为v带的效率,为一对轴承的效率，为高速齿轮啮合传动的效率（由于是高速齿轮故选斜齿轮8级精度），低速齿轮啮合传动的效率（低速齿轮选低一级9级精度直齿），为联轴器效率，为传递滚筒效率电动机所需工作功率为： p/6.67/0.81611.85kw滚筒转速经查表按推荐的传动比合理范围，v带传动的传动比24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比840，则总传动比合理范围为16160，电动机转速的可选范围为（16160）61.54984.69846.4r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为y180m4的三相异步电动机，额定功率为15kw，满载转速 1460r/min，同步转速1500r/min。2.确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为/n1460/61.5423.72（2）分配传动装置传动比式中分别为带传动和减速器的传动比。为使v带传动外廓尺寸不致过大，初步取2.5，则减速器传动比为23.72/2.59.48根据由图可知，3.计算传动装置的运动和动力参数1460/2.5584r/min584/3.08189.59r/min/189.59/3.07=61.75 r/min=61.75r/min（2）各轴输入功率11.850.9611.37kw211.370.990.9710.92kw210.920.990.9610.38kw2=10.380.990.9910.17kw则各轴的输出功率：0.99=11.25kw0.99=10.81 kw0.99=10.27kw0.99=10.06 kw（3） 各轴输入转矩 = nm电动机轴的输出转矩=9550 =955011.85/1460=77.51 nm所以: =77.512.50.96=186.03nm=186.033.080.990.97=550.22 nm=550.223.080.990.96=1610.62nm=1610.620.990.99=1578.57 nm输出转矩：0.99=184.17nm0.99=544.72 nm0.99=1594.51nm0.99=1562.78 nm运动和动力参数结果如下表轴名功率p kw转矩t nm转速r/min输入输出输入输出电动机轴11.8577.5114601轴11.3711.25186.03184.175842轴10.9210.81550.22 544.72 189.593轴10.3810.271610.621594.5161.754轴10.1710.061578.57 1562.7861.574. v带传动设计计算（1）确定计算功率。由附表6-6查得工作情况系数，计算功率为 =p=1.311.85kw=15.405kw（2）选取带型。根据及，由图6-8选用b带型。（3）确定带轮的基准直径 。由于考虑到结构紧凑小带轮基准直径不能太小，由附表6-7可选出小带轮的基准直径，则大带轮的基准直径。根据附表6-7，且考虑带的打滑问题，取=355mm。（4）验算带速，即 10.70m/sv25m/s，故符合要求。（5）确定v带的基准长度和中心距。根据0.7（）2（） 初步确定中心距为 故选。 根据式（6-24），计算v带的基准长度为 由附表6-2选v带基准长度为1800mm。按式（6-25）计算出实际的中心距为 （6）验算主动轮上的包角。由式（6-27）可得 故主动轮上的包角合适。 （7）计算v型带的根数。由附表6-2查得，由附表6-5查得，由附表6-4查得，由附表6-3查得。根据式（6-20），在此条件下，单根v带所传动的功率为由式（6-28）可得v带的根数z为 取z=6根。 （8）计算初拉力。由附表6-1查得。由式（6-29）可得v带的初拉力为 （9）计算带对轴的压力。由式（6-30）得 4.齿轮的设计（一）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 由于是同轴式二级齿轮减速器，因此两对齿轮取成完全一样，这样保证了中心距完全相等的要求，且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速级齿轮传动的要求。 为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分，故高速级小齿轮采用左旋，大齿轮采用右旋，低速级小齿轮右旋大齿轮左旋。选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1） 初选螺旋角。材料选择。由附表8-1选择小齿轮材料为40cr（调质处理），硬度为280hbs；大齿轮材料为45钢（调质处理），硬度为240hbs。参考附表8-12，选着齿轮精度为8级。（2） 对于闭式软齿面齿轮，初选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。按齿面接触强度设计由课本设计计算公式（8-17）进行齿轮尺寸的初步确定，即 mm确定式（8-17）内的各计算数值。 载荷系数,试选 齿宽系数，由课本表8-3选取。 应力循环次数为（一年按300天工作日算） 接触疲劳寿命系数，由、查附图8-6，得，。 接触疲劳强度极限，由附图8-7（f），按齿面硬度hrc=50,根据mq线延长线查得 小齿轮和大齿轮分别为 接触疲劳许用应力，由表8-4，取安全系数，则 取许用接触疲劳强度=为计算许用应力。（1） 试算，则 修正计算 计算低速轴齿轮圆周速度v，则 计算低速轴齿轮圆周力，则 计算载荷系数。根据，参考课本附表8-12，选择8级精度，完全可以满足工作要求。由附表8-2，查得使用系数。由附图8-1查得动载荷系数。根据并由附表8-3，对于经表面硬化的斜齿8级精度齿轮，查得齿间载荷分布系数。由附表8-4，按硬齿面、装配时不做检验调整、8级精度公式计算，则齿向载荷分布系数为 故 按实际的载荷系数校正小齿轮直径，则 计算高速轴的斜齿轮的模数，则 故取模数5. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式 确定公式内各计算数值（1） 计算当量齿数（2） 复合齿形系数，根据附图8-4，按当量齿数查得两个齿轮的复合齿形系数为 （3）应力循环次数为（一年按300天工作日算） （4） 弯曲疲劳寿命系数，由查附图8-5，得，。（5） 弯曲疲劳强度极限，由附图8-8（c），按材料表面淬火mq线和齿面硬度查得 =640，=440（6） 弯曲疲劳许用应力，由表8-4，按较强可靠性取安全系数，则 因此，有即小齿轮的弯曲疲劳强度较弱，所以计算时应将小齿轮的代入进行计算。（7） 载荷系数k，则根据,查附图8-2得，故 （8） 计算模数，则 对比后按接触疲劳强度的计算结果，取高速级齿轮的。6. 几何尺寸计算（1） 法向模数。