二级直齿、直连.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3第三章 传动比的分配及计算53.1 计算各轴转速53.2 计算各轴输入功率、输出功率53.3 计算各轴的输入、输出转矩63.4 计算结果6第四章 齿轮传动的设计计算74.1高速级齿轮传动计算74.2低速级齿轮传动计算10第五章 轴的结构设计及校核155.1 轴的材料选择及最小直径的估算155.2 高速轴的结构设计与计算155.2.1 高速轴的结构设计155.2.2轴强度的校核计算175.2.3键联接选择与强度的校核计算195.3 中间轴的结构设计与计算205.3.1 中间轴的结构设计205.3.2轴强度的校核计算215.3.3 键联接选择与强度的校核计算255.4 低速轴的结构设计与计算255.4.1 低速轴的结构设计255.4.2 轴强度的校核计算275.4.3 键联接选择与强度的校核计算295.5轴承的选择及校核305.5.1轴承的选择305.5.2轴承的校核305.6 联轴器的选择31第六章 箱体的结构设计以及润滑密封326.1 箱体的结构设计326.2 轴承的密封326.3 减速器润滑方式33设计小结34参考文献351设计原始数据参数符号单位数值工作机直径Dmm220工作机转速Vm/s1.1工作机拉力FN2600工作年限y年8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，外传动为电机直连减速器，减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器。方案简图如1.1所示。图 1.1传动装置简图 展开式由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，故要求轴有较大的刚度。 1.2 该方案的优缺点 减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。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、分别为轴承、齿轮传动、联轴器和工作机的传动效率。0.99（轴承），0.97（齿轮），0.99（弹性联轴器），1（工作机效率，已包含工作机轴承效率），则：=0.89 所以=3.20 根据机械设计手册可选额定功率为4 kW的电动机。2.1.3 确定电动机转速 工作机轴转速为=95.49 取二级圆柱齿轮减速器传动比，则从电动机到工作机轴的总传动比合理范围为。故电动机转速的可选范围为95.49 =573 1910 r/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量减速器的传动比，选电动机型号为Y112M-4，电机主要技术参数如表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Y112M-4414408.77 47.00 15.08 电动机型号为Y112M-4，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HLHDABKDEFG112400265190140122860824第三章 传动比的分配及计算 按展开二级圆柱齿轮减速器推荐高速级传动比,取，得4.59 所以3.28 3.1 计算各轴转速轴 1440.00 轴 313.40 轴 95.49 工作机轴 95.49 3.2 计算各轴输入功率、输出功率各轴输入功率轴 =3.16 KW轴 =3.04 KW轴 =2.92 KW工作机轴 =2.86 KW各轴输出功率轴 =3.13 KW轴 =3.01 KW轴 =2.89 KW工作机轴 =2.83 KW3.3 计算各轴的输入、输出转矩电动机的输出转矩为21.20 轴输入转矩20.99 轴输入转矩92.60 轴输入转矩291.83 工作机轴输入转矩286.02 各轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.99。3.4 计算结果 表 3.1 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3.20 21.20 1440.00 1.00 0.99 轴3.16 3.13 20.99 20.78 1440.00 4.59 0.96 轴3.04 3.01 92.60 91.67 313.40 3.28 0.96 轴2.92 2.89 291.83 288.91 95.49 1.00 0.98 工作机轴2.86 2.83 286.02 283.16 95.49 第四章 齿轮传动的设计计算 4.1高速级齿轮传动计算 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92。按齿面接触强度： 齿轮1分度圆直径其中：载荷系数，选1.6齿宽系数，取0.8齿轮副传动比，4.59 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292天，工作8年）1440.00 28292832.29 7.03 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：570533.5则许用接触应力=551.75有43.23 圆周速度3.26 齿宽34.58 模数2.16 4.86 7.11 计算载荷系数：已知使用系数1；根据3.26 ，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相对支承非对称布置时接触疲劳强度计算用的齿向载荷分布系数1.41 ；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1.49 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 42.17 计算模数：2.11 按齿根弯曲强度：计算载荷系数1.42 查取齿形系数：查得2.80 ，2.20 查取应力校正系数： 1.55，1.782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475368.6 计算齿轮1的并加以比较0.0091 0.0106 齿轮2的数值大则有：1.26 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1.50 ，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42.17 来计算应有的齿数。