带传动中高级齿轮传动的设计.doc

毕业设计（论文）内容与要求： 本设计主要是应用极为广泛和特别重要的一种机械传动形式，来实现在空间的任 意轴之间传递运动和动力，目前齿轮传动装置正逐步向小型化，高速化，低噪声，高 可靠性和硬齿面技术方向发展，齿轮传动具有传动平稳可靠，传动效率高（一般可以 达到 94%以上，精度较高的圆柱齿轮副可以达到 99%），传递功率范围广（可以从仪表 中齿轮微小功率的传动到大型动力机械几万千瓦功率的传动）速度范围广（齿轮的圆 周速度可以从 0.1m/s 到 200m/s 或更高，转速可以从 1r/min 到 20000r/min 或更高）， 结构紧凑，维护方便等优点。因此它在各种机械设备和仪器仪表应用广泛。 摘 要 齿轮传动是应用极为广泛和特别重要的一种机械传动形式，它可以用来在空间的 任意轴之间传递运动和动力，目前齿轮传动装置正逐步向小型化，高速化，低噪声， 高可靠性和硬齿面技术方向发展，齿轮传动具有传动平稳可靠，传动效率高（一般可 以达到 94%以上，精度较高的圆柱齿轮副可以达到 99%），传递功率范围广（可以从仪 表中齿轮微小功率的传动到大型动力机械几万千瓦功率的传动）速度范围广（齿轮的 圆周速度可以从 0.1m/s 到 200m/s 或更高，转速可以从 1r/min 到 20000r/min 或更高） ，结构紧凑，维护方便等优点。因此它在各种机械设备和仪器仪表应用广泛。 关键词：关键词：键；轴；啮合 ；直齿圆柱齿轮；减速器 ABSTRACT The gear drive is the application is extremely widespread and the specially important one mechanical drive form, it may use for between the spatial random axis to transmit the movement and the power, at present the tooth gear gradually to the miniaturization, the high speed, the low noise, the redundant reliability and the hard tooth face technology direction develops, the gear drive has the transmission steadily reliable, the transmission efficiency high (may achieve above generally 94%, precision high cylindrical gears vice-may achieve 99%), the transmission power range broad (may to large-scale power generator tens of thousands kilowatt power transmissions the speed range broad (gears circumferential velociy be possible or is higher from measuring appliance intermediate gear small power transmission) from 0.1m/s to 200m/s, the rotational speed may from 1r/min to 20000r/min or higher), the structure is compact, maintains merits and so on convenience. Therefore it is widespread in each kind of mechanical device and the instruments and meters application. Keyword: Key; Axis; Meshing; Straight spur gear; Reduction gear 目 录 引引 言言 .1 1 第一章第一章 传动方案拟定传动方案拟定 .2 2 11 工作条件：.2 12 原始数据：.2 第二章第二章 电动机选择电动机选择 .3 3 21 电动机类型的选择：.3 22 电动机功率选择：.3 23 确定电动机转速：.3 24 确定电动机型号.4 第三章第三章 计算总传动比及分配各级的传动比计算总传动比及分配各级的传动比 .5 5 31 总传动比：.5 32 分配各级传动比：.5 第四章第四章 运动参数及动力参数计算运动参数及动力参数计算 .6 6 41 计算各轴转速（R/MIN）.6 42 计算各轴的功率（KW）.6 43 计算各轴扭矩（NMM） .6 第五章第五章 传动零件和齿轮的设计计算传动零件和齿轮的设计计算 .7 7 51 皮带轮传动的设计计算.7 52 齿轮传动的设计计算.8 第六章第六章 轴的设计计算轴的设计计算 .1212 61 按扭矩初算轴径（输入轴）.12 62 轴的结构设计（输入轴）.12 63 按扭矩初算轴径（输出轴）.14 64 轴的结构设计（输出轴）.14 第七章第七章 滚动轴承的选择及校核计算滚动轴承的选择及校核计算 .1616 71 计算输入轴承.16 72 计算输出轴承.17 第八章第八章 键联接的选择及校核计算键联接的选择及校核计算 .1919 81 判断轴与齿轮连接类型.19 82 输入轴与齿轮联接采用平键联接.19 83 输出轴与齿轮 2 联接用平键联接.19 结结 论论 .2323 致谢致谢 .2424 参考文献参考文献 .2525 第 1 页 引 言 齿轮传动是应用极为广泛和特别重要的一种机械传动形式，它可以用来在空间的 任意轴之间传递运动和动力，目前齿轮传动装置正逐步向小型化，高速化，低噪声， 高可靠性和硬齿面技术方向发展，齿轮传动具有传动平稳可靠，传动效率高（一般可 以达到 94%以上，精度较高的圆柱齿轮副可以达到 99%） ，传递功率范围广（可以从仪 表中齿轮微小功率的传动到大型动力机械几万千瓦功率的传动）速度范围广（齿轮的 圆周速度可以从 0.1m/s 到 200m/s 或更高，转速可以从 1r/min 到 20000r/min 或更高） ， 结构紧凑，维护方便等优点。