一级直齿带传动2

1、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 .8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

2、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 .185.2.4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 .245.6联轴器的选择及校核 .245.7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 .30设计原始数据参数符号单位数值工作装置直径DMM430工作装置速度Vm/s1.1工作装置所受拉力FN2700第一章传

3、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

4、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。选择电动机的容量电动机所需的功率为pdpwFvkWaa由电动机到工作机的传动总效率为2a12345式中1 、2 、3 、 4 、 5 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10.96 （带传动）， 2 0.99 （深沟球轴承）， 3 0.97 （齿轮精度为 8 级）， 40.99（弹性联轴器）， 5 0.97（工作机效率，已知），则：25

5、=0.876a1234所以pdFv=3.389kWa根据机械设计手册可选额定功率为4kW的电动机。确定电动机转速工作机轴转速为n 60 1000v =48.86 r/ minD取 V 带传动的传动比 i12 4 ，一级圆柱齿轮减速器传动比i 23 5 ，则从电动机到工作机轴的总传动比合理围为ia6 20 。故电动机转速的可选围为ndia n(6 20)48.86 =293977 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 Y160M1-8，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

6、电动机型额 定 功电动机转速r/min电 动 机传动装置的传动比号率 kw满载转速满载电流重量kg总传动比V 带减速器Y160M1-847208.7747.0014.744.00 3.68电动机型号为Y160M1-8，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HL× HDA× BKD× EF× G1606053852542101542×11012×37××2.1.4计算各轴转速轴n1nd180.00r / mini0

7、轴n2n148.86 r / mini1工作机轴n3 n248.86r / min计算各轴输入功率、输出功率各轴输入功率轴P1 = Pd1 =3.25 KW轴P2= P12 3 =3.12 KW工作机轴P3P2 2 4 =3.06 KW各轴输出功率轴P1 =P12 =3.22 KW轴P2 =P22 =3.09 KW工作机轴P3 = P3 2 =3.03 KW计算各轴的输入、输出转矩电动机的输出转矩 Td 为Td 9.55 106 pd44.95 N mnd轴输入转矩 T19.556p1172.60N m10n1轴输入转矩 T29.55106p2610.65Nmn2工作机轴输入转矩 T39.55

8、106p3598.50N mn3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（N·m）转速 n传动比效率输入输出输入输出r/mini电动机轴3.3944.95720.004.000.96轴3.253.22172.60170.87180.003.680.96轴3.123.09610.65604.5448.863.063.03598.50592.5148.861.000.98工作机轴第三章带传动的设计计算3.1 已知条件和设计容设计 V 带传动时的已知条件

9、包括： 带传动的工件条件； 传动位置与总体尺寸限制；所需传递的额定功率 P；小带轮转速 n1 ；大带轮带轮转速 n2 与传动比 i 。3.2 设计步骤（1）确定计算功率 pca查得工作情况系数KA=1.1 。故有：pca = K A Pd3.73 kW（2）选择 V 带带型据 pca 和 n 选用 A 带。（3）确定带轮的基准直径dd 并验算带速1 ）初选小带轮的基准直径 dd ，取小带轮直径 dd1 =140mm。2 ）验算带速 v，有：vd d1nd601000=5.28 m/s因为 5.28 m/s在 5m/s30m/s 之间，故带速合适。3 ）计算大带轮基准直径 dd 2dd 2 i

10、dd1 560mm 取 dd 2 =560mm （4）确定 V 带的中心距 a 和基准长度 Ld1) 初定中心距 a 0 =840mm2) 计算带所需的基准长度L d 0 2a0(dd 1(d d1 d d 2 )2d d 2 )24a0=2832mm选取带的基准长度Ld =2800mm3）计算实际中心距LdLd 0824ma a02中心局变动围： amina0.015Ld782.00 mmamaxa0.03Ld908.00 mm（5）验算小带轮上的包角18057.3150.79 >90( dd 2 dd 1 )a（6）计算带的根数 z1）计算单根 V 带的额定功率 Pr由 d d 11

11、40mm和 n0720r/min 查得P0 =1.37KW据 n 0 =720r/min ，i=4.00和 A 型带，查得P0 =0.11KW查得 K=0.92 ， K L =1.11 ，于是：Pr =( P0 + P0 )K LK=1.51 KW2）计算 V 带根数 zpcaZ2.47Pr故取 2.00根。（7）计算单根 V 带的初拉力最小值 (F0 ) min查得 A 型带的单位长质量q=0.1kg/m 。所以( F 0) min 500(2.5K) Pcaqv2Kzv=306.02 N应使实际拉力 F0 大于 (F0 )min（8）计算压轴力 Fp压轴力的最小值为：a( Fp )m in