（2） 齿数，（3）计算中心距 a=234.63将中心距圆整为234（4）按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos（5）计算大.小齿轮的分度圆直径d=d=（6）计算齿轮宽度 b=圆整的后取 ，。（7） 计算圆周速度，则 根据附表8-12，选择8级精度，高选了一级。高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比3.07模数(mm)4.5螺旋角中心距(mm)234.63齿数25772577齿宽(mm)120115120115分度圆直径（mm）旋向左旋右旋右旋左旋故齿轮各参数为1. 高速轴的设计(1) 高速轴上的功率、转速和转矩转速（）高速轴功率（）转矩t（）58411.37186.03(2) 作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为=114.71 ，根据机械设计式(8-10）至（8-13），则(3) 初步确定轴的最小直径先按式(114-3)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理，硬度为217255hbs。根据表14-1，取,于是得(4) 轴的结构设计 1）拟订轴上零件的装配方案（如图） 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足v带轮的轴向定位，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径d-=40mm。v带轮与轴配合的长度l1=115mm，为了保证轴端档圈只压在v带轮上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比l1略短一些，现取l-=115mm。初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d-=40mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30309，其尺寸为ddt=45mm100mm27.25mm，故d-=d-=45mm；而l-=25+25=50mm，l-=10mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30309型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm，因此，套筒左端高度为4.5mm，d-=54mm。取安装齿轮的轴段-的直径d-=47mm，取l-=118mm齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。轴承端盖的总宽度为36mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与v带轮右端面间的距离l=24mm，故取l-=60mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的轴向定位v带轮与轴的周向定位选用平键10mm8mm90mm，v带轮与轴的配合为h7/r6；齿轮与轴的周向定位选用平键14mm9mm80mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为h7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-11537与v带轮键联接配合-6042定位轴肩-5045与滚动轴承30309配合，套筒定位-11849与小齿轮键联接配合-1057定位轴环-2745与滚动轴承30309配合总长度380mm（1） 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30309型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=18mm。因此，轴的支撑跨距为l1=144mm， l2+l3=74.5+67.5=142mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面c是轴的危险截面。先计算出截面c处的mh、mv及m的值列于下表。载荷水平面h垂直面v支反力f，c截面弯矩m总弯矩扭矩（2） 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(14-6)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45钢，调质处理。由附表14-1查得。因此，故安全。1. 中速轴的设计(1) 中速轴上的功率、转速和转矩转速（）中速轴功率（）转矩t（）189.5910.92550.22(2) 作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则已知低速级齿轮的分度圆直径为，根据式(8-10)至（8-12），则(3) 初步确定轴的最小直径先按式(14-3)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表14.1，取,于是得(4) 轴的结构设计 1）拟订轴上零件的装配方案（如图） 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d-=d-=50mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为ddt=50mm110mm29.25mm，故l-=l-=27+25=52mm。两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。由手册上查得30310型轴承的定位轴肩高度h=5mm，因此，左边套筒左侧和右边套筒右侧的高度为5mm。取安装大齿轮出的轴段-的直径d-=53mm，l-=113mm；齿轮的左 端与左端轴承之间采用套筒定位。为了使大齿轮轴向定位，取d-=58mm，又由于考虑到与高、低速轴的配合，取l-=110mm，l-=118mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的轴向定位大小齿轮与轴的周向定位都选用平键16mm10mm70mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为h7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-5250与滚动轴承30310配合，套筒定位-11355与大齿轮键联接配合-10063定位轴环-11855与小齿轮键联接配合-5250与滚动轴承30310配合总长度435mm（5） 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30309型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=21mm。