因此，它在各种机械设备和仪器仪表中被广泛使用，本 课题就是齿轮传动的一个典型应用。带式传送机高级齿轮传动设计的优点： 1.承载能力高，尺寸紧凑。 2.传动效率高，一对润滑加工良好的圆柱齿轮传动，效率可达 99%。 3.使用寿命长，可靠性高。 4.理论上可以保持瞬时传动比恒定。 5.适用范围广，传递功率和圆周速度范围很大。 第 2 页 第一章 传动方案拟定 设计单级圆柱齿轮和一级带传动 11 工作条件： 使用年限 8 年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。 12 原始数据： 滚筒圆周力 F=1000N；带速 V=2.0m/s；滚筒直径 D=500mm；滚筒长度 L=500mm。 第 3 页 第二章 电动机选择 21 电动机类型的选择： Y 系列三相异步电动机 22 电动机功率选择： 1传动装置的总功率： 总=带2轴承齿轮联轴器滚筒 =0.960.9820.970.990.96 =0.85 2电机所需的工作功率： P工作=FV/1000总 =10002/10000.8412 =2.4KW 23 确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： n筒=601000V/D =6010002.0/50 =76.43r/min 按手册推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围 I a=36。取 V 带传动比 I1=24，则总传动比理时范围为 Ia=624。故电动机转速的 可选范围为 nd=Ian n筒=（624）76.43=4591834r/min 符合这一范围的同步转速有 750、1000、和 1500r/min。 根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比 方案：如指导书 P15 页第一表。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传 第 4 页 动、减速器的传动比，可见第 2 方案比较适合，则选 n=1000r/min 。 24 确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为 Y132S-6。 其主要性能：额定功率：3KW，满载转速 960r/min，额定转矩 2.0。质量 63kg。 第 5 页 第三章 计算总传动比及分配各级的传动比 31 总传动比： i总=n电动/n筒=960/76.4=12.57 32 分配各级传动比： 1.据指导书 P7 表 1，取齿轮 i齿轮=6（单级减速器 i=36 合理） 2i总=i齿轮I 带 i带=i总/i齿轮=12.57/6=2.095 第 6 页 第四章 运动参数及动力参数计算 41 计算各轴转速（r/min） nI=n 电机=960r/min，nII=nI/i带=960/2.095=458.2(r/min) nIII=nII/i齿轮=458.2/6=76.4(r/min) 42 计算各轴的功率（KW） PI=P工作=2.4KW，PII=PI带=2.40.96=2.304KW PIII=PII轴承齿轮=2.3040.980.96 =2.168KW 43 计算各轴扭矩（Nmm） TI=9.55106PI/nI=9.551062.4/960 =23875Nmm TII=9.55106PII/nII =9.551062.304/458.2 =48020.9Nmm TIII=9.55106PIII/nIII=9.551062.168/76.4 =271000Nmm 第 7 页 第五章 传动零件和齿轮的设计计算 51 皮带轮传动的设计计算 1选择普通 V 带截型 kA=1.2，PC=KAP=1.23=3.9KW 选用 A 型 V 带 2确定带轮基准直径，并验算带速 由课本推荐的小带轮基准直径为：75100mm 则取 dd1=100mmdmin=75 dd2=n1/n2dd1=960/458.2100=209.5mm 由课本 P74 表 5-4，取 dd2=200mm 实际从动轮转速 n2=n1dd1/dd2=960100/200 =480r/min 转速误差为：n2-n2/n2=458.2-480/458.2 =-0.0481200（适用） 5确定带的根数 根据课本表 P1=0.95KW 根据课本表P1=0.11KW 根据课本表 K=0.96 根据课本表 KL=0.96 由课本得 Z=PC/P=PC/(P1+P1)KKL =3.9/(0.95+0.11) 0.960.96 =3.99 6计算轴上压力 由表查得 q=0.1kg/m，由式（5-18）单根 V 带的初拉力： F0=500PC/ZV（2.5/K-1）+qV2 =5003.9/45.03(2.5/0.96-1)+0.15.032N =158.01N 则作用在轴承的压力 FQ，由课本 P87 式（5-19） FQ=2ZF0sin1/2=24158.01sin167.6/2 =1256.7N 52 齿轮传动的设计计算 1选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用 40Cr 调质，齿面硬 第 9 页 度为 240260HBS。