一级直齿带传动.doc

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 条件和设计容63.2 设计步骤63.3 带传动的计算结果83.4 带轮的构造设计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 轴的构造设计及校核14高速轴的构造设计145.2.2 高速轴的校核16低速轴的构造设计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第六章箱体的构造设计276.1 箱体的构造设计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 带这种简单的构造，并且价格廉价，标准化程度高，大幅降低了本钱。 减速器局部一级圆柱齿轮减速，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，原动机局部为 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，此外还构造简单、尺寸紧凑、本钱低传动效率高。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深沟球轴承，0.97齿轮精度为8级，0.99弹性联轴器，0.97工作机效率，则：=0.876 所以=3.389 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=48.86 取 V 带传动的传动比 ，一级圆柱齿轮减速器传动比，则从电动机到工作机轴的总传动比合理围为。故电动机转速的可选围为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Y160M1-847208.77 47.00 14.74 4.00 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×G160605×385254×2101542×11012×372.1.4 计算各轴转速轴 180.00 轴 48.86 工作机轴 48.86 2.1.5 计算各轴输入功率、输出功率各轴输入功率轴 =3.25 KW轴 =3.12 KW工作机轴 =3.06 KW各轴输出功率轴 =3.22 KW轴 =3.09 KW工作机轴 =3.03 KW2.1.6 计算各轴的输入、输出转矩电动机的输出转矩为44.95 轴输入转矩172.60 轴输入转矩610.65 工作机轴输入转矩598.50 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Pkw转矩TN·m转速n传动比效率输入输出输入输出r/mini电动机轴3.39 44.95 720.00 4.00 0.96 轴3.25 3.22 172.60 170.87 180.00 3.68 0.96 轴3.12 3.09 610.65 604.54 48.86 1.00 0.98 工作机轴3.06 3.03 598.50 592.51 48.86 第三章 带传动的设计计算3.1 条件和设计容设计V带传动时的条件包括：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；大带轮带轮转速与传动比i。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：=3.73 kW2选择V带带型 据和n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=140mm。 2验算带速v，有： =5.28 m/s 因为5.28 m/s在5m/s30m/s之间，故带速适宜。 3计算大带轮基准直径560mm 取=560mm4确定V带的中心距a和基准长度1)初定中心距a=840mm2)计算带所需的基准长度 =2832mm选取带的基准长度=2800mm3计算实际中心距824m中心局变动围：782.00 mm908.00 mm5验算小带轮上的包角150.79 >906计算带的根数z1计算单根V带的额定功率由140mm和720r/min查得 P=1.37KW据n=720r/min，i=4.00 和A型带，查得P=0.11KW查得=0.92，=1.11，于是：=(+) =1.51 KW2计算V带根数z2.47 故取2.00 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=306.02 N应使实际拉力大于8计算压轴力压轴力的最小值为：= =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 带轮的构造设计小带轮的构造设计d=42mm 因为小带轮直径=140mm<300mm因此小带轮构造选择为实心式。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+2f=(2-1)×15+2×9=33mmda=+2ha=140+2×2.75=145.5mm大带轮的构造设计d=35mm 因为大带轮直径=560mm因此大带轮构造选择为轮辐式。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=+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：载荷系数，选1.3齿宽系数，取1.2齿轮副传动比，3.68 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650。查得齿轮2接触疲劳强度极限600。