带式传动系统设计

1、01一、设计任务二、电动机的选择计算01三、传动装置的运动及动力参数的选择和计算02四、带传动的设计计算03五、高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算07六、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算12七、轴的设计计算178、 滚动轴承的选择和寿命验算229、 键联接的选择和验算23十、联轴器的选择计算24十一、减速器的润滑方式及密封种类的选择24十二、设计体会25十三、参考文献26、设计任务见任务书原件.、电动机的选择计算根据工作要求及条件，选择三相异步电动机，封闭式结构，电压380V,Y系列1 .选择电动机功率滚筒所需的有效功率：Pi=FXV=2458X0.8=1.855kW传动装置的总效率:4="带

2、"齿”承"联"卷筒查表17-9确定个部分效率如下：皮带传动效率：刀带=0.95齿轮啮合效率：刀齿=0.97（齿轮精度为8级）滚动轴承效率：刀承=0.99（球轴承）联轴器效率：刀联=0.99滚筒效率：刀滚筒=0.96传动总效率：0=0.95父0.972父0.994父0.99父0.96=0.833所需电动机功率：Pe、=Pi/"总=1.96/0.816=2.227kW2 .选取电动机的转速滚筒转速60八，.ni=46.1r/min查表4.12-1,可选Y系列三相异步电动机Y132S-4,额定功率R=3kW同步转速1000r/min;或选Y系列三相异步电动机Y

3、100L2-4，额定功率额定功率P）=3kW,同步转速1000r/min.均满足R>Pr。电动机数据及传动比如下表表1方案号电机型号额定功率同步转速满载转速总传动比1Y100L2-43.01500142031.8652Y132S-63.O100096021.543比较两种方案可见，方案1选用的电动机虽然质量和价格较低，但传动比过大。为使传动装置紧凑，决定选用方案1电动机型号为Y100L2-4.查表得其主要性能如下表2表2电动机额定功率Pq/kw3.0电动机轴伸长度E/mm60电动机满载转速no/(r/min)1420电动机中心高H/mm100电动机轴伸直往D/mm28堵转转矩/额定转矩T

4、/N.m2.2三、传动装置的运动及动力参数的选择和计算1、分配传动比总传动比：I总=no/nw=1420/54.6=30.8V带传动比为24,取i带=3则减速器动比：i减=初带=30.8/3=10.266对减速器传动比进行分配时，即要照顾两级传动浸油深度相近，又要注意大齿轮不能碰着低速轴，试取：i1=Q菰=<1.3510.4=3.653低速轴的传动比：.i减i2=i110.23.653=2.8112、各轴功率、转速和转矩的计算0轴：即电机轴P=p电=2.227kwn0=1420r/minTq=9550XR/n0=9550X2.227/1420=15NmI轴：即减速器高速轴Pi=Po、力带

5、=2.227X0.95=2.116kwni=n0/101=1420/3=473.3r/minTi=9550XP1/n1=9550X2.116/473.3=42.7N-mII轴：即减速器中间轴P2=P1-“齿承=2.116X0.97X0.99=2.053kwn2=nji12=n1/r=473.3/3.653=151.4r/minT2=9550XP2/n2=9550X2.053/151.4=151.4N-m田轴：即减速器的低速轴P3=P2-刈齿J承=2.191X0.97X0.99=1.992kwn3=n2/i23=151.6/2.722=46r/minT3=9550XPa/n3=9550X1.99

6、2/46=413.5N-mIV轴：即传动滚筒轴P4=P3.”承J联=2.104X0.99.0.99=1.952kwn4=n3=45r/minT4=9550XP4/n4=9550X1.952/46=405.2N-m将上述计算结果汇于下页表3四、带传动的设计计算1、确定设计功率Pc原始数据：电动机的输出功率：3kW满载转速：1420r/min从动轴转速：473.3r/min传动比：3由教材表34,查得：Ka=1.2Pc=KaXP=1.2X2.227=2.672kw2、选取V带的型号根据Pc和n0由教材图3-12确定，因工作点外于A型区，故选A型。表3轴序号功率P/kw转速n/(r/min)转矩T/

7、(N.m)传动形式传动比i0轴2.227i420i5带传动iI轴2.ii6473.342.7齿轮传动3.653II轴2.053i29.5i5i.4齿轮传动28ii田轴i.992464i3.5连轴器i.0IV轴i.95246405.23、确定带轮基准直径ddi、dd2选择小带轮直径ddi由教材表3-5和教材表3-6确定ddi=100mm验算带速V:“二ddiniV=7.4m/s60i000在525m/s之间，故合乎要求确定从动轮基准直径dd2dd2=iddi=2.5x80=300mmITfr查教材表3-6取dd2=3i5mm实际从动轮转速也和实际传动比i不计e影响，若算得n2与预定转速相差15%

