一级直齿带传动机械设计.doc

目录设计原始数据1第一章 传动装置总体设计方案11.1 传动方案11.2 该方案的优缺点1第二章 电动机的选择32.1 计算过程32.1.1 选择电动机类型32.1.2 选择电动机的容量32.1.3 确定电动机转速32.1.4 计算各轴转速42.1.5 计算各轴输入功率、输出功率42.1.6 计算各轴的输入、输出转矩52.2 计算结果5第三章 带传动的设计计算63.1 已知条件和设计内容63.2 设计步骤63.3 带传动的计算结果83.4 带轮的结构设计9第四章 齿轮传动的设计计算10第五章 轴的设计145.1轴的概略设计145.2 轴的结构设计及校核145.2.1高速轴的结构设计145.2.2 高速轴的校核165.2.3低速轴的结构设计195.2.4 低速轴的校核205.3轴上零件的固定方法和紧固件225.4轴上各零件的润滑和密封235.5轴承的选择及校核235.5.1轴承的选择235.5.2输出轴轴承的校核235.6 联轴器的选择及校核255.7键的选择及校核计算25第六章 箱体的结构设计276.1 箱体的结构设计276.2 减速器润滑方式28设计小结29参考文献301设计原始数据参数符号单位数值工作机直径Dmm350工作机转速Vm/s1.15工作机拉力FN3800工作年限y年10第一章 传动装置总体设计方案1.1 传动方案 传动方案已给定，外传动为V带传动，减速器为一级圆柱齿轮减速器。方案简图如1.1所示。图 1.1 带式输送机传动装置简图 一级减速器中齿轮相对于轴承为对称布置，因而沿齿向载荷分布均匀，相较不对称分布的减速器来讲，轴的刚性相对较小。 1.2 该方案的优缺点 该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用 V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。 减速器部分一级圆柱齿轮减速，这是减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承对称分布，原动机部分为 Y系列三相交流异步电动机。 总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。第二章 电动机的选择 2.1 计算过程 2.1.1 选择电动机类型 按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为 380V，Y 型。 2.1.2 选择电动机的容量 电动机所需的功率为由电动机到工作机的传动总效率为式中、分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和工作机的传动效率。取0.96（带传动），0.99（轴承），0.97（齿轮精度为8级），0.99（弹性联轴器），0.96（工作机效率，包含滑动轴承效率），则：=0.867 所以=5.038 根据机械设计手册可选额定功率为5.5kW的电动机。2.1.3 确定电动机转速 工作机轴转速为=62.75 取 V 带传动的传动比2-4，一级圆柱齿轮减速器传动比3-5，则从电动机到工作机轴的总传动比合理范围为6-20。故电动机转速的可选范围为62.75 =377 1255 r/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，选电动机型号为Y132M2-6，将总传动比合理分配给 V带传动和减速器，就得到传动比方案，如表2.1所示。表2.1 电动机主要技术参数电动机型号额定功率kw电动机转速 r/min电动机重量kg传动装置的传动比 满载转速满载电流总传动比V 带减速器Y132M2-65.596011.60 68.00 15.30 3.60 4.25 电动机型号为Y132M2-6，主要外形尺寸见表 2.2。图2.1 电动机安装参数表2.2 电动机主要尺寸参数中心高外形尺寸底脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸装键部位尺寸HLHDABKDEFG13251531521617812388010332.1.4 计算各轴转速轴 =266.667 轴 =62.753 工作机轴 62.753 2.1.5 计算各轴输入功率、输出功率各轴输入功率轴 =5.038 0.960 =4.837 轴 =4.837 0.990.97=4.645 工作机轴 =4.645 0.990.99=4.552 各轴输出功率轴 =4.837 0.99=4.788 轴 =4.645 0.99=4.598 工作机轴 =4.552 0.99=4.507 2.1.6 计算各轴的输入、输出转矩电动机的输出转矩为=50.118 轴输入转矩=173.208 轴输入转矩=706.825 工作机轴输入转矩=692.759 各轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.99。2.2 计算结果 运动和动力参数计算结果整理后填入表 2.3中。 表 2.3 运动和动力参数计算结果轴名功率P（kw）转矩T（Nm）转速n传动比效率输入输出输入输出r/mini电动机轴5.038 50.118 960.000 3.600 0.960 轴4.837 4.788 173.208 171.476 266.667 4.249 0.960 轴3.188 4.598 706.825 699.756 62.753 1.000 0.980 工作机轴4.552 4.507 692.759 685.831 62.753 第三章 带传动的设计计算3.1 已知条件和设计内容 设计V带传动时的已知条件包括：所需传递的额定功率；小带轮转速；大带轮带轮转速与初选带传动传动比=3.6。