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 4计算各轴输入功率、输出功率 4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 轴的结构设计及校核 14高速轴的结构设计 145.2.2 高速轴的校

2、核 16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 23轴承的选择 23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第一章传动装置总体设计方案1.1传动方案万案传动方案已给定，外传动为V带传动，减速器为一级圆柱齿轮减速器简图如1.1所示。n 1一

3、 ri 3图1.1带式输送机传动装置简图相较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, 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 丫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

4、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, 丫型选择电动机的容量电动机所需的功率为Pd匹 FVkW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1 0.96 （带传动），20.99 （深沟球轴承），30.97 （齿轮精度为8级），4 0.99 （弹性联轴器），5 0.97 （工作机效率，已知），贝2a 12345 =0.876所以FvPd=3.389 kWa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3=48.86 r/mi

5、nD取V带传动的传动比i1 24，一级圆柱齿轮减速器传动比i2 35，则从电动机到工作机轴的总传动比合理围为ia 620。故电动机转速的可选围为ndia n (6 20) 48.86 =293 977 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 动机型号为丫160M1-8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。图2.1电动机安装参数表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Y160M1-847208.7747.0014.744.003

6、.68电动机型号为Y160M1-8主要外形尺寸见表2.2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HLX HDAX BKDX EFX G160605X 385254X 2101542 X 11012X 37计算各轴转速I轴n, 匹 180.00 r/mini°U轴n2 邑 48.86 r/mini1工作机轴门3门2 48.86 r/min计算各轴输入功率、输出功率各轴输入功率I轴R = Pd 1=3.25 KWU轴P2=R 2 3=3.12 KW工作机轴P3P2 2 4=3.06 KW各轴输出功率P =P12 =3.22 KWII轴P2=P

7、22 =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Td9.55 106 匹 44.95 N mI轴输入转矩Ti 9.55106日n1172.60 N mI轴输入转矩T29.55106鸟610.65 N m工作机轴输入转矩T39.55 106598.50 N m n3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nr/mi n传动比i效率n输入输出输入输出电动机轴3.3944.95720.004.000.96

8、I轴3.253.22172.60170.87180.003.680.96I轴3.123.09610.65604.5448.861.000.98工作机轴3.063.03598.50592.5148.86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Pea查得工作情况系数K=1.1。故有：Pea = K A Pd 3.73 kW(2) 选择V带带型据Pea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

9、的基准直径dd，取小带轮直径ddi=140mm2 )验算带速v，有：dd1 ndV60 1000=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dd2dd2 i dd1 560mm 取 dd2=560mm(4) 确定V带的中心距a和基准长度Ld1) 初定中心距ao=840mm2) 计算带所需的基准长度Ldo 2ao (dd1dd2)2(dd1 dd2)4a°=2832mm选取带的基准长度Ld =2800mm3）计算实际中心距a a。士遇 824m2中心局变动围：amin a 0.015Ld 782.00 mmamax a 0.03L

10、d 908.00 mm（5）验算小带轮上的包角57 3180 （dd2 dd1）150.79>90a（6）计算带的根数z1）计算单根V带的额定功率Pr由 dd1 140mn和 n0720r/min 查得P 0=1.37KW据 no=720r/min , i=4.00 和 A 型带，查得Po=0.11KW查得 K =0.92，Kl=1.11，于是：Pr =（ P0 + P0 ） KL K=1.51 KW2）计算V带根数zZ 皿 2.47Pr故取2.00根。（7）计算单根V带的初拉力最小值（Fo）min查得A型带的单位长质量q=0.1kg/m。所以(Fo)min 500(2.5 K )Pca

11、2qv=306.02 N应使实际拉力F。大于(F°)min(8) 计算压轴力Fp压轴力的最小值为:(Fp )min = 2Z( F0 )minsin -=1184.54 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824mm小带轮直径140mm包角150.79大带轮直径560mm-H± / 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

