高速级齿轮传动设计(毕业论文+全套CAD图纸)(答辩通过)

充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 充值下载文档就送全套 CAD 图纸 扣扣加 414951605 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 16 1 买文档送全套图纸 扣扣 414951605 数据如下 : 已知带式输送滚筒直径 320mm，转矩 T=130 N m，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 5.95320 6.11 0 00601 0 0060 Dn r/min 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 kwnT 3.19 55 0 5.951 309 55 0P （ 2）电动机输出功率 P kwd 59.1%82 3.1PP 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 i1 i2 =5732292r/min 方案 电动机型号 额定功率（ kw） 电动机转速（ r/min） 电动机质量（ kg） 传动装置的传动比 同步 满载 总传动比 V 带传动 单级减速器 1 Y100L1-4 2.2 1500 1420 34 14.87 3 4.96 2 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 84.95.95940n ni m 2）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 45.2 84.912 iii 3 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/min nI=n0/i1=940/2.5 376 nII=nI/i2=376/3.94 95.5r/min 2）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=2.2kw PI=P01=2.2x0.945 2.079kw PII=PI2 3 =2.079x0.98x0.97 1.976kw 3）各轴转矩 To=9550x P0/n0=9550x2.2/940=22.35N m TI=9550x PI/nI=9550x2.079/376=52.80N m TII=9550x PII/nII=9550x1.976/95.5=197.6N m 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 3.19 5 5 0 5.951 3 09 5 5 0P 4 Pd=PI KA =1.0 2.2=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， D2。 由图 7-17 可知， A 型 V 带推荐小带轮直径 D1=125 140mm。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 D2=315mm。 3 检验带速 v v=1.6m/s25m/s 4 确定带的基准长度 根据公式 7 29： 0.7（ D1+D2） a2（ D1+D2） 初定中心距 500mm 依据式（ 7-12）计算带的近似长度 L aDDDDaL 4 )()(22221210 = 1708.9mm 由表 7-3 选取 Ld=1800mm， KL=1.01 5 确定实际中心距 a 20 LLaa d =545.6mm 6 验算小带包角 1 aao12o15 7 .3)D-(D -1 8 0 =1600 7 计算 V 带的根数 z。 5 由表 7-8查得 P0 1.40，由表 7-9 查得 Ka=0.95，由表 7-10 查得 P0=0.11，则 V 带的根数 Lad KKPP Pz )(00 =1.52 根 取 z=2 8 计算带宽 B B=（ 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， HB1 =240 大齿轮： 45 钢，正火， HB2 =190 模数： m=2 齿数： z1=24 z2=96 齿数比： u=z2/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： d1=mz1=48mm d2=mz2=192mm 压力角： a=200 齿顶高： ha=m=2mm 齿根高： hf=1.25m 2.5mm 6 全齿高： h=(ha+hf)=4.5mm 中心距： a=m(z1+z2)/2=120mm 小 齿轮 宽 ： b1= d d1=0.83 48=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： b2=40mm 1 计算齿轮上的作用力 设高速轴为 1，低速轴为 2 圆周力： Ft1=2T1/d=2200N Ft2=2T/d=2058.3N 径向力： Fr1=F1t tana=800.7N Fr2=F2t tana=749.2N 轴向力为几乎为零 2）齿轮许用应力 H F 及校验 HdVEHucH uudKKTZZZEF 12)1(2 3112ZH 节点齿合系数nH aZ 2sincos2 2 。对于标准直齿轮， an=20, =0,ZH=1.76 ZE 弹性系数，)1( 2 EZE。当两轮皆为钢制齿轮（ =0.3，E1=E2=2.10x10N/mm2）时， ZE=271 2mmN ； Z 重合系数，aKZ 1 。对于直齿轮， Z =1。 .K 载荷集中系数，uuFFK max由精密机械设计图 8-38 选取， k =1.08 7 Kv 动载荷系数，精密机械设计图 8-39， kv=1.02 计算得 H=465.00 N mm-2 HLHbHH KS lim bHlim 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理条件，精密机械设计表 8-10；bHlim=2HBS+69=240x2+69=549N mm-2。 SH 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。 