则有：28.11 28取28，则128.65 129计算齿轮分度圆直径：42193.5几何尺寸计算计算中心距：=118计算齿轮1宽度：40齿轮2宽度35。4.2低速级齿轮传动计算选用直齿圆柱齿轮，齿轮3材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，齿轮4材料为45钢（调质）硬度为240HBS。齿轮3齿数20，齿轮4齿数66。按齿面接触强度： 齿轮3分度圆直径其中：载荷系数，选1.6齿宽系数，取0.8齿轮副传动比，3.28 材料的弹性影响系数，查得189.8许用接触应力，查得齿轮3接触疲劳强度极限600。查得齿轮4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292天，工作8年）313.40 2829287.03 2.14 查得接触疲劳寿命系数0.97，0.99取失效概率为，安全系数1，得：582544.5则许用接触应力=563.25有71.57 圆周速度1.17 齿宽57.26 模数3.58 8.05 7.11 计算载荷系数：已知使用系数1；根据1.17 ，8级精度，查得动载系数1.05；用插值法查得8级精度、齿轮3相对支承非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1.49 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 69.91 计算模数：3.50 按齿根弯曲强度：计算载荷系数1.42 查取齿形系数：查得2.80 ，2.26 查取应力校正系数： 1.55，1.742查得齿轮3弯曲疲劳极限475查得齿轮4弯曲疲劳极限368.6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475368.6 计算齿轮3的并加以比较0.0091 0.0107 齿轮3的数值大则有：2.06 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69.91 来计算应有的齿数。则有：27.96 28取28，则91.89 92计算齿轮分度圆直径：70230几何尺寸计算计算中心距：=150计算齿轮3宽度：65齿轮4宽度60。表4.1 各齿轮主要参数名称代号单位高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮中心距 amm118150传动比 i 4.59 3.28 模数 mnmm1.52.5端面压力角a2020啮合角 a2020齿数 z 281292892分度圆直径dmm42.00 193.50 70.00 230.00 齿顶圆直径damm45.00 196.50 75.00 235.00 齿根圆直径dfmm38.25 189.75 63.75 223.75 齿宽 bmm40356560材料 40Cr（调质）45钢（调质）40Cr（调质）45钢（调质）齿面硬度 HBS280HBS240HBS280HBS240HBS第五章 轴的结构设计及校核 5.1 轴的材料选择及最小直径的估算根据工作条件，初选轴的材料为45钢，调质处理。按照扭转强度法进行最小直径估算，即：。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14.30 轴23.46 轴34.39 考虑键槽对各轴的影响，则各轴的最小直径分别为：轴15.30 轴26.97 轴39.55 将各轴的最小直径分别圆整为5的倍数：d1=20 mm，d2=30 mm，d3=40 mm。5.2 高速轴的结构设计与计算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（1）各轴段直径的确定d11：用于连接高速轴外传动零件，直径大小为轴1的最小直径，d11=d1min=20mm。d12：密封处轴段，左端用于固定大带轮轴向定位，根据大带轮的轴向定位要求，轴的直径大小较d11增大6mm，d12=26mm。d13：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d12尺寸大1-5mm，选取d13=30mm，选取轴承型号为深沟球轴承6206。d14：考虑轴承安装的要求，查的6206轴承安装要求da=36，根据轴承安装选择d14=36。d15：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。d16：过渡轴段，要求与d14轴段相同，d16=d14=36mm。d17：滚动轴承轴段，要求与d13轴段相同，d17=d13=30mm。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=32mm。l12：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l12=59mml13：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l13=29mml14：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取l14=77.5mml15：由小齿轮的宽度确定，取l15=40mml16：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取l16=5mml17：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l17=31mm图5.2高速轴的尺寸图表5.1高速轴各段尺寸直径d11d12d13d14d15d16d17mm2026303642.00 3630长度l11l12l13l14l15l16l17mm32592977.5405315.2.2轴强度的校核计算 5.2.2.1轴的计算简图 轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关。