一级斜齿带传动的设计--课程设计.doc

此文档收集于网络，如有侵权，请联系网站删除目录设计原始数据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2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165.1轴的概略设计165.2 轴的结构设计及校核165.2.1高速轴的结构设计165.2.2 高速轴的校核185.2.3低速轴的结构设计215.2.4 低速轴的校核225.3轴上零件的固定方法和紧固件255.4轴上各零件的润滑和密封255.5轴承的选择及校核265.5.1轴承的选择265.5.2轴承的校核265.6 联轴器的选择及校核295.7键的选择及校核计算29第六章 箱体的结构设计316.1 箱体的结构设计316.2 减速器齿轮润滑方式32第七章 附件设计及选择337.1 轴承端盖337.2 窥视孔和视孔盖337.3 通气器337.4 放油堵347.5 油标34设计小结35参考文献36此文档仅供学习与交流设计原始数据参数符号单位数值工作机直径Dmm280工作机转速Vm/s1.6工作机拉力FN1650工作年限y年5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=3.044 根据机械设计手册可选额定功率为4kW的电动机。2.1.3 确定电动机转速 工作机轴转速为=109.13 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109.13 =655 2183 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Y112M-4，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Y112M-4414408.77 47.00 13.19 2.80 4.71 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HLHDABKDEFG1124002651901401228608242.1.4 计算各轴转速轴 =514.286 轴 =109.135 工作机轴 109.135 2.1.5 计算各轴输入功率、输出功率各轴输入功率轴 =3.044 0.960 =2.922 轴 =2.922 0.990.97=2.806 工作机轴 =2.806 0.990.99=2.750 各轴输出功率轴 =2.922 0.99=2.893 轴 =2.806 0.99=2.778 工作机轴 =2.750 0.99=2.723 2.1.6 计算各轴的输入、输出转矩电动机的输出转矩为=20.185 轴输入转矩=54.257 轴输入转矩=245.529 工作机轴输入转矩=240.643 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3.044 20.185 1440.000 2.800 0.960 轴2.922 2.893 54.257 53.714 514.286 4.712 0.960 轴3.188 2.778 245.529 243.073 109.135 1.000 0.980 工作机轴2.750 2.723 240.643 238.236 109.135 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=2.8。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： =1.13.044 =3.348 （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=100。 2）验算带速v，有： = =7.54 m/s 因为7.54 m/s在5m/s30m/s之间，故带速合适。 3）计算大带轮基准直径 1002.8=280 取=280（4）确定V带的中心距a和基准长度 1)初定中心距=4562)计算带所需的基准长度 = +(100+280) + =1527选取带的基准长度=16003）计算实际中心距 =456+=492.5 中心距变动范围：492.5-0.0151600 = 468.50 492.5+0.031600 = 540.50 （5）验算小带轮上的包角=180-（280-100）=159.06 90（6）计算带的根数z1）计算单根V带的额定功率由100和1440r/min查得 P=1.32据=1440r/min，=2.800 和A型带，查得 P=0.17查得=0.95，=0.99，于是： =(+) =(1.32+0.17)0.990.95 =1.40 2）计算V带根数z =2.39 故取3 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 =126.43 N应使实际拉力大于（8）计算压轴力压轴力的最小值为： = =23 126.43 =745.95 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492.5小带轮直径100包角159.06 大带轮直径280带长1600带的根数3初拉力126.43 N带速7.54 m/s压轴力745.95 N3.4 带轮的结构设计小带轮的结构设计d=28 因为小带轮直径=100300因此小带轮结构选择为实心式。因此V带尺寸如下：d1=1.8d=1.828=50.4L=1.6d=1.628=44.8B=(z-1)e+2f=(3-1)15+29=48da=+2ha=100+22.75=105.5大带轮的结构设计d=25 因为大带轮直径=280因此大带轮结构选择为轮辐式。因此V带尺寸如下：d1=1.8d=1.825=45L=1.6d=1.625=40B=(z-1)e+2f=(3-1)15+29=48da=+2ha=280+22.75=285.5第四章 齿轮传动的设计计算 选用斜齿圆柱齿轮，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。初选齿轮1齿数20，齿轮2齿数95，初选螺旋角14。