计算应力循环次数：设1班制，一年工作300天，工作5年180.00 1×8×300×51.30 0.35 查得接触疲劳寿命系数0.95，0.97取失效概率为，平安系数1，得：617.5582带入较小的有68.09 圆周速度0.64 齿宽81.71 模数3.40 7.66 10.67 计算载荷系数：使用系数1；根据0.64 ，8级精度，查得动载系数1.05；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1.43 ；查得弯曲强度计算齿向载荷分布系数1.35；查得齿间载荷分配系数1；故载荷系数1.50 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 71.37 计算模数：3.57 按齿根弯曲强度：计算载荷系数1.42 查取齿形系数：查得2.80 ，2.24 查取应力校正系数： 1.55，1.758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0.95，0.97计算弯曲疲劳使用应力：取弯曲疲劳平安系数1，得475368.6 计算齿轮1的并加以比拟0.0091 0.0107 齿轮2的数值大则有：2.22 比照计算结果，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2.50 ，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68.09 来计算应有的齿数。则有：28.55 29取29，则106.84 107计算齿轮分度圆直径：72.5267.5几何尺寸计算计算中心距：=170计算齿轮1宽度：85齿轮2宽度90。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dmm72.50 267.50 齿顶圆直径damm77.50 272.50 齿根圆直径dfmm66.25 261.25 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按照扭转强度法进展最小直径估算。算出轴径时，假设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28.87 轴43.99 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30.89 轴48.39 将各轴的最小直径分别圆整为：d1=35mm，d2=50mm。5.2 轴的构造设计及校核高速轴的构造设计高速轴的轴系零件如下图图5.1 高速轴的构造各轴段直径及长度确实定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：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，采用齿轮轴构造。所以轴和齿轮的热处理工艺一样，均为45钢，调质处理。d16：过渡轴段，要求与d14轴段一样，d16=d14=46mm。d17：滚动轴承轴段，d17=40mm。各轴段长度确实定l11：根据大带轮或者联轴器的尺寸规格确定，取l11=66mm。l12：由箱体构造、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：根据箱体的构造和小齿轮的宽度确定，取l14=20mml15：由小齿轮的宽度确定，取l15=90mml16：根据箱体的构造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d11d12d13d14d15d16d17mm3538404677.50 4640长度l11l12l13l14l15l16l17mm6654.613209020155.2.2 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:172599.00 3.齿轮作用力：圆周力：4761.35 N径向力：1732.99 N轴向力：0N4.垂直面支撑反力866.50 N866.50 N5.水平面支撑反力2380.68 N6.计算力F257.18 N7.F在支点产生的反力166.90 N424.08 N8.绘制垂直弯矩图62820.90 62820.90 9.求MAz172599.00 10.求F产生的弯矩30745.56 12100.20 11.合成弯矩195776.21 195776.21 12.求轴传递的转矩172599.00 13.求危险截面的当量弯矩取0.6，查得60MPa，d=72.5mm。221478.84 5.81 MPa60MPa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度注：计算时，忽略单键槽的影响高速轴弯扭受力图低速轴的构造设计低速轴的轴系零件如下图图5.3低速轴的构造图各轴段直径及长度确实定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。各轴段长度确实定l21：由滚动轴承的型号和外形尺寸确定，取l21=18mm。l22：根据箱体的构造和大齿轮的宽度确定，取l22=22.5mml23：大齿轮宽度，取l23=83mml24：根据箱体的构造和大齿轮的宽度以及轴承型号确定，取l24=40.5mml25：由箱体构造、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l21l22l23l24l25l26mm1822.58340.551.6825.2.4 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:610649.10 3.齿轮作用力：圆周力：4565.60 N径向力：1661.74 N轴向力：0N4.垂直面支撑反力830.87 N830.87 N5.水平面支撑反力2282.80 N6.计算力F214.47 N7.F在支点产生的反力149.25 N363.71 N8.绘制垂直弯矩图60653.61 60653.61 9.求MAz166644.43 10.求F产生的弯矩26551.11 10894.96 11.合成弯矩188234.26 188234.26 12.求轴传递的转矩610649.10 13.求危险截面的当量弯矩取0.6，查得60MPa，d=57mm。