8、为允许。i=包=2.94dd24、确定中心距a和带的基准长度Ld初定中心a0本题目没有给定中心距，故按教材式325确定0.7(dd2+ddi)<a002(dd2+ddi)0.7(100+315)<a0<2(100+315)290.5<a0<830初定a0=500mm确定带的计算基准长度Lc按教材式2(dd21ddi)Lc2ao+-(dd1+dd2)+24a。=1675mm取标准Ld按教材表3-3取Ld=1600mm。确定中心距a按教材式3-27a=a0+Lc-Ld=462.5mm2a调整范围amax=a+0.03Ld=462.5+0.03X1600=510.5mm

9、amin=a-0.015Ld=462.5-0.015X1600=438.5mm5、验算包角：a=180。-(dd1-dd2)X60。a=152°>120°符合要求6、确定带根数z按教材式3-29PcZ>P0由教材式3-19单根V带所能传递的功率P0=ka(P0+Pi+：P2)由教材式3-20包角系数ka：.0162.67ka=1.25(1-5,而)=1.25(1-5一屈)=0.9289由教材表3-2查得：G=3.78X10-4C2=9.81X10-3C3=9.6X10-155Q=4.65X10L0=1600mm1=2-n=148.7rad/s60P0=dd1CD

10、1C-2-C3(dd®)2-C41g(dd1CD1)dd1=1.24kw2.P1=C4dd1w1lg110色工(1-1)C4dd1s=0.208,Ld=p2=c4ddi11g=-0.00623L0P0=ka(P0+P1+P2)=1.328V带的根数Z>Pc=3.6/1.328=2.7取Z=3根P07、确定初拉力F。按教材式3-30Fq=500Pl(25-1)+q2zKa二500X6_11+0.1M5.9527,4x3<0.9289.)=142.7N式中q由教材表3-1查得q=0.1kg/m。8、计算轴压力Q按教材式3-31an152Q=2F(Zsin-2-=2X142.7

11、x3xsin15=830.76N五、高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算：原始数据：电动机的输出功率：2.116kW小齿轮转速：473.3r/min传动比：3.653单向传动，工作载荷有轻微冲击，每天工作16小时，每年工作300天，预期工作5年。1.选择齿轮材料精度等级齿轮减速器为一般机械，小齿轮材料选用45钢，调质处理，由表51查得小齿轮45调质，硬度217255HB取硬度为235255HB大齿轮材料选用45钢，正火处理，硬度162217HB取190217HB齿轮精度等级为8级计算应力循环次数N(由教材式5-33)8N1=60n1jLh=60X473.3X1X(10X300X10)=6.8X1088

12、N2=N1/i2=6,8X10/3.653=1.866X10查教材图5-17得Zn1=1.0,Zn2=1.03ZW=1.0,Shlim1=1.0,ZLVR=0.92,Zx=1.0由教材图5-16(b)得：-Hiim1=580Mpa-Hlim2=540MPa由教材式(5-28)计算许用接触应力i._H1=EHJimlZNiZxZ/ZLvR=580MpaSHmintH12=二Hlim2ZN2ZxZvZLvR=561MpaSHmin2.按接触疲劳强度计算中心距取Zx=1.0a-(u1)3熟(ZhZ/eZp/c3h)2由教材表55查得：ZE=189.8，MPa取r=0.4T1=9550p=56454N

13、mmn1初取：KtZ；=1.5,暂取：P=12：估取：t=：n=20：b-=12由式541计算ZhZ=cos:=0.99Zh=2cos：b/cos：tsin二t2cos12.2035=2.47cos20sin20KT12at-(u1)31(ZhZZeZ：/h)2：aU2,J1.3M4312612.44X189.80.987、=(3.637+13t22M0.3父4<538.9)=119.9mm圆整取：a=120mm一般取：mn=(0.010.02)a=(0.010.02)115=1.152.3mm取标准模数：mn=2mm小齿轮齿数Z1=2ac0s一=25.36mn(u1):大齿轮齿数：Z2

14、=423=93取：z1=26z2=92实际传动比：i=刍=92=3.538Zi26传动比误差：Ai=|里士I父100%=3.1%<5%i理故在范围内。修正螺旋角：cos1=mn(ZiZ2)/2a=2(2692)/(2120)=0.983P=10.45°与P=13和近，故Zp、ZHq不修正d二mvz1/cos：=52.88mmd2=mnz2/cos:=187.12mm3 .验证圆周速度v=m1dl/60父1000=1.31y6m/s故满足要求4 .计算齿轮的几何参数由5-3按电动机驱动，轻度冲击KA=1.2vz/100=1.3126/100=0.34m/s按8级精度查取5-4(d

