一級直齒帶傳動2

1、目錄設計原始數據 .1第一章 傳動裝置總體設計方案 .11.1傳動方案 .11.2該方案的優(yōu)缺點 .1第二章電動機的選擇 .32.1計算過程 .32.1.1選擇電動機類型 .32.1.2選擇電動機的容量 .32.1.3確定電動機轉速 .32.1.4計算各軸轉速 .42.1.5計算各軸輸入功率、輸出功率 .42.1.6計算各軸的輸入、輸出轉矩 .52.2計算結果 .5第三章帶傳動的設計計算 .63.1已知條件和設計容 .63.2設計步驟 .63.3帶傳動的計算結果 .83.4帶輪的結構設計 .8第四章齒輪傳動的設計計算 .10第五章軸的設計 .145.1軸的概略設計 .145.2軸的結構設計及校

2、核 .145.2.1高速軸的結構設計 .145.2.2高速軸的校核 .165.2.3低速軸的結構設計 .185.2.4低速軸的校核 .205.3軸上零件的固定方法和緊固件 .225.4軸上各零件的潤滑和密封 .235.5軸承的選擇及校核 .235.5.1軸承的選擇 .235.5.2輸出軸軸承的校核 .245.6聯(lián)軸器的選擇及校核 .245.7鍵的選擇及校核計算 .25第六章箱體的結構設計 .276.1箱體的結構設計 .276.2減速器潤滑方式 .28設計小結 .29參考文獻 .30設計原始數據參數符號單位數值工作裝置直徑DMM430工作裝置速度Vm/s1.1工作裝置所受拉力FN2700第一章傳

3、動裝置總體設計方案1.1 傳動方案傳動方案已給定， 外傳動為 V 帶傳動，減速器為一級圓柱齒輪減速器。方案簡圖如 1.1 所示。圖 1.1帶式輸送機傳動裝置簡圖一級減速器中齒輪相對于軸承為對稱布置，因而沿齒向載荷分布均勻， 相較不對稱分布的減速器來講，軸的剛性相對較小。1.2 該方案的優(yōu)缺點該工作機有輕微振動，由于V 帶有緩沖吸振能力，采用V 帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V 帶這種簡單的結構，并且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。減速器部分一級圓柱齒輪減速，這是減速器中應用最廣泛的一種。齒輪相對于軸承對稱分布，原動機部分為Y 系列三相交流異步

4、電動機?？傮w來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。第二章電動機的選擇2.1 計算過程選擇電動機類型按工作要求和工況條件，選用三相籠型異步電動機，電壓為380V， Y 型。選擇電動機的容量電動機所需的功率為pdpwFvkWaa由電動機到工作機的傳動總效率為2a12345式中1 、2 、3 、 4 、 5 分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器和工作機的傳動效率。取10.96 （帶傳動）， 2 0.99 （深溝球軸承）， 3 0.97 （齒輪精度為 8 級）， 40.99（彈性聯(lián)軸器）， 5 0.97（工作機效率，已知），則：25

5、=0.876a1234所以pdFv=3.389kWa根據機械設計手冊可選額定功率為4kW的電動機。確定電動機轉速工作機軸轉速為n 60 1000v =48.86 r/ minD取 V 帶傳動的傳動比 i12 4 ，一級圓柱齒輪減速器傳動比i 23 5 ，則從電動機到工作機軸的總傳動比合理圍為ia6 20 。故電動機轉速的可選圍為ndia n(6 20)48.86 =293977 r/min綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、 重量和帶傳動、 減速器的傳動比， 選電動機型號為 Y160M1-8，將總傳動比合理分配給 V 帶傳動和減速器，就得到傳動比方案，如表 2.1 所示。表2.1電動機主要技術參數

6、電動機型額 定 功電動機轉速r/min電 動 機傳動裝置的傳動比號率 kw滿載轉速滿載電流重量kg總傳動比V 帶減速器Y160M1-847208.7747.0014.744.00 3.68電動機型號為Y160M1-8，主要外形尺寸見表2.2 。圖 2.1 電動機安裝參數表 2.2 電動機主要尺寸參數中心高外形尺寸底腳安裝尺寸地腳螺栓孔直徑軸伸尺寸裝鍵部位尺寸HL× HDA× BKD× EF× G1606053852542101542×11012×37××2.1.4計算各軸轉速軸n1nd180.00r / mini0

7、軸n2n148.86 r / mini1工作機軸n3 n248.86r / min計算各軸輸入功率、輸出功率各軸輸入功率軸P1 = Pd1 =3.25 KW軸P2= P12 3 =3.12 KW工作機軸P3P2 2 4 =3.06 KW各軸輸出功率軸P1 =P12 =3.22 KW軸P2 =P22 =3.09 KW工作機軸P3 = P3 2 =3.03 KW計算各軸的輸入、輸出轉矩電動機的輸出轉矩 Td 為Td 9.55 106 pd44.95 N mnd軸輸入轉矩 T19.556p1172.60N m10n1軸輸入轉矩 T29.55106p2610.65Nmn2工作機軸輸入轉矩 T39.55