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1端面重合度，查得0.75，0.89，则1.64齿轮副传动比，=4.712 区域系数，查得2.433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1班制，一年工作255天，工作5年）514.286 1825553.15 =0.67 查得接触疲劳寿命系数0.93，0.95取失效概率为，安全系数1，得：=558=522.5则许用接触应力= =540.25有=45.43 圆周速度=1.22 齿宽145.43 =45.43 模数=2.20 2.252.20 =4.96 =9.16 纵向重合度0.318120tan14=1.59 计算载荷系数：已知使用系数1.25；根据1.22 ，8级精度，查得动载系数1.04；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1.3；查得齿间载荷分配系数1.2；故载荷系数1.251.041.21.42 =2.21 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 45.43 =50.61 计算模数：=2.46 按齿根弯曲强度：计算载荷系数1.251.041.21.3=2.03 根据纵向重合度1.59 ，查得螺旋角影响系数0.88计算当量齿数=21.89 =103.99 查取齿形系数：查得2.72 ，2.18 查取应力校正系数： 1.57，1.79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0.93，0.95计算弯曲疲劳使用应力：取弯曲疲劳安全系数1.4，得=332.14 =257.86 计算齿轮的并加以比较=0.0129 =0.0152 齿轮2的数值大则有：=1.62 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取模数2，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50.61 来计算应有的齿数。则有：25取25，则4.712 25=117.81 118 实际传动比i=4.72 齿轮传动比差值为= 100%=0.16%几何尺寸计算计算中心距：=147.38 将中心距圆整为148mm。按圆整后的中心距修正螺旋角：=14.94 因值改变不多，故参数、等不必修正。计算齿轮分度圆直径：=51.75 =244.25 计算齿轮1宽度：151.75 =51.75 圆整后取60。齿轮2宽度55。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 amm148传动比 i 4.71 模数 mnmm2螺旋角 14.94 端面压力角a20啮合角 a20齿数 z 25118分度圆直径dmm51.75 244.25 齿顶圆直径damm55.75 248.25 齿根圆直径dfmm46.75 239.25 齿宽 bmm6055螺旋角方向 右旋左旋材料 40Cr(调质)45 钢(调质)齿面硬度 HBS280HBS240HBS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=19.63 轴110=32.47 （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21.00 轴35.71 将各轴的最小直径分别圆整为：=25，=40。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=25。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=31。d13：安装滚动轴承处轴段，d13较d12大1-5mm，选取轴承型号为角接触球轴承7207C，根据轴承内圈尺寸取d13=35。d14：过渡轴段，考虑轴承安装的要求，根据轴承安装选择d14=42。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=55.75 。d16：过渡轴段，要求与d14轴段相同，d16=d14=42。d17：滚动轴承轴段，d17=d13=35。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=40。l12：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l12=65.6l13：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l13=30l14：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=60l16：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=32图5.2高速轴的尺寸图表5.1高速轴各段尺寸直径d11d12d13d14d15d16d172531354255.75 4235长度l11l12l13l14l15l16l174065.630106010325.2.2 高速轴的校核已知条件：高速轴传递的扭矩=54.26 ，转速=514.29 ，齿轮的螺旋角=14.94 ，小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径=51.75 。齿轮1的作用力圆周力 =2096.95 径向力2096.95 =789.91 轴向力2096.95 tan20=763.23 齿轮2的作用力与齿轮1的作用力大小相等，方向相反。（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=745.95 如高速轴结构图所示 =92.1 =63.5 =63.5=736.46 =745.95 -736.46 -789.91 =-780.42 式中负号表示与图中所示力的方向相反，以下同。在垂直平面上为=1048.48 2096.95 -1048.48 =1048.48 轴承1的总支承反力为=1281.28 轴承2的总支承反力为=1307.04 （3）弯矩计算在水平面上a-a剖面右侧-780.42 63.50 =-49556.98 a-a剖面左侧-49556.98 -763.23 =-69304.84 b-b剖面为-745.95 92.10 =-68702.24 在垂直面上为-1048.48 63.50 =96103.19 合成弯矩a-a剖面左侧=96103.19 合成弯矩a-a剖面右侧=82997.33 合成弯矩b-b剖面=68702.24 （4）画出弯矩图如下图所示（5）转矩和转矩图54256.81 齿轮轴和b-b处弯矩较大，且该点轴颈较小，故b-b剖面为危险剖面。其抗弯截面系数为=4207.11 抗扭截面系数为=8414.22 最大弯曲应力为=16.33 扭剪应力为=6.45 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=18.07 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=50，选取轴承型号为角接触球轴承7210C。d22：轴环，根据齿轮以及轴承的定位要求d22=57。d23：齿轮处轴段，d23=52。d24：滚动轴承处轴段d24=50。d25：密封处轴段，根据密封圈的标准（毡圈密封）确定，d25=48。d26：轴3的最小直径，d26=d2min=40。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=35。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=53l24：根据箱体的结构和大齿轮的宽度以及轴承型号确定，取l24=47.5l25：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l25=57.6l26：，根据减速器的具体规格确定取l26=84图5.4低速轴的尺寸图表5.2低速轴各段尺寸直径d21d22d23d24d25d26505752504840长度l21l22l23l24l25l263512.55347.557.6845.2.4 低速轴的校核齿轮2的作用力与齿轮1的作用力大小相等，方向相反。