12、 = 2z( F0 )min sin=1184.54 N3.3 带传动的计算结果2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824mm小带轮直径140mm包角150.79大带轮直径560mm带长2800mm带的根数2初拉力306.02 N带速5.28 m/s压轴力1184.54 N3.4 带轮的结构设计小带轮的结构设计d=42mm因为小带轮直径 dd1 =140mm<300mm因此小带轮结构选择为实心式。因此 V 带尺寸如下：d1=1.8d=1.8 ×42=75.6mmL=1.6d=1.6 ×42=67.2mmB=(z-1)e+2

13、f=(2-1)×15+2×9=33mmda= dd 1 +2ha=140+2×2.75=145.5mm大带轮的结构设计d=35mm因为大带轮直径 dd 2 =560mm因此大带轮结构选择为轮辐式。因此 V 带尺寸如下：d1=1.8d=1.8 ×35=63mmL=1.6d=1.6 ×35=56mmB=(z-1)e+2f=(2-1)×15+2×9=33mmda= dd 1 +2ha=560+2×2.75=565.5mm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

14、 2材料为 45 钢（调质）硬度为 240HBS。齿轮 1 齿数 20，齿轮 2 齿数 74。按齿面接触强度：齿轮 1 分度圆直径2K t T1 u12ZEd1t3uH d其中：Kt 载荷系数，选 K t1.3d 齿宽系数，取d1.2u 齿轮副传动比， u3.681ZE 材料的弹性影响系数，查得Z E189.8 MPa 2H 许用接触应力查得齿轮 1 接触疲劳强度极限H lim 1650 MPa 。查得齿轮 2 接触疲劳强度极限H lim 2600 MPa 。计算应力循环次数：（设 1 班制，一年工作300 天，工作 5 年）N 160n1 jL h60180.001 ( 1× 8&

15、#215; 300× 5 ) 1.30 108N 2N10.35108i2查得接触疲劳寿命系数 K HN 10.95， K HN 20.97取失效概率为 1%，安全系数 S 1，得：H 1K HN 1 H lim 1617.5 MPaSH 2KHN2H lim 2582 MPaS带入较小的H有2K t T1 u12d1tZE3uH d68.09mm圆周速度vd1t n10.64m/s601000齿宽bd d1t81.71mm模数d1tmnt3.40 mmz1h2.25mnt7.66mmb/h10.67计算载荷系数 K ：已知使用系数 K A1；根据 v0.64m/ s ，8 级精度，

16、查得动载系数K v1.05；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K H1.43 ；查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数K F1.35；查得齿间载荷分配系数K HK F1；故载荷系数KK A Kv K H K H1.50按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d1 d1t 3Kmm71.37K t计算模数 mn ：d13.57 mmmnz1按齿根弯曲强度：2KT1 YFa YSamn 32d z1F计算载荷系数K K A K vK F K F1.42查取齿形系数：查得 YFa12.80， YFa 22.24查取应力校正系数： YSa11.55， YSa

17、21.758查得齿轮 1 弯曲疲劳极限查得齿轮 2 弯曲疲劳极限FE 1FE 2500 MPa380 MPa取弯曲疲劳寿命系数 K FN 10.95， K FN 2 0.97计算弯曲疲劳使用应力：取弯曲疲劳安全系数S1，得F 1K FN1FE 1475MPaSF 2KFN2FE 2368.6MPaS计算齿轮 1 的 YFa YSa 并加以比较FYFa 1YSa1F10.0091YFa 2 YSa2F20.0107齿轮 2 的数值大则有：mn32KT1YFa YSa22.22 mmd z1F对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取模数mn2.5

18、0mm ，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d168.09mm 来计算应有的齿数。则有：z1d128.55 29mn取 z129，则 z2 106.84 107计算齿轮分度圆直径：d1z1mn72.5 mmd2z2 mn267.5 mm几何尺寸计算计算中心距：d1d2170 mma2=计算齿轮 1 宽度：b1 d d1 85mm齿轮 2宽度B290 mm 。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amm170传动比i3.68模数mnmm2.5端面压力角a°20啮合角a°20齿数z29107分度圆直径dmm72.5026

19、7.50齿顶圆直径damm77.50272.50齿根圆直径dfmm66.25261.25齿宽bmm9085材料40Cr（调质）45 钢（调质）齿面硬度HBS280240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dmin A3P mm 。算出轴径时， 若最小直径轴段开有键槽， 还要考虑键槽对n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 d1A3P128.87mmn1轴 d2A3P24

20、3.99mmn2（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 d1mind1(17%)30.89mm轴 d 2mind2(110%)48.39mm将各轴的最小直径分别圆整为：d1=35mm，d2=50mm。5.2 轴的结构设计及校核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=d1min=35mm。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=38mm。d13：滚动轴承处轴段， d13=40mm，选取轴承型号为深沟球轴承6008。d14：

21、过渡轴段，考虑轴承安装的要求，根据轴承安装选择d14=46。d15：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。所以轴和齿轮的热处理工艺相同，均为45 钢，调质处理。d16：过渡轴段，要求与d14 轴段相同， d16=d14=46mm。d17：滚动轴承轴段， d17=40mm。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=66mm。l12：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l12=54.6mml13：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l13=13mml14：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取l14=20mml15：由小齿轮的宽度确定，取 l15=90mml