图 5.3 轴的载荷分析图5.2.2.2强度校核 已知=20.99 ，=20.78 ，齿轮分度圆直径d=70.00 mm，则齿轮圆周力：999.32 N齿轮轴向力：0.00 N (由于为直齿轮=0)齿轮径向力：363.72 N (由于为直齿轮=0)根据各轴段尺寸，求得跨距L1=81.00 mm；L2=120.50 mm；L3=48.00 mm；B点的水平支反力284.67 ND点的垂直反力714.65 NB点的垂直支反力103.61 ND点的垂直支反力260.11 N水平弯矩34302.97 NmmC点左侧垂直弯矩12485.26 NmmC点右侧垂直弯矩12485.26 Nmm总弯矩36504.46 Nmm总弯矩36504.46 Nmm扭矩T=20985.66 Nmm进行校核是，通常只校核轴上受力最大弯矩和扭矩的截面（即C处左侧的强度）, 取0.60 ，查的高速轴60.00 MPa7408.80 =5.21 MPa因为60.00 MPa，故该轴满足强度要求。5.2.3键联接选择与强度的校核计算轴1上的键选择的型号为键626 GB/T1096键的工作长度为l=L-b=26-6=20mm，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=4mm，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，则其挤压强度26.23 MPa150MPa，满足强度要求。5.3 中间轴的结构设计与计算5.3.1 中间轴的结构设计中间轴的轴系零件如图所示图5.4 中间轴的结构（1）各轴段直径的确定d21：滚动轴承处轴段为轴2的最小直径，根据轴2的最小直径， d21=30mm，选取轴承型号为深沟球轴承6206。d22：低速级小齿轮轴段，端面用于固定套筒，因此取d22=36mm。d23：用于固定低速小齿轮的轴向定位，取d23比d22大8mm，根据齿轮的定位要求d23=44mm。d24：高速级大齿轮轴段，取d24=36mm。d25：滚动轴承处轴段，与d21处轴的直径相同d25=30mm。各轴段长度的确定l21：由滚动轴承以及装配关系确定，取l21=36mm。l22：由低速级小齿轮的宽度确定，取l22=65mml23：轴环宽度，取l23=10mml24：由高速级大齿轮的宽度确定，取l24=33mml25：由滚动轴承以及装配关系确定，取l25=40.5mm图5.5中间轴的尺寸图表5.2中间轴各段尺寸直径d21d22d23d24d25mm3036443630长度l21l22l23l24l25mm3665103340.55.3.2轴强度的校核计算 5.3.2.1轴的计算简图 1.轴上力的作用点位置和支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按计划原则，应在齿轮宽度的中点，因此可决定中间轴上两齿轮力的作用点位置。轴上安装的为深沟球轴承型号为6206，查数据可知他的负荷作用中心到轴承外端面的距离a=10mm，因此可以计算出支点跨距和轴上各力作用点相互位置尺寸。支点跨距L164.5mm。低速级小齿轮的力作用点C到左支点A距离L158.5mm；两齿轮的力作用点之间的距离L260mm；高速级大齿轮的力作用点D到右支点B距离L348mm。2.绘制轴的力学模型图初步选定高速级小齿轮为直齿，高速级大齿轮为直齿；根据中间轴所受轴向力最小的要求，低速级小齿轮为直齿，低速级大齿轮为直齿。根据要求的传动速度方向，绘制的轴力学模型图如下。图5.6 轴的力学模型及转矩弯矩图5.3.2.2强度校核齿轮2：989.32 360.08 (由于为直齿轮=0)0.00 (由于为直齿轮=0)齿轮3：2619.12 953.28 (由于为直齿轮=0)0.00 (由于为直齿轮=0)1.垂直面支反力（XZ平面）参照图b。由绕支点B的力矩和0，得：-85670.54 因此-514.54 方向向下。同理，由绕支点A的力矩和0得：-13097.06 因此-78.66 方向向下。由轴上的合力0，校核：0，计算无误。2.水平面支反力（XY平面）参看图d。由绕支点B的力矩和0，得：330352.99 因此1984.10 方向向下。同理，由绕支点A的力矩和0得：270453.68 因此1624.35 方向向下。由轴上的合力0，校核：0，计算无误。3.A点总支反力2049.73 B点总支反力1985.66 1.垂直面内的弯矩图参照图c。C处弯矩：-30100.46 -30100.46 D处弯矩-3775.73 -3775.73 2.水平面内的弯矩图参看图e。C处弯矩：-116069.97 D处弯矩：-77968.63 3.合成弯矩图参看图f。C处：119909.45 119909.45 D处：78060.00 78060.00 4.转矩图参看图g。91669.36 5.当量弯矩图参看图h。因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为脉动循环变应力，折算系数=0.6。55001.61 C处：=119909.45 131922.15 D处：78060.00 78060.00 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。28.28 MPa根据选定的轴的材料45钢，调质处理，查得60MPa。因为，因此强度足够达到要求。