6HHOHL NNK 式中 NHO：循环基数，查精密机械设计图 8-41， NHO=1.5x107；NH：齿轮的应力循环次数， NH=60nt=60x376x60x8=1.08288x107； 取 KHL =1.06 H =529.04 N mm-2 H=465.00 N mm-2 H =529.04 N mm-2 因此接触强度足够 FdVFVPtFF md KKTYKKbmFY 2112 B 齿宽，1db d=0.83x48=39.84； F 许用弯曲应力； FCFLFbFF KKS lim 查表 8-11 得bFlim=1.8x240=432 N mm-2， FS =1.8，FCK=1 （齿轮双面受载时的影响系数，单面取 1，双面区 0.70.8），6FVFOFL NNK （寿命系数）循环基数FON取 4x106 ,循环次数FVN=60nt=60x376x60x8=1.08288x107 KFL =0.847 1 8 YF 齿形系数。查精密机械设计图 8-44， YF=3.73 计算得 F =240 N mm-2 F=113.45 N mm-2 F 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3362.0/P1055.9nPCndT 取 C=110或 T =30 计算得 d1min 20mm d2min 30mm 取 d1=20mm， d2=30mm 3 轴的各段轴径 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 6 10mm。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 1 5mm也可以采用相同公 称 直 径 而不同的公差 数 值。 9 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： L1= +C1+C2+(5 10)=45mm 轴承端盖凸缘厚度： e=10mm 2) 带轮宽： 35mm 联轴器端： 60mm 1) 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,17mm 10 5 轴的校核计算（精密机械设计 P257 P262，机械设计手册） 对于高速轴校核： 垂直面内支点反力： La:28.5带轮中径到轴承距离， Lb： 67.5mm两轴承间 距离。 NLLLFFbbarrA 5.1 0 6 55.67 )5.675.28(2.7 4 9 NLLFFbarrB 3.3165.67 5.282.749 校核 FrA= Fr+ FrB 1065.5N=（ 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： 2sin2zFF 10z ； F0 单根 V 带的张紧力（ N） 20 )15.2(5 0 0F qvzvPK d Pd 计算功率 Pd=2.079Kw ； Z V 带的根数； =6.2 m s-1（为带速） Ka 包角修正系数 Ka=0.95 q V 带单位长度质量 q=0.10（ kg m-1）精密机械设计表 7-11 计算得 F0=144.7 Fz=570N Fr Ft Fz Lc La Lb L 11 NLLFlLFlFF atcbZcZtB 11485.1345.283.2058)675.67(5705.33570)(2 （ lc =Lc =67 中轴到轴承距离） 3.20663.2058114857022F tA ttBz FFF N, M A=Fr La=21352.2N mm M B=0 同理求得： M=A=Ft La=58662.4 N mm M=B=Fz Lc=38190 N mm 5.624 2 74.586 6 22.213 5 2 2222 AA MMM A N mm 38190381900 2222 BB MMM B N mm 已知 T=52800N mm，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 B =600N mm-2 ，并查表 10-3 与其对应的 b1=55N mm-2， b0=95 N mm-2故可求出 58.0955501 bb3.6 9 5 3 4)5 2 8 0 058.0(5.6 2 4 2 7)( 2222 TMM AvA N mm 同理得 MvB=31098.7 N mm 3.23551.0 3.6 9 53 41.0 331 bvAMd mm 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 12 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： d1=25mm,d2=35mm 外径： D1=52mm. D2=72mm 宽度： B1=15mm， B2=17mm 滚动轴承的当量载荷为： ）（ arp YFXFfP aF 0， e0FFra X=1； Y=0； 则 N2640220022002.10.1FfP rp）（ h20.185 1402640 102.2376360 10PCn6010L 31036m a xm i n6m a x10h ）（）（）（ 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 h30000L h ）（ max10hL ，故轴承的寿命完全符合要求 六 、键联接的选 择及校核计算 1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 GB1096-79 2键的强度校核 齿轮与轴上的键 ：键 C12 32 GB1096-79 13 b h=12 8,L=32,则 Ls=L-b=20mm 圆周力： Fr=2TII/d=2 197600/40=9880N 挤压强度：srp Lh F 2=123.5125150MPa= p 因此挤压强度足够 剪切强度：sLbFr 2 =82.3120MPa= 因此剪切强度足够 键 C8 30 GB1096-79 和键 C8 56 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 由于在室内使 用，选通气器（一次过滤），采用 M16 1.5 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 14 放油螺塞 选用外六角油塞及垫片 M14 1.5 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： GB5783 86 M6 20,材料 Q235 高速轴轴承盖上的螺钉： GB5783 86 M6 20,材料 Q235 低速轴轴承盖上的螺钉： GB5783 86 M6 20,材料 Q235 螺栓： GB5