15、)得：KV=1.03齿宽：b=：，aa=0.35120=42mm考虑到轴的刚度较大和齿轮相对轴承为非对称位置查5-7a得：Kp=1.08按8级精度查5-4得：Ku=1.2K=KAKVK：K.=1.602齿顶圆直径：da1=d12Mn=52.8821.02.=56.88mmda2=d22Mn=187.1221.02=191.12mm端面压力角：-t=arctan(tan二n)=20.31cos-齿轮基圆直径：db1=d1cos二t=49.69mmdb2=d2cos:t=175.84mm齿顶圆压力角：db149.691ati=arccos=arccos20.31da156.88db2175.84:

16、at2=arccos=arccos=23.066da2191.121 ia=Ztan_1ati-tan.：tz2tan-iat2-tan.1=1.7052 二bsin:=1.302由5-43得：Z/I=0.766由5-18得：Zp=vcosK=0.99基圆螺旋角：-b二acrtan(tancos:t)9.856ZH=2cosb=2.476cos：tsin二t%nZHZEZMpjEbdT1)=420.8MPa于小=561MPa安全5.验算齿根弯曲强度由式5-442KT2bd2mnYFaYsaY®Yp0严fZv1=z1/cos3:=27.34Zv2=Z2/cos3:=96.75810查图

17、5-14得：YFa1=2.64,YFa2=2.23查图5-15得：Ysai=1.61,Ysa2=1.78由式5-47计算Yp:=0.9120由式5-48计算丫怒:、,cc0.75cos2:bY=0.25+b=0.499=210MPa由式5-31计算弯曲疲劳许用应力查图5-18b得：OFlim1=220MPa,bFlim2查图5-19得：YN1=YN2=1.0取：Yst=2.0,SFmin=1.4tF1JFlim1丫STYN1YX=314MpaSFminY-tF2=Flim2stYN2Yx=300MpaSFmin二F1=-YFa1Ysa1YYibd1mn二55MPa&F1=314Mpa安

18、全二F2=；F1Y&YFa1Ysa1二52MPa&F3=300MPa安全5.齿轮主要几何参数Z1=26Z2=92p=10.4勺m=2mmd=52.88mmd2=187.12mmda1=d12hamn=56.88mmanda2=d22hamn=191.24mm11df1=d1-2.5mn=47.88mmdf2=d2-2.5mn=182.12mma=120mmbi=45mmb2=50mm齿轮的结构设计：小齿轮：由于小齿轮齿顶到键顶距离x<5,因此齿轮和轴可制成一体的齿轮轴对于大齿轮，da2<500m因此，做成腹板结构。六、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算由前面计算得知：二轴

19、传递的功率P2=2.053kw,转速m=129.5r/min,转矩T1=151.4Nm齿数比u=2.811单向传动，工作载荷有轻微冲击，每天工作16小时，每年工作300天，预期工作5年。1.选择齿轮材料，确定精度及许用应力小齿轮为45钢，调质处理，硬度为217255HB大齿轮为45钢，正火处理，硬度为190217HB齿轮精度为8级计算应力循环次数N(由教材式533)8N1=60nljLh=60X151.4X1X(10X300X10)=1.86义10N2=N/=6.641072.46108i2=3.071查图517得：Zn1=1.1,Zn2=1.3取：Zw=1.0,Shmin=1.0,ZLVR=

20、0.92,Zx=1.0查图516得：仃Hmin1=580MPa,仃Hmin2=540MPa由式528(J,二hi=Hhm1ZniZxZwZlvr=580MPaSHmin二H2=561MPaHlim2-Zn2ZxZwZlvrSHmin12KT2亿hZeZ/rFmm2.按接触疲劳强度确定中心距a>(u+1)3T2=9550旦=151400Nmmn2初选KtZ；=1.2,暂取P=12。，虫=0.35E-由式542z=cos-0.99由表55得Ze=189.8xMPa由式5-41计算Zh估取:t=1n=20'-b=12.2305则Zh=2COSbcos：tsin:t=Jcol就0s舄=2