12、下：d1=1.8d=1.8 x 42=75.6mm«T- 8- 24L=1.6d=1.6 x 42=67.2mmB=(z-1)e+2f=(2-1) x 15+2x 9=33mmda=ddi +2ht=140+2X 2.75=145.5mm大带轮的结构设计d=35mm因为大带轮直径dd2=560mm因此大带轮结构选择为轮辐式。因此V带尺寸如下：di=1.8d=1.8 x 35=63mmL=1.6d=1.6 x 35=56mmB=(z-1)e+2f=(2-1) x 15+2x 9=33mmda=dd1 +2ha=560+2x 2.75=565.5口冲第四章 齿轮传动的设计计算选用直齿圆柱

13、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74。按齿面接触强度：齿轮1分度圆直径其中：2%3j2KtU 1 二dU H Kt 载荷系数，选Kt 1.3d齿宽系数，取d 1.2u齿轮副传动比，U 3.681Ze 材料的弹性影响系数，查得 Ze 189.8 MPaH 许用接触应力查得齿轮1接触疲劳强度极限Hiiml 650 MPa。查得齿轮2接触疲劳强度极限Hlim 2 600 MPa。计算应力循环次数：（设1班制，一年工作300天，工作5年）Nj 60n1 jLh 60180.001（ 1 x 8X 300x

14、5）1.30108N2N10.3512108查得接触疲劳寿命系数 K hn1 0.95 ， khn 20.97取失效概率为1%，安全系数S 1，得:K HN1 H lim 1H 1SKhn 2 H lim 2H 2S617.5 MPa582 MPa带入较小的H有d1tZeu h68.09 mm圆周速度v齿宽dig60 10000.64 m/s模数b ddit 81.71 mmmintditZi3.40 mmh 2.25mnt 7.66 mmb/h 10.67计算载荷系数K :已知使用系数KA 1;根据v 0.64 m/s , 8级精度，查得动载系数Kv 1.05 ;用插值法查得8级精度、齿轮1

15、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Kh 1.43 ；查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数Kf 1.35 ；查得齿间载荷分配系数Kh Kf 1 ；故载荷系数K KAKvKH Kh 1.50按实际载荷系数校正所算的分度圆直径I kd1 d1t 371.37 mm Kt计算模数mn:dZ13.57 mm2KT1d Z1按齿根弯曲强度:YFaYsaF计算载荷系数查取齿形糸数：查得YFa12.80,YFa22.24查取应力校正系数：Ysa11.55,YSa21.758查得齿轮1弯曲疲劳极限FE1500 MPa查得齿轮2弯曲疲劳极限FE2380 MPa取弯曲疲劳寿叩系数K FN10.95

16、,K FN 20.97计算弯曲疲劳使用应力：取弯曲疲劳安全系数S 1,得F 1K fn1 fe1475 MPa SF 2Kfn2 FE2 368.6 MPaS计算齿轮1的YFaYsa并加以比较F1丫 Sal0.0091YFa2Ysa2F 20.0107齿轮2的数值大则有：_；：2KYFaYsamn3dZ12F2.22 mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数g大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取模数 mn 2.50 mm，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d1 68.09 mm来计算应有的齿数。则有：d1 z1L 28.5529mn取

17、z1 29,贝U z2 106.84107计算齿轮分度圆直径：di zimn 72 5 mmd2 z2mn 267.5 mm几何尺寸计算计算中心距：a di 6 =170 mm2计算齿轮1宽度：b dd185 mm齿轮2宽度B290 mm。表4.1各齿轮主要参数名称代号单位咼速级低速级中心距amm170传动比i3.68模数mnmm2.5端面压力角a020啮合角a020齿数z29107分度圆直径dmm72.50267.50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

18、.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3 iP一 ,dmin A3mm。算出轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对V 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=103-126,则取A=110I 轴 d1 A3 阻 28.87 mm1 , n1PU 轴 d2 A3 ' 243.99 mm2 n2(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，贝U各轴的最小直径分别为：I 轴 d1min d1 (1 7%)30.8