大齿轮选用 45 钢，调质，齿面硬度 220HBS；根据课本 P139 表 6- 12 选 7 级精度。齿面精糙度 Ra1.63.2m 2按齿面接触疲劳强度设计 由 d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3 ，由式（6-15） 确定有关参数如下：传动比 i齿=6 取小齿轮齿数 Z1=20。则大齿轮齿数： Z2=iZ1=620=120，实际传动比 I0=120/2=60，传动比误差：i-i0/I=6-6/6=0%2.5% 可 用齿数比：u=i0=6，由课本 P138 表 6-10 取 d=0.9 3转矩 T1 T1=9.55106P/n1=9.551062.4/458.2 =50021.8Nmm 4载荷系数 k 由表 6-7 取 k=1 5许用接触应力H H= HlimZNT/SH 由课本 P134 图 6-33 查得： HlimZ1=570Mpa HlimZ2=350Mpa 计算应力循环次数 NL NL1=60n1rth=60458.21(163658) =1.28109 NL2=NL1/i=1.28109/6=2.14108 由课本查得接触疲劳的寿命系数： ZNT1=0.92 ZNT2=0.98 通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数 SH=1.0 H1=Hlim1ZNT1/SH=5700.92/1.0Mpa =524.4Mpa H2=Hlim2ZNT2/SH=3500.98/1.0Mpa =343Mpa 故得： d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3 =76.43150021.8(6+1)/0.9634321/3mm =48.97mm 第 10 页 模数：m=d1/Z1=48.97/20=2.45mm 根据课本 P107 表 6-1 取标准模数：m=2.5mm 6校核齿根弯曲疲劳强度 式 F=(2kT1/bm2Z1)YFaYSaH确定有关参数和系数 分度圆直径：d1=mZ1=2.520mm=50mm，d2=mZ2=2.5120mm=300mm 齿宽：b=dd1=0.950mm=45mm，取 b=45mm b1=50mm 7齿形系数 YFa和应力修正系数 YSa 根据齿数 Z1=20,Z2=120 由表 6-9 相得 YFa1=2.80 YSa1=1.55 YFa2=2.14 YSa2=1.83 8许用弯曲应力F 式： F= Flim YSTYNT/SF 查得： Flim1=290Mpa Flim2 =210Mpa 查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9 试验齿轮的应力修正系数 YST=2 按一般可靠度选取安全系数 SF=1.25 计算两轮的许用弯曲应力 F1=Flim1 YSTYNT1/SF=29020.88/1.25Mpa =408.32Mpa F2=Flim2 YSTYNT2/SF =21020.9/1.25Mpa =302.4Mpa 将求得的各参数代入式（6-49） F1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1 =(2150021.8/452.5220) 2.801.55Mpa =77.2Mpa F1 F2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1 =(2150021.8/452.52120) 2.141.83Mpa =11.6Mpa F2 故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 第 11 页 9计算齿轮传动的中心矩 a a=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm 10计算齿轮的圆周速度 V V=d1n1/601000=3.1450458.2/601000 =1.2m/s 第 12 页 第六章 轴的设计计算 61 按扭矩初算轴径（输入轴） 选用 45#调质，硬度 217255HBS，根据课本 P235（10-2）式，并查表 10-2，取 c=115，d115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm，考虑有键槽，将直径增大 5%，则 d=19.7(1+5%)mm=20.69 选 d=22mm 62 轴的结构设计（输入轴） 1轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴 肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大 筒定位，则采用过渡配合固定 2确定轴各段直径和长度 工段：d1=22mm 长度取 L1=50mm h=2c c=1.5mm II 段:d2=d1+2h=22+221.5=28mm d2=28mm 初选用 7206c 型角接触球轴承，其内径为 30mm,宽度为 16mm. 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为 20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩 离而定，为此，取该段长为 55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小 2mm,故 II 段长： L2=（2+20+16+55）=93mm III 段直径 d3=35mm L3=L1-L=50-2=48mm 段直径 d4=45mm 由手册得：c=1.5 h=2c=21.5=3mm d4=d3+2h=35+23=41mm 长度与右面的套筒相同，即 L4=20mm 但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手 第 13 页 册得安装尺寸 h=3.