21、.47a>(u+1)3KT2亿hZeZ/p22；u=151.79mm圆整取：-=155mm3.1般取：mn=(0.010.02)%=(0.010.02)X155=1.058取标准值：mn=2mm两齿轮齿数和：Z1=2acos-=2155cos12=39.8mn(u1)10Zi=40Z2=uz1=112实际传动比：i实=z%=/2=2.813传动比误差：Ai=i理二i实父100%=3.9%<5%I理故在范围内。修正螺旋角：=arccosmnZiZ2=arccos2a211240=11.29。2155与初选接近，ZH,Zp不可修正d1=mnZ12.530=81.58mmcos12.63

22、d2=Xcos:2.591=228.32mmcos12.63圆周速度:一二或小二129.581.580V=0.55m/s60103601000取齿轮精度为8级3.验算齿面接触疲劳强度'2KTu+1bd12u<-h有表5-3查得：Ka=1.25Vz1/100=0.55X30/100=0.22按8级精度查图5-4得动载系数Kv=1.02齿宽b=句a=0.3x155=54.25mmb/d2=0.674查图5-7齿轮相对于轴承非对称布置，两轮均为软齿面，得：Kp=1.05查表5-4得：Ka=1.2载荷系数K=KaKvK：K.=1.6065由5-42z：=cos-=0.9914计算重合度一

23、:以计算z；:dai=di+2ham=85.58mmda2=d2+2ham=232.4mm叫=arctan(tan«n/cosB)=20.360db1=d1cos二t=76.86xcos20.46°=76.48mmdb2=d2cosat=233.14乂cos20.46°=214.13mm-：at1=arccos&=26.660da1d1二一2二二at2=arccos一=22.87da2乙(tanotat1-tanat)+z2(tanaat2-tanj)1=5.2388+5.6782二=1.737bsin一：46.5sin12.63d”=1.73mn2.5二

24、由式5-43计算Z.1=0.75871.69Z=cos:=0.99：b=arctan(tan:cos:t)=10.70Zh2cosbcosatsinat2cos11.46cos20.46sin20.46=2.45由式5-38计算齿面接触应力hh=ZhZez-Z2KT2u1:bd；u15二469MPa<:H=591.19Mpa4.校核齿根弯曲疲劳强度由式5-44得：2KT1二F=bd1mnYFaYsaYgYpWOFzv1=z1/cos3=30/cos312.63=42.46zv2=z2/cos3:=91/cos312.63=118.89查图5-14得：YFa1=2.4,YFa2=2.2查图

25、5-15得：Ysa1=1.68,Ysa2=1.81由式5-47计算YpY：=1-；二-1201263=1-1.29563-=0.864由式5-48计算Y,&Y=0.25+0.75coJ'-b=0.25+2075cos11.86=0.67由式5-31计算弯曲疲劳许用应力查图5-18b得：仃Flim1=220MPaFlim2=210MPa查图5-19得：Yni=Yn2=1.0取：Yst=2OSFmin=1.4tF1=Flim1YSTYN1YX=314MpaSFminYct；2=Flim2styn2yx=300MpaSc=Fmin一2KT1一F1-bd1mnYFa1Ysa1Y;Y：=

26、122.4MPa<®F1=314Mpa安全16二F2一二F1Fa2sa2=120.88MPa<tF1=300MPa安全YFalYsal-F5.齿轮主要几何参数Zi=40Z2=112B=11.4°m=2mmd=81.58mmd2=228.42mm.一_da1=d1+2hmn=76.868+2X1X2=85.58mma11._*_._._da2=d22hamn=233.14+2X1义2=232.42mmdf1=d1-2.5mn=76.868-2.5X2.5=76.58mmdf2=d2-2.5mn=233.14-2.5X2.5=223.42mma=155mm取b1=6

27、0.mm,b2=55mm齿轮结构设计计算：(1)小齿轮da1<200mm制成实心结构的齿轮。(2)大齿轮，da2<500m做成腹板结构。七、轴的设计计算1 .减速器高速轴的设计计算(1)选择轴的材料轴的材料为45号钢，调质处理(2)按扭矩初步估算轴端直径初步确定高速轴外伸段直径，高速轴外伸段上安装带轮,其轴径可按下式求得：查表（8-2）得：Ao=110160,取：Ao=135考虑轴端有一个键槽,在计算时应该增加3%-5%d=25.322mm考虑轴端有一个键槽取：d1=28mm(3)初选滚动轴承17因该轴上装有斜齿轮，需要调整轴向位置，考虑装拆调整方便起见,选用深沟球轴承。根据轴端尺