22、16：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取l16=20mml17：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l17=15mm图 5.2 高速轴的尺寸图表 5.1高速轴各段尺寸直径d11d12d13d14d15d16d17mm3538404677.504640长度l11l12l13l14l15l16l17mm6654.61320902015高速轴的校核轴支撑跨距 L=145mm， K=94.1mm，齿轮螺旋角 =0.00 °。1. 小齿轮分度圆直径 d1=72.5mm2. 齿轮所受扭矩 : T1 172599.00 N mm3. 齿轮作用力：Ft2T1d14761.35 N圆周力：FrFt t

23、anncos1732.99 N径向力：轴向力： F Ft tan= 0N4. 垂直面支撑反力FrL - Fad1FAy2L2 866.50 NFByFr- FAy866.50 N5. 水平面支撑反力FAzFBz1Ft 2380.68 N26. 计算力 F3Fr L2F16K 2257.18 N2KL7.F 在支点产生的反力FAy'FK166.90 NLFBy'FFAy'424.08 N8. 绘制垂直弯矩图M yFByLNm62820.902M ' yFAyLNm62820.9029. 求 MAzM AzFAzLN m172599.00210. 求 F 产生的弯矩

24、LM B yFB'y30745.56N m2LM A FFAy12100.20N m211. 合成弯矩M AM y2M Az2M AF195776.21 N mM 'M ' 2y M Az2M AF195776.21N m12. 求轴传递的转矩d1TFt172599.00N mm213. 求危险截面的当量弯矩取0.6 ，查得，。-160MPa d=72.5mmM eM A2( T)2221478.84N meM e5.81 MPa0.1d 3e -160MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算e 时，忽略单键槽的影响）高速轴弯扭受力图低速轴的结构设计低速轴

25、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=55mm，选取轴承型号为深沟球轴承6011。d22：轴环，根据齿轮以及轴承的定位要求d22=62mm。d23：齿轮处轴段， d23=57。d24：滚动轴承处轴段d24=55mm。d25：密封处轴段，根据密封圈的标准（毡圈密封）确定，d25=53mm。d26：轴 3 的最小直径， d26=d2min=51mm。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=18mm。l22：根据箱体的结构和大齿轮的宽度确定，取l22=22.5mml23：大齿轮宽度，取 l23=83mml24：根据箱

26、体的结构和大齿轮的宽度以及轴承型号确定，取l24=40.5mml25：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取l25=51.6mml26：，根据减速器的具体规格确定取 l26=82mm图 5.4 低速轴的尺寸图表 5.2低速轴各段尺寸直径d21d22d23d24d25d26mm556257555351长度l21l22l23l24l25l26mm1822.58340.551.682低速轴的校核轴支撑跨距 L=146mm， K=101.6mm，齿轮螺旋角 =0.00 °。1. 小齿轮分度圆直径 d1=267.5mm2. 齿轮所受扭矩 : T2 610649.10 N mm3. 齿轮作用力

27、：圆周力： Ft2T24565.60 Nd2FrFt tanncos1661.74 N径向力：轴向力： F Ft tan= 0N4. 垂直面支撑反力FrL - Fad2FAy2L2 830.87 NFByFr- FAy830.87 N5. 水平面支撑反力FAzFBz1Ft 2282.80 N26. 计算力 F3Fr L2F16K 2214.47 N2KL7.F 在支点产生的反力FAy'FK149.25 NLFBy'FFAy'363.71 N8. 绘制垂直弯矩图M yFByLNm60653.612M ' yFAyLNm60653.6129. 求 MAzM AzFA

28、zLN m166644.43210. 求 F 产生的弯矩MMLB yFBy26551.11N m2LA FFAy10894.96N m211. 合成弯矩M AM y2M Az2M AF188234.26NmM ' AM '2yM Az2M AF188234.26Nm12. 求轴传递的转矩d2TFt610649.10N mm213. 求危险截面的当量弯矩取0.6 ，查得，。-160MPa d=57mmM eM A2( T)2411914.28N meM e22.24 MPa0.1d 3e -160MPa故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算e 时，忽略单键槽的影响）低速轴弯扭受力图5.3 轴上零件的固定方法和紧固件（ 1）齿轮的安装高速轴的齿轮与轴设计为齿轮轴式设计， 既齿轮与轴在同一零件上， 该结构主要是当齿轮的齿顶圆直径与轴的直径相差不大是，可以做成齿轮轴。低速轴的齿轮与轴的安装方法为键连接， 考虑低速轴的直径较大， 因此齿轮与轴分开制造， 采用键连接主要是由于齿轮要承受一定的载荷， 键槽加工相对简单。（ 2）联轴器与低速轴的装配联轴器初选类型为弹性套柱销联轴器，本联轴器具有一定补偿两轴线相对偏移和减震缓冲能力， 适用于安装底座性能好， 冲