该段直径应取：（30+32）=36mm，因此将段设计成阶梯形，左 段直径为 36mm 段直径 d5=30mm. 长度 L5=19mm。由上述轴各段长度可算得轴支承 跨距 L=100mm 3按弯矩复合强度计算 (1)求分度圆直径：已知 d1=50mm (2)求转矩：已知 T2=50021.8Nmm (3)求圆周力：Ft 根据课本得 Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N (4)求径向力 Fr 根据课本得 Fr=Fttan=1000.436tan200=364.1N (5)因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mma 轴承支反力： FAY=FBY=Fr/2=182.05N FAZ=FBZ=Ft/2=500.2N 由两边对称，知截面 C 的弯矩也对称。截面 C 在垂直面弯矩为 MC1=FAyL/2=182.0550=9.1Nm 截面 C 在水平面上弯矩为： MC2=FAZL/2=500.250=25Nm MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6Nm 转矩：T=9.55（P2/n2）106=48Nm 转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取 =1，截面 C 处的当量弯矩： Mec=MC2+(T)21/2 =26.62+(148)21/2=54.88Nm G.校核危险截面 C 的强度 由式（6-3） e=Mec/0.1d33=99.6/0.1413 =14.5MPa -1b=60MPa 该轴强度足够。 第 14 页 63 按扭矩初算轴径（输出轴） 选用 45#调质钢，硬度（217255HBS） ，根据课本 P235 页式（10-2） ，表（10-2） 取 c=115，dc(P3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm，取 d=35mm 64 轴的结构设计（输出轴） 1轴的零件定位，固定和装配 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面 用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承 肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入， 齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。 2确定轴的各段直径和长度 初选 7207c 型角接球轴承，其内径为 35mm，宽度为 17mm。考虑齿轮端面和箱体 内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为 20mm，则该段长 41mm，安装 齿轮段长度为轮毂宽度为 2mm。 3按弯扭复合强度计算 （1） 求分度圆直径：已知 d2=300mm （2）求转矩：已知 T3=271Nm （3）求圆周力 Ft：根据课本 P127（6-34）式得 Ft=2T3/d2=2271103/300=1806.7N （4）求径向力 Fr 根据课本 P127（6-35）式得 Fr=Fttan=1806.70.36379=657.2N （5）两轴承对称 LA=LB=49mm (6)求支反力 FAX、FBY、FAZ、FBZ FAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6N FAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N 4由两边对称，书籍截 C 的弯矩也对称 截面 C 在垂直面弯矩为 MC1=FAYL/2=328.649=16.1Nm 第 15 页 5截面 C 在水平面弯矩为 MC2=FAZL/2=903.3549=44.26Nm 6计算合成弯矩 MC=（MC12+MC22）1/2 =（16.12+44.262）1/2 =47.1Nm 7计算当量弯矩：根据课本 P235 得 =1 Mec=MC2+(T)21/2=47.12+(1271)21/2 =275.06Nm 8校核危险截面 C 的强度 由式（10-3） e=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1453) =1.36Mpa-1b=60Mpa 此轴强度足够 第 16 页 第七章 滚动轴承的选择及校核计算 根据根据条件，轴承预计寿命 163658=48720 小时 71 计算输入轴承 1已知 n=458.2r/min，两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N，初先两轴承为角接触 球轴承 7206AC 型，根据课本得轴承内部轴向力，FS=0.63FR，FS1=FS2=0.63FR1=315.1N 2 FS1+Fa=FS2 Fa=0 故任意取一端为压紧端，现取 1 端为压紧端 FA1=FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N 3求系数 x、y FA1/FR1=31