19、9 mmU 轴 d2min d2 (1 10%) 48.39 mm将各轴的最小直径分别圆整为： d仁35mm d2=50mm5.2轴的结构设计及校核高速轴的结构设计图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，di仁dimi n=35mmd12:密圭寸处轴段，根据大带轮的轴向定位要求，以及密圭寸圈的标准（毡圈 密圭寸）,d12=38mmd13:滚动轴承处轴段，d13=40m,选取轴承型号为深沟球轴承 6008。d14: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4

20、5钢，调质处理。d16:过渡轴段，要求与 d14轴段相同，d16=d14=46mmd17:滚动轴承轴段，d17=40mm各轴段长度的确定111 :根据大带轮或者联轴器的尺寸规格确定，取11仁66mm112 :由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取112=54.6mm113 :由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取113=13mm114 :根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取 114=20mm115 :由小齿轮的宽度确定，取115=90mm116 :根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取 116=20mm117 :由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取117=15mm图5.2高速轴的尺寸图直径d11d1

21、2d13d14d15d16d17mm3538404677.504640长度111l12113114l15l16l17mm6654.61320902015表5.1高速轴各段尺寸O。高速轴的校核轴支撑跨距L=145mm K=94.1mm齿轮螺旋角B =0.002. 齿轮所受扭矩：T；172599.00 N mm1. 小齿轮分度圆直径d仁72.5mm3. 齿轮作用力:Ft2T1圆周力:4761.35 NFrFtta n径向力:COS1732.99 N轴向力:F = Ft ta n=0N4. 垂直面支撑反力FaT866.50 NFBy Fr - FAy 866.50 N5. 水平面支撑反力Faz FB

22、z 1Ft 2380.68 N26. 计算力FFrL2F 162 257.18 N2KL K27. F在支点产生的反力FK166.90 NFByFFAy 424.08 N8.绘制垂直弯矩图LMyFBy262820.90 N mM'yFAyL262820.90 N m9.求 MAzMazFazL2172599.00 N m10. 求F产生的弯矩M ByFB'y L 30745.56 N m2Maf FAy L 12100.20 N m11. 合成弯矩Ma . M： MAz M af 195776.21 N mM ' M M AzM AF 195776.21 N m12.

23、求轴传递的转矩TFt 厲 172599.00 N mm213.求危险截面的当量弯矩取0.6，查得60MPa d=72.5mmMeV'M A ( T)2221478.84 N me75.81 MPa0.1d3e-1 60MPa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）斤 Fr高速轴弯扭受力图523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=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=62mmd23：齿轮处轴段，d23=57。d24:滚动轴

24、承处轴段d24=55mmd25：密圭寸处轴段，根据密圭寸圈的标准（毡圈密圭寸）确定， d25=53mmd26：轴 3 的最小直径，d26=d2min=51mm各轴段长度的确定121 :由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取12仁18mm122 :根据箱体的结构和大齿轮的宽度确定，取l22=22.5mm123 :大齿轮宽度，取I23=83mm124 :根据箱体的结构和大齿轮的宽度以及轴承型号确定，取I24=40.5mm125 :由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取I25=51.6mm126 :，根据减速器的具体规格确定取I26=82mmJU IS圜出幽图5.4低速轴的尺寸图表5.2低速轴各段尺寸

25、直径d21d22d23d24d25d26mm556257555351长度l21l22123l24l25l26mm1822.58340.551.682低速轴的校核轴支撑跨距L=146mm K=101.6mm齿轮螺旋角B =0.001. 小齿轮分度圆直径 d1=267.5mm2. 齿轮所受扭矩：T2610649.10 N mm3. 齿轮作用力：圆周力：Ft 2T 4565.60 N d2Ftta n n Fr径向力：cos1661.74 N轴向力：F = Htan =4. 垂直面支撑反力830.87 NFBy Fr - FAy 830.87 N5. 水平面支撑反力Faz FBz 丄 Ft 2282

26、.80 N26. 计算力F2KL K2214.47 N7. F在支点产生的反力FK149.25 NFByF FAy 363.71 N8.绘制垂直弯矩图LMyFBy260653.61 N mM'yFAyL260653.61 N m9.求 MAzMazFazL2166644.43 N m10. 求F产生的弯矩MBy FBy L 26551.11 N m2MafFAy L 10894.96 N m11. 合成弯矩Ma. M： MAz M af188234.26 NM'a Jm： M Az Maf 188234.26 N12. 求轴传递的转矩TFt d2 610649.10 N mm2