因此，轴的支撑跨距为l1=76mm， l2=192.5，l3=74.5mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面c是轴的危险截面。先计算出截面c处的mh、mv及m的值列于下表。载荷水平面h垂直面v支反力fc截面弯矩m总弯矩扭矩（6） 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45钢，调质处理。由附表14-1查得。因此，故安全。2. 低速轴的设计(1) 低速轴上的功率、转速和转矩转速（）中速轴功率（）转矩t（）61.7510.381610.62(2) 作用在轴上的力已知低速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则(3) 初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40cr，调质处理。根据表15-3，取c=112，于是得 (4) 轴的结构设计1） 拟订轴上零件的装配方案（如图） 2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度联轴器的选择根据输出轴转矩，且工作中有轻微振动，查课程设计表6-99，选用lt10联轴器65107gb5014-85，其公称扭矩为符合要求。为了满足半联轴器的轴向定位，-轴段左端需制出一轴肩，故取-段的直径d-=65mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度l1=107mm，为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比l1略短一些，现取l-=105mm。初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d-=65mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30315，其尺寸为ddt=75mm160mm340mm，故d-=d-=75mm；而l-=40mm，l-=38+27=65mm。左端滚动轴承采用轴环进行轴向定位。由表15-7查得30315型轴承的定位高度h=6mm，因此，取得d-=88mm。右端轴承采用套筒进行轴向定位，同理可得套筒右端高度为6mm。取安装齿轮出的轴段-的直径d-=77mm；齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为115mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l-=113mm。轴承端盖的总宽度为30mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离l=30mm，故取l-=60mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3） 轴上零件的轴向定位半联轴器与轴的联接，选用平键为18mm11mm80mm，半联轴器与轴的配合为h7/k6。齿轮与轴的联接，选用平键为22mm14mm100mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为h7/n6。4） 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-4075与滚动轴承30315配合-1093轴环-11380与大齿轮以键联接配合，套筒定位-6575与滚动轴承30314配合-6070与端盖配合，做联轴器的轴向定位-10565与联轴器键联接配合总长度393mm（5） 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30315型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=31mm。因此，轴的支撑跨距为根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面b是轴的危险截面。先计算出截面b处的mh、mv及m的值列于下表。载荷水平面h垂直面v支反力fb截面弯矩m总弯矩扭矩（6） 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为40cr，调质处理。由附表14-1查得。因此，故安全。（7） 精确校核轴的疲劳强度1） 判断危险截面截面只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合引起的应力集中将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起应力集中最严重；从受载情况来看，截面b上的应力最大。截面的应力集中影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面b上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而这里轴的直径也大，故截面b不必校核。截面显然更不必校核。由机械设计第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面。抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩为截面上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为40cr，调质处理。由附表14-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2 经插值后可查得由附表3-6得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数轴按磨削加工，附表3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则得综合系数值为 查合金钢的特性系数, 取；, 取；于是，计算安全系数值，按式(14-8)(14-10)则得故可知其安全。一、 滚动轴承的选择及计算轴承预期寿命 1. 高速轴的轴承选用30309型圆锥滚子轴承，查课程设计表6-67，得 ，, （1） 求两轴承所受到的径向载荷和由高速轴的校核过程中可知：，（2） 求两轴承的计算轴向力和由机械设计表13-6得 因为