圆周力2096.95 径向力789.91 轴向力763.23 （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 =109.6 =64 =64=333.25 789.91 -333.25 =456.67 在垂直平面上为=1048.48 2096.95 -1048.48 =1048.48 轴承A、B的总支承反力为=1100.16 =1143.61 （3）弯矩计算在水平面上a-a剖面左侧333.25 64=21327.69 在水平面上a-a剖面右侧1143.61 64=29226.84 在垂直面上a-a剖面为1048.48 64=67102.48 合成弯矩，a-a剖面左侧=70410.32 合成弯矩，a-a剖面右侧=73191.20 （4）画出弯矩图如下图所示（5）转矩和转矩图245528.54 因a-a剖面右侧弯矩较大，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=16,=5。其抗弯截面系数为- =10645.63 抗扭截面系数为- =22911.25 最大弯曲应力为=6.88 扭剪应力为=10.72 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=14.58 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1.42 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31 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角接触球轴承。轴选轴承为：7207C； 轴选轴承为：7210C； 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C0r7207C357217426530.5207210C509020578342.8325.5.2轴承的校核高速轴承查滚动轴承样本可知，轴承7207C的基本额定动载荷Cr=30.5kN，基本额定静载荷Cr0=20kN。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=1100.16 NB点总支反力=1143.61 N。2.求两轴承的轴向力根据轴承型号初选e=0.4，因此可估算512.51 N522.82 N外部轴向力763.23 N因此1286.05 N522.82 N计算当量动载荷=0.0643 =0.0261 利用插值法得0.436,0.398。再计算：3.求轴承的当量动载荷P1.0037 0.4000 利用插值法得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1 X1=0.44,Y1=1.29对轴承2 X2=0.44,Y2=1.42根据工况，查得载荷系数fP=1.2。P1=fP（X1Fr1+Y1Fa1）=2667.32 NP2=fP（X2Fr2+Y2Fa2）=1581.00 N4.验算轴承寿命因P1P2，故只需验算1轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为5（年）255（天）8（小时）=10200h。=48453 h10200h 轴承具有足够寿命。低速轴承查滚动轴承样本可知，轴承7210C的基本额定动载荷Cr=42.8kN，基本额定静载荷Cr0=32kN。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A点总支反力=1013.99 NB点总支反力=1342.82 N。2.求两轴承的轴向力Fa轴承派生轴向力Fd=efr 其中，e为判断系数，其值由的大小确定，由于现轴向力Fa未知，故先初选e=0.4，因此可估算405.60 N537.13 N轴向力536.2777201N因此1073.41 N537.13 N=0.0335 =0.0168 利用插值法得0.406 ,0.383 。再计算：411.68 N514.30 N1050.58 N514.30 N=0.0328 =0.0161 两次计算的值相差不大，因此确定0.406 ,0.383 ，1050.58 N，514.30 N。3.求轴承的当量动载荷P1.0361 0.3830 =利用插值法得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1 X1=0.44,Y1=1.3866对轴承2 X2=1,Y2=0根据工况，查得载荷系数fP=1.2。P1=fP（X1Fr1+Y1Fa1）=2283.47 NP2=fP（X2Fr2+Y2Fa2）=1611.39 N4.验算轴承寿命因P1P2，故只需验算1轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为5（年）255（天）8（小时）=10200h。=1005618 h10200h 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型键槽、40 、 84从动端：J1型轴孔、A型键槽、40、84 J4084选取的联轴器为：TL7 GB/T4323 J14084联轴器所传递的转矩T=243.073 ，查得工况系数KA=1.3，联轴器承受的转矩为316.00 查得该联轴器的公称转矩为500，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A834 GB/T1096键的工作长度为l=L-b=34-8=26，轮毂键槽的接触高度为k=h/2=3.5，根据齿轮材料为钢，载荷有轻微冲击，查得150MPa，则其挤压强度59.62 MPa150MPa满足强度要求。低速轴齿轮处键选择的型号为键A1649 GB/T1096键的工作长度为l=L-b=49-16=33，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57.23 MPa150MPa满足强度要求。低速轴端联轴器键选择的型号为键A1278 GB/T1096键的工作长度为l=L-b=78-12=66，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46.50 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，是支承和固定轴系部件、保证传动零件正确相对位置并承受作用在减速器上载荷的重要零件。箱体一般还兼作润滑油的油箱。机体结构尺寸，主要根据地脚螺栓的尺寸，再通过地板固定，而地脚螺尺寸又要根据两齿轮的中心距a来确定。设计减速器的具体结构尺寸如下表：表6.1 箱体的结构设计名称符号计算公式结果箱体壁厚=0.025+188箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径20地脚螺钉数目4轴承旁联接螺栓直径16机盖与机座联接螺栓直径=（0.