5.3.3 键联接选择与强度的校核计算轴2上低速级小齿轮的键选择的型号为键1061 GB/T1096键的工作长度为l=L-b=61-10=51mm，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=4mm，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，则其挤压强度25.22 MPa150MPa，满足强度要求。高速级大齿轮的键选择的型号为键1029 GB/T1096键的工作长度为l=L-b=29-10=19mm，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=4mm，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，则其挤压强度67.69 MPa150MPa，满足强度要求。5.4 低速轴的结构设计与计算5.4.1 低速轴的结构设计低速轴的轴系零件如图所示图5.7 低速轴的结构图（1）各轴段直径的确定d31：滚动轴承轴段，d31=d35=50mm，选取轴承型号为深沟球轴承6210。d32：齿轮处轴段，d32=57。d33：轴环，根据齿轮的定位要求取d33比d32大6mm，则d33=63mm。d34：考虑轴承安装的要求，查的6210轴承安装要求da=57，根据轴承安装选择d34=57mm。d35：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d36尺寸大1-5mm，选取d35=50mm。d36：密封处轴段，右端用于固定联轴器轴向定位，根据联轴器的轴向定位要求，轴的直径大小较d37增大6mm，d36=46mm。d37：为轴3的最小直径处，取d37=d3min=40mm。各轴段长度的确定l31：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l31=42.5mm。l32：由低速级大齿轮的宽度确定，取l32=60mml33：轴环宽度，取l33=10mml34：根据箱体的结构和大齿轮的宽度确定，取l34=45mml35：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l35=33mml36：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l36=55mml37：根据减速器的具体规格确定，取l37=84mm图5.8低速轴的尺寸图表5.3低速轴各段尺寸直径d31d32d33d34d35d36d37mm50576357504640长度l31l32l33l34l35l36l37mm42.56010453355845.4.2 轴强度的校核计算 5.4.2.1 轴的计算简图 轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关。图 5.9 轴的载荷分析图5.4.2.2强度校核已知=291.83 ，=288.91 ，齿轮分度圆直径d=230.00 mm，则齿轮圆周力：2537.64 N齿轮轴向力：0.00 N (由于为直齿轮=0)齿轮径向力：923.62 N (由于为直齿轮=0)根据各轴段尺寸，求得跨距L1= 105 mm；L2=110mm；L3=62.5mm；B点的水平支反力919.43 ND点的垂直反力1618.20 NB点的垂直支反力334.65 ND点的垂直支反力588.98 N水平弯矩101137.69 NmmC点右侧垂直弯矩36811.11 NmmC点左侧垂直弯矩36811.11 Nmm总弯矩107628.48 Nmm总弯矩107628.48 Nmm扭矩T=291828.21 Nmm进行校核是，通常只校核轴上受力最大弯矩和扭矩的截面，取0.6，查得60MPa，t=6mm。18138.32 所以11.33 MPa60MPa，故该轴满足强度要求。5.4.3 键联接选择与强度的校核计算大齿轮键选择的型号为键1654 GB/T1096键的工作长度为l=L-b=54-16=38mm，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=5mm，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，则其挤压强度53.89 MPa150MPa，满足强度要求。输出轴端键选择的型号为键1278 GB/T1096键的工作长度为l=L-b=78-12=66mm，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=4mm，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，则其挤压强度53.63 MPa150MPa，满足强度要求。5.5轴承的选择及校核5.5.1轴承的选择轴选轴承为：6206； 轴选轴承为：6206； 轴选轴承为：6210。 所选轴承的主要参数见表5.4。表 5.4 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C0r6206306216365619.511.56206306216365619.511.5621050902057833523.25.5.2轴承的校核查滚动轴承样本可知，轴承6210的基本额定动载荷Cr=35kN，基本额定静载荷Cr0=23.2kN。1.求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2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B点总支反力=997.88 ND点总支反力=1712.90 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（X1Fr1）=1197.46 NP2=fP（X2Fr2）=2055.48 N4.验算轴承寿命因P137376h 轴承具有足够寿命。5.6 联轴器的选择 低速轴伸出端直径40 ，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