28、寸，带轮的定位方式和轴承的大概安装位置，初选单列深沟球轴承6207(4)设计轴的结构a.带轮用户32mm的轴肩定位轴承按标准取6207内径为435mm该轴为齿轮轴，轴承的周向用有过盈的配合，带轮的周向用键定位。b.布置轴上零件，设计轴的结构根据安装和定位的需要，初定各轴段直径和长度，各跨度尺寸,(5)对轴进行分析，作当量弯矩图。计算齿轮所受的各个分力，绘制空间受力简图圆周力：Ft1=2Ti/dmi=2X42700/52.88=1615N轴向力：Fa=Fttan1=302.2N径向力：Fr=Fttan：n/cos?=597.7N带对轴的压轴力：Q=830.76N齿轮的分度圆直径：=52.88mm

29、齿轮的齿根圆直径：df1=48.88mm将空间力系分解为H和V平面力系，分别求支反力并画弯矩图18工M2H=0,Rih259Q26.44Fa-55.5Fr181N=1050N'、Mih=0R2H78Q26.44Fa125.5Fr181N-816.58NM1H=78Q=64800NmmM2H=55.5R2H=45320NmmM2H0=M-25.3Fa=37330Nmm"M1V=0-178Rv56Ft=0R1v55.5Ft181二495N"M2V=0"78R2V122Ft=0125.5FtR2VM=1=1120NmM2V=125.5Rv=125.5495=62

30、122.5Nmm求轴的弯矩M画弯矩图Mi=Mih=64800NmmM2=:：M22hM22v=76896N.mmM2O=，M22hoM22v=72476N*mm画轴的扭矩图T=42700N.mm求计算弯矩Mca,画计算弯矩图取根据Mca=4M2+3T)2,a=0.6Mcao=J。0.6431262=25620NmmMca1，工M120.6T2=69680NmmMca2-<M220.6T2=81051NmmMca2o=VM202+(0.6父丁f=76871Nmm19绘制空间受力、弯矩、扭矩简图如图:6）校核轴的静强度20根据图中轴的结构尺寸，选择弯矩叫大的I剖面和弯矩较大，轴径较细的II剖

31、面进行验算。根据主教材查得！bL=59MPaI剖面的计算应力：/a=J=87395.6=11.796MPa（口"安全W0.14231R剖面的计算应力：aCa=Mal=665%76=i5.53MPaLL安全W0.13537）校核轴的疲劳强度a.判断危险剖面分别选择H,m剖面进行验算：出剖面所受的弯矩和扭矩大，轴肩圆角处有应力集中。II剖面除受弯矩和扭矩外，附近还有过盈配合，键槽和轴肩圆角三个应力集中源。45钢调质的机械性能参数：仃b=637MPa,o=268MPa,x_i=155MPacb.in剖面疲劳强度安全系数校核因轴单向转动，弯曲应力为对称循环变应力。扭剪应力按脉动循环处理。二m

32、ax=11.796MPa87395.31«30.1423二min=Ymax=71.796MPa二a=。max=11.796MPamaxTWt431260.2423=2.91MPa-min-0m=a=1.455MPa根据教材附表查取应力集中系数，绝对尺寸影响系数和表面质量系数。根据：吗二期工5.6r1.5，一r15查得：一=0.036d42查得：K仃=2.03,Kf=1.68,8仃=0.73,%=0.78,P=1.8,并取中丁=0.3021268=14.712.0311.79600.731.871.166155168经一1.4550.31.455m0.781.8717166=14.40

33、5S2-S2.14.71271.1662取S=1.51.8S>S,满足要求八、滚动轴承的选择和寿命验算由于转速高、有较小轴向力，故选用深沟球轴承由机械设计课程设计查得6207轴承:Cr（动）=19.8KNCr。（静）=13.5KN由前面计算得知:R1H-903.51N合成支反力:R2H=823.82NR1V=570.25NR2V=1242.27R尸,R2HR2V=,903.52570.252=1068.41NR2=jR2H+R2V=J823.822+1242.272=1490.61NFa=479.89NA1=Fa=479.89NA2=0Ai/Cr。（静）=479.89N/13.53=35

34、.55查表得e=0.314A1/r=479.89N3/1068.41N=0.449eX1=0.536,Y1=1.9722A2=0A2/R2=0<eX2=1,Y2=0轴承承受轻度载荷冲击,所以取fd=1.2Pi=fdX(XiR1+A1Yi)=1.2X(0.56X1068.41+1.97X479.89)=1852.43NP2=fdX(X2R2+A2丫2)=1.2X1490.61=1788.73N耳大于P2.计算轴承2的寿命L10h10660n生丫二106119800;<P)一60父568<1788.73J=39798h=11预期寿命:11年10年，寿命足够在预期范围内，不用更换轴承即可达到要求九、键联接的选择和验算大带轮装在高速轴轴端，需用键进行周向定位和传递转矩。由前面设计计算得知：V带带轮材料为4