3.2 设计步骤（1）确定计算功率 查得工作情况系数KA=1.1。故有： =1.15.038 =5.542 （2）选择V带带型 据和选用A带。（3）确定带轮的基准直径并验算带速 1）初选小带轮的基准直径，取小带轮直径=125。 2）验算带速v，有： = =6.28 m/s 因为6.28 m/s在5m/s30m/s之间，故带速合适。 3）计算大带轮基准直径 1253.6=450 取=450（4）确定V带的中心距a和基准长度 1)初定中心距=6902)计算带所需的基准长度 = +(125+450) + =2321选取带的基准长度=22403）计算实际中心距 =690+=649.5 中心距变动范围：649.5-0.0152240 = 615.90 649.5+0.032240 = 716.70 （5）验算小带轮上的包角=180-（450-125）=151.33 90（6）计算带的根数z1）计算单根V带的额定功率由125和960r/min查得 P=1.37据=960r/min，=3.600 和A型带，查得 P=0.11查得=0.92，=1.06，于是： =(+) =(1.37+0.11)1.060.92 =1.44 2）计算V带根数z =3.84 故取4 根。（7）计算单根V带的初拉力最小值查得A型带的单位长质量q=0.1kg/m。所以 =500+0.1 =193.29 N应使实际拉力大于（8）计算压轴力压轴力的最小值为： = =24 193.29 =1498.19 N3.3 带传动的计算结果 把带传动的设计结果记入表中，如表 3.1。 表 3.1 带传动的设计参数带型A中心距649.5小带轮直径125包角151.33 大带轮直径450带长2240带的根数4初拉力193.29 N带速6.28 m/s压轴力1498.19 N3.4 带轮的结构设计小带轮的结构设计d=38 因为小带轮直径=125300因此小带轮结构选择为实心式。因此V带尺寸如下：d1=1.8d=1.838=68.4L=1.6d=1.638=60.8B=(z-1)e+2f=(4-1)15+29=63da=+2ha=125+22.75=130.5大带轮的结构设计d=35 因为大带轮直径=450因此大带轮结构选择为轮辐式。因此V带尺寸如下：d1=1.8d=1.835=63L=1.6d=1.635=56B=(z-1)e+2f=(4-1)15+29=63da=+2ha=450+22.75=455.5第四章 齿轮传动的设计计算 选用直齿圆柱齿轮，齿轮1材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，齿轮2材料为45钢（调质）硬度为240HBS。齿轮1齿数20，齿轮2齿数85。按齿面接触强度： 齿轮1分度圆直径其中：载荷系数，选1.3齿宽系数，取1齿轮副传动比，4.249 材料的弹性影响系数，查得189.8许用接触应力查得齿轮1接触疲劳强度极限600。查得齿轮2接触疲劳强度极限550。计算应力循环次数：（设2班制，一年工作300天，工作10年）266.667 28300107.68 =1.81 查得接触疲劳寿命系数0.95，0.97取失效概率为，安全系数1，得：570=533.5带入较小的有=2.32 =76.04 圆周速度 =1.06 齿宽 176.04 =76.04 模数 =3.80 齿高 22.53.80 =8.55 =8.89 计算载荷系数：已知使用系数1；根据1.06 ，8级精度，查得动载系数1.05；用插值法查得8级精度、齿轮1相对支承对称布置时接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数1.42 ；查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数1.35；查得齿间载荷分配系数1；故载荷系数11.0511.42 =1.50 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 76.04 =79.68 计算模数：=3.98 按齿根弯曲强度：计算载荷系数11.0511.35=1.42 查取齿形系数：查得2.80 ，2.21 查取应力校正系数： 1.55，1.775查得齿轮1弯曲疲劳极限500查得齿轮2弯曲疲劳极限380取弯曲疲劳寿命系数0.95，0.97计算弯曲疲劳使用应力：取弯曲疲劳安全系数1，得=475=368.6 计算齿轮1的并加以比较=0.0091 =0.0107 齿轮2的数值大则有：=2.36 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取模数2.50 ，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算的分度圆直径79.68 来计算应有的齿数。则有： =31.87 32取32，则 =324.249 =135.98 136计算齿轮分度圆直径：322.50 =801362.50 =340几何尺寸计算计算中心距：=210计算齿轮宽度：18080取85，80。