8、106p3598.50N mn3各軸的輸出轉矩分別為各軸的輸入轉矩乘軸承效率0.99 。2.2 計算結果運動和動力參數計算結果整理后填入表2.3 中。表 2.3運動和動力參數計算結果軸名功率 P（kw）轉矩 T（N·m）轉速 n傳動比效率輸入輸出輸入輸出r/mini電動機軸3.3944.95720.004.000.96軸3.253.22172.60170.87180.003.680.96軸3.123.09610.65604.5448.863.063.03598.50592.5148.861.000.98工作機軸第三章帶傳動的設計計算3.1 已知條件和設計容設計 V 帶傳動時的已知條件

9、包括： 帶傳動的工件條件； 傳動位置與總體尺寸限制；所需傳遞的額定功率 P；小帶輪轉速 n1 ；大帶輪帶輪轉速 n2 與傳動比 i 。3.2 設計步驟（1）確定計算功率 pca查得工作情況系數KA=1.1 。故有：pca = K A Pd3.73 kW（2）選擇 V 帶帶型據 pca 和 n 選用 A 帶。（3）確定帶輪的基準直徑dd 并驗算帶速1 ）初選小帶輪的基準直徑 dd ，取小帶輪直徑 dd1 =140mm。2 ）驗算帶速 v，有：vd d1nd601000=5.28 m/s因為 5.28 m/s在 5m/s30m/s 之間，故帶速合適。3 ）計算大帶輪基準直徑 dd 2dd 2 i

10、dd1 560mm 取 dd 2 =560mm （4）確定 V 帶的中心距 a 和基準長度 Ld1) 初定中心距 a 0 =840mm2) 計算帶所需的基準長度L d 0 2a0(dd 1(d d1 d d 2 )2d d 2 )24a0=2832mm選取帶的基準長度Ld =2800mm3）計算實際中心距LdLd 0824ma a02中心局變動圍： amina0.015Ld782.00 mmamaxa0.03Ld908.00 mm（5）驗算小帶輪上的包角18057.3150.79 >90( dd 2 dd 1 )a（6）計算帶的根數 z1）計算單根 V 帶的額定功率 Pr由 d d 11

11、40mm和 n0720r/min 查得P0 =1.37KW據 n 0 =720r/min ，i=4.00和 A 型帶，查得P0 =0.11KW查得 K=0.92 ， K L =1.11 ，于是：Pr =( P0 + P0 )K LK=1.51 KW2）計算 V 帶根數 zpcaZ2.47Pr故取 2.00根。（7）計算單根 V 帶的初拉力最小值 (F0 ) min查得 A 型帶的單位長質量q=0.1kg/m 。所以( F 0) min 500(2.5K) Pcaqv2Kzv=306.02 N應使實際拉力 F0 大于 (F0 )min（8）計算壓軸力 Fp壓軸力的最小值為：a( Fp )m in

12、 = 2z( F0 )min sin=1184.54 N3.3 帶傳動的計算結果2把帶傳動的設計結果記入表中，如表3.1 。表 3.1帶傳動的設計參數帶型A中心距824mm小帶輪直徑140mm包角150.79大帶輪直徑560mm帶長2800mm帶的根數2初拉力306.02 N帶速5.28 m/s壓軸力1184.54 N3.4 帶輪的結構設計小帶輪的結構設計d=42mm因為小帶輪直徑 dd1 =140mm<300mm因此小帶輪結構選擇為實心式。因此 V 帶尺寸如下：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大帶輪的結構設計d=35mm因為大帶輪直徑 dd 2 =560mm因此大帶輪結構選擇為輪輻式。因此 V 帶尺寸如下：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第四章齒輪傳動的設計計算選用直齒圓柱齒輪，齒輪 1材料為 40Cr（調質），硬度為 280HBS，齒輪

14、 2材料為 45 鋼（調質）硬度為 240HBS。齒輪 1 齒數 20，齒輪 2 齒數 74。按齒面接觸強度：齒輪 1 分度圓直徑2K t T1 u12ZEd1t3uH d其中：Kt 載荷系數，選 K t1.3d 齒寬系數，取d1.2u 齒輪副傳動比， u3.681ZE 材料的彈性影響系數，查得Z E189.8 MPa 2H 許用接觸應力查得齒輪 1 接觸疲勞強度極限H lim 1650 MPa 。查得齒輪 2 接觸疲勞強度極限H lim 2600 MPa 。計算應力循環(huán)次數：（設 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查得接觸疲勞壽命系數 K HN 10.95， K HN 20.97取失效概率為 1%，安全系數 S 1，得：H 1K HN 1 H lim 1617.5 MPaSH 2KHN2H lim 2582 MPaS帶入較小的H有2K t T1 u12d1tZE3uH d68.09mm圓周速度vd1t n10.64m/s601000齒寬bd d1t81.71mm模數d1tmnt3.40 mmz1h2.25mnt7.66mmb/h10.67計算載荷系數 K ：已知使用系數 K A1；根據 v0.64m/ s ，8 級精度，

16、查得動載系數K v1.05；用插值法查得 8 級精度、齒輪 1 相對支承對稱布置時接觸疲勞強度計算用的齒向載荷分布系數K H1.43 ；查得彎曲強度計算齒向載荷分布系數K F1.35；查得齒間載荷分配系數K HK F1；故載荷系數KK A Kv K H K H1.50按實際載荷系數校正所算的分度圓直徑d1 d1t 3Kmm71.37K t計算模數 mn ：d13