411914.28 22.24 MPa60MPa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度注：计算时，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，该构造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聚集到输油沟中，再流入轴承室进展润滑。密封件的选择上选毡封油圈，主要是考虑构造比拟简单，由于减速器构造简单，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43 /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深沟球轴承。轴选轴承为：6008； 轴选轴承为：6011； 所选轴承的主要参数见表5.3。图5.8轴承参数表 5.3 所选轴承的主要参数轴承代号根本尺寸/mm安装尺寸/mm 根本额定 /kN ammdDBdaDa动载荷Cr静载荷C0r600840681546622015.214.76011559018628337.230.518.75.5.2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。其根本参数查表得：Cr=37.2kN,Cr0=30.5kN，e=0.38，Y=1.4，Y0=0.8。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Fr1=FRA=6511.29 N，B点总支反力Fr2=FRB=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=Fr1/(2Y)=2325.46 N方向向右；Fd2=Fr2/(2Y)=2142.79 N方向向左。因为Fae+Fd2=3385.11 N>2325.46 N=Fd1，所以A处1轴承被压紧，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：P1=fP0.4Fr1+YFa1=8078.03 N2轴承：因Fa2/Fr2=0.39 >0.38=e，可知：P2=fP0.4Fr2+YFa2=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一样，为5年×300天×8小时=48000h。=190041.09 h>48000h。其中，温度系数=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51，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、51、82从动端：J1型轴孔、A型键槽、51、82J51×82选取的联轴器为：TL7 GB/T5843J151×82联轴器所传递的转矩T=604.54 ，查得工况系数KA=1.9，联轴器承受的转矩为1148.63 查得该联轴器的公称转矩为1500，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C10×64 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150MPa，则其挤压强度73.14 MPa150MPa满足强度要求。低速轴齿轮处键选择的型号为键A16×79 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150MPa，则其挤压强度68.02 MPa150MPa满足强度要求。低速轴端联轴器键选择的型号为键C16×80 GB/T1096键的工作长度为l=L-b=80-16/2=72mm，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150MPa，则其挤压强度66.52 MPa150MPa满足强度要求。第六章 箱体的构造设计6.1 箱体的构造设计箱体是加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。机体构造尺寸，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。设计减速器的具体构造尺寸如下表：表6.1 箱体的构造设计名称符号单位尺寸机座、机盖壁厚mm8机座、机盖凸缘厚度mm12底座凸缘厚度mm20地脚螺钉直径mm16轴承旁凸台半径mm16轴承座端面到壁的距离mm52齿轮端面到壁的距离mm15轴承旁联接螺栓直径mm12机盖机座联接螺栓直径mm8轴承端盖螺钉直径mm86.2 减速器润滑方式减速器的润滑方式选择为浸油润滑，浸油润滑主要适用于圆周速度v<12m/s的齿轮传动。传动件浸入有种的深度要适当，既要防止搅油损失太大，又要保证充分的润滑。油池要有一定的深度和贮油量。设计小结这次关于带式运输机上的一级展开式圆柱斜齿轮减速器的课程设计，是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识，为我们以后的工作打下了坚实的根底。 在设计的过程中，培养了我综合应用机械设计课程及其他课程的理论知识和应用生产实际知识解决工程实际问题的能力。 由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比方说箱体构造庞大，重量也很大。齿轮的计算不够准确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中防止很多不必要的工作，有能力设计出构造更紧凑，传动更稳定准确的设备。参考文献1 濮良贵、纪名刚主编. 机械设计. 8版. ：高等教育，2006.5 2 机械设计手册编委会. 机械设计手册第1 卷、第2 卷、第3卷新版机械工业，2004 3 文纬、吴克坚主编. 机械原理. 7版. ：高等教育，1997.7 4 立德主编.机械设计课程设计指导书5 龚桂义主编.机械设计课程设计图册第三版6 铁鸣主编.新比恩机械设计课程设计图册7 邱宣怀主编.机械设计第四版.：机械工业，19958 周开勤主编.机械零件手册第四版.：高等教育，19949 徐灏主编.机械设计手册.：机械工业，1991