表4.1 各齿轮主要参数名称代号单位高速级低速级中心距 210传动比 4.25 模数 2.5压力角20啮合角 20齿数 z 32136分度圆直径d80.00 340.00 齿顶圆直径da85.00 345.00 齿根圆直径df73.75 333.75 齿宽 b8580材料 40Cr（调质）45钢（调质）齿面硬度 280HBS240HBS第五章 轴的设计 5.1轴的概略设计（1）材料及热处理根据工作条件，初选轴的材料为45钢，调质处理。（2）按照扭转强度法进行最小直径估算。算出轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。当该轴段界面上有一个键槽时，d增大5%-7%，当该轴段界面上有两个键槽时，d增大10%-15%。查得A=103126，则取A=110。轴110=28.90 轴110=46.18 （3）装V带轮处以及联轴器处轴的直径考虑键槽对各轴的影响，则各轴的最小直径分别为：轴30.92 轴50.80 将各轴的最小直径分别圆整为：=35，=55。5.2 轴的结构设计及校核5.2.1高速轴的结构设计高速轴的轴系零件如图所示图5.1 高速轴的结构各轴段直径及长度的确定d11：轴1的最小直径，d11=35。d12：密封处轴段，根据大带轮的轴向定位要求，以及密封圈的标准（毡圈密封）d12应比d11大5-10，取d12=41。d13：安装滚动轴承处轴段，d13较d12大1-5mm，选取轴承型号为深沟球轴承6209，根据轴承内圈尺寸取d13=45。d14：过渡轴段，考虑轴承安装的要求，根据轴承安装选择d14=52。d15：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构，小齿轮齿顶圆直径d15=85.00 。d16：过渡轴段，要求与d14轴段相同，d16=d14=52。d17：滚动轴承轴段，d17=d13=45。各轴段长度的确定l11：根据大带轮或者联轴器的尺寸规格确定，取l11=66。l12：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l12=53.6l13：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l13=32l14：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取l14=10l15：由小齿轮的宽度确定，取l15=85l16：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取l16=10l17：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l17=34图5.2高速轴的尺寸图表5.1高速轴各段尺寸直径d11d12d13d14d15d16d173541455285.00 5245长度l11l12l13l14l15l16l176653.632108510345.2.2 高速轴的校核圆周力=4286.89 径向力4286.89 20=1560.30 （1）画出轴的受力简图，受力简图如下图所示；（2）支撑反力，在水平面上为其中带轮压轴力=1498.19 如高速轴结构图所示 =94.1 =77 =77=-1633.49 式中负号表示与图中所示力的方向相反，以下同。-1498.19 (-1633.49 )+1560.30 =1695.60 在垂直平面上为 - =-2143.45 轴承A的总支承反力为=2694.93 轴承B的总支承反力为=2733.03 （3）弯矩计算1498.19 94.1=140979.76 1695.60 77=130561.50 在垂直平面上为-2143.45 77=-165045.41 合成弯矩，有140979.76 =210443.09 （4）画出弯矩图如下图所示（5）转矩和转矩图171475.75 齿轮轴和点A处弯矩较大，且A点轴颈较小，故A点剖面为危险剖面。其抗弯截面系数为=8941.64 抗扭截面系数为=17883.28 最大弯曲应力为=15.77 扭剪应力为=9.59 按弯扭合成进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数0.6，则当量应力为=19.52 查得60 ，故强度满足要求。高速轴弯扭受力图5.2.3低速轴的结构设计低速轴的轴系零件如图所示图5.3 低速轴的结构图各轴段直径及长度的确定d21：滚动轴承轴段，d21=65，选取轴承型号为深沟球轴承6213。d22：轴环，根据齿轮以及轴承的定位要求d22=74。d23：齿轮处轴段，d23=67。d24：滚动轴承处轴段d24=65。d25：密封处轴段，根据密封圈的标准（毡圈密封）确定，d25=63。d26：轴3的最小直径，d26=d2min=55。各轴段长度的确定l21：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l21=38。