27、13. 求危险截面的当量弯矩取 0.6，查得J 60MPa d=57mmMe v'M A ( T)2411914.28 N mMe0.1d322.24 MPa-1 60MPa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）ADMvF卜I-1 xrI .H I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

28、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，冲击载荷不大的中，小功率轴系传 动，可用于经常正反转，启动频繁的场合。联轴器与轴的连接选用键连接方式。5.4轴上各零件的润滑和密封由于各轴的转速较快，因此润滑方式选择为飞溅润滑，即利用齿轮溅起的油 雾进入轴承室，或者将溅到箱体壁上的油汇集到输油沟中， 再流入轴承室进行润 滑。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

29、毡，型号为毡圈 43 JB/TQ4606。5.5轴承的选择及校核轴承的选择轴承类型选择为深沟球轴承。I轴选轴承为：6008;U轴选轴承为：6011;所选轴承的主要参数见表5.3。I. B 一图5.8轴承参数表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/kNa mmdDBdaDa动载荷Cr静载荷C0r600840681546622015.214.76011559018628337.230.518.7输出轴轴承的校核（一）滚动轴承的选择，根据载荷以及速度情况，选择轴承为深沟球轴承。选择的轴承型号为：6011。其基本参数查表得：C=37.2kN,Cr°=30.5k

30、N，e=0.38， Y=1.4，Yo=O.8。（二）滚动轴承的校核1. 径向载荷Fr根据轴的分析，可知： A点总支反力 F“=Frf6511.29 N，B点总支反力Fr2=FRE=5999.83 N。2. 轴向载荷Fa.外部轴向力Fae=Fa3-Fa2=1242.31 N，从最不利受力情况考虑，Fae指向A处1 轴承（方向向左）；轴承派生轴向力由深沟球轴承的计算公式Fd=Fr/（2Y）求出；Fd1=Fn/（2Y）=2325.46 N （方向向右）；Fd2=FM（2Y）=2142.79 N （方向向左）。因为Fae+Fd2=3385.11 N>2325.46 N=F1,所以A处1轴承被压紧

31、，B处2轴承 放松。故：Fa1=Fae+Fd2=3385.11 N，Fa2=Fd2=2142.79 N。3. 当量动载荷P根据工况（无冲击或轻微冲击），查得载荷系数fp=1.1。1 轴承：因 Fa1/Fr1 =0.52 >0.38=e，可知:R=fp（0.4Fn+YE1）=8078.03 N2 轴承：因 Fa2/Fr2=0.39 >0.38=e，可知:P2=fp（0.4Fr2+YF2）=5939.83 N4. 验算轴承寿命因P1>P2故只需验算1轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为5 （年）X 300 （天）X 8 （小时）=480001%106 ftCrLh（ ! -） =

32、190041.09 h>48000h。60n2P其中，温度系数ft=1 （轴承工作温度小于120度），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D 51 mm ,根据机械设计手册第五篇-轴及其联主动端：J型轴孔、A型键槽、d 51 mm、l 82 mm从动端：J1型轴孔、A型键槽、d 51 mm、l 82 mmJ51X 82选取的联轴器为:TL7GB/T5843J151 X 82接表5-2-4选取联轴器:联轴器所传递的转矩T=604.54N m，查得工况系数K=1.9，联轴器承受的转矩为查得该联轴器的公称转矩为1500N m，因此符合要求。Gka t 1148.63

33、 N m5.7键的选择及校核计算高速轴端键选择的型号为键 C10X 64 GB/T1096键的工作长度为l=L-b/2=64-10/2=59mm ,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p 150MP©则其挤压强度32T 103kld73.14 MPa p 150MPa满足强度要求低速轴齿轮处键选择的型号为键 A16X 79 GB/T1096键的工作长度为l=L-b=79-16=63mm,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p 150MPa则其挤压强度2T 103kld68.02 MPa p 150MPa满足强度要求低速轴端联轴器