l22：根据箱体的结构和大齿轮的宽度确定，取l22=12.5l23：大齿轮宽度，取l23=78l24：根据箱体的结构和大齿轮的宽度以及轴承型号确定，取l24=50.5l25：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l25=49.6l26：，根据减速器的具体规格确定取l26=82图5.4低速轴的尺寸图表5.2低速轴各段尺寸直径d21d22d23d24d25d26657467656355长度l21l22l23l24l25l263812.57850.549.6825.2.4 低速轴的校核圆周力=4157.79 径向力4157.79 20=1513.31 （1）画出轴的受力简图，受力简图如下图所示；（2）支撑反力，在水平面上为如低速轴结构图所示 =102.1 =78 =78- =-756.66 在垂直平面上为=2078.90 轴承A、B的总支承反力为=2212.31 （3）弯矩计算-756.66 78=-59019.18 在垂直平面上为2078.90 78=162153.87 合成弯矩，有=172560.55 （4）画出弯矩图如下图所示（5）转矩和转矩图706824.58 因齿轮所在截面弯矩较大，同时截面还作用转矩，因此此截面为危险剖面。已知低速大齿轮键槽=20,=6。其抗弯截面系数为- =23734.35 抗扭截面系数为- =50681.93 最大弯曲应力为=7.27 扭剪应力为13.95 按弯扭合成进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数0.6，则当量应力为=18.25 查得60 2m/s时，轴承润滑方式为油润滑；当2m/s时，轴承润滑方式为脂润滑。低速大齿轮线速度为1.13 m/s，轴承润滑方式选择为脂润滑。脂润滑型号选择为：ZG-S石墨钙基润滑脂。密封件的选择上选毡封油圈，主要是考虑结构比较简单，由于减速器结构简单，毡封油圈的条件已经满足减速的设计要求。并且毡封油圈工作性能可靠。选择的毡圈材料是半粗羊毛毡，型号为毡圈41 JB/TQ4606。5.5轴承的选择及校核5.5.1轴承的选择轴承类型选择为深沟球轴承。轴选轴承为：6209； 轴选轴承为：6213； 所选轴承的主要参数见表5.3。表 5.3 所选轴承的主要参数轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mm 基本额定 /kN dDBdaDa动载荷Cr静载荷C0r6209458519527831.520.5621365120237411157.2405.5.2轴承的校核输入轴轴承校核查滚动轴承样本可知，轴承6209的基本额定动载荷Cr=31.5kN，基本额定静载荷Cr0=20.5kN。1.求两轴承受到的径向载荷和将轴系零件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。其中A点总支反力=2694.93 NB点总支反力=2733.03 N。2.由于是直齿传动，两轴承不承受轴向力3.求轴承的当量动载荷P根据工况，查得载荷系数fP=1.2;X1 =1,X2 =1P1=fP（X1）=3233.92 NP2=fP（X2）=3279.63 N4.验算轴承寿命因P148000h 轴承具有足够寿命。输出轴轴承校核查滚动轴承样本可知，轴承6213的基本额定动载荷Cr=57.2kN，基本额定静载荷Cr0=40kN。1.求两轴承受到的径向载荷和将轴系零件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系。其中A点总支反力=2212.31 NB点总支反力=2212.31 N。2.由于是直齿传动，两轴承不承受轴向力3.求轴承的当量动载荷P根据工况，查得载荷系数fP=1.2;X1 =1，X2 =1P1=fP（X1）=2654.78 NP2=fP（X2）=2654.78 N4.验算轴承寿命因P1=P2，故只需验算1轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为10（年）300（天）16（小时）=48000h。=2656567 h48000h 轴承具有足够寿命。5.6 联轴器的选择及校核由于设计的减速器伸出轴55 ，根据机械设计手册第五篇-轴及其联接表5-2-4选取联轴器：主动端：J型轴孔、A型键槽、55 、 82从动端：J1型轴孔、A型键槽、55、82 J5582选取的联轴器为：TL8 GB/T4323 J15582联轴器所传递的转矩T=699.756 ，查得工况系数KA=1.5，联轴器承受的转矩为1049.63 查得该联轴器的公称转矩为48000，因此符合要求。5.7键的选择及校核计算高速轴端键选择的型号为键C1064 GB/T1096键的工作长度为l=L-b/2=64-10/2=59，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=4，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，则其挤压强度73.39 MPa150MPa满足强度要求。低速轴齿轮处键选择的型号为键A2074 GB/T1096键的工作长度为l=L-b=74-20=54，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=6，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，则其挤压强度65.12 MPa150MPa满足强度要求。低速轴端联轴器键选择的型号为键C1680 GB/T1096键的工作长度为l=L-b=80-16/2=72，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=5，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，则其挤压强度71.40 MPa150MPa满足强度要求。第六章 箱体的结构设计6.1 箱体的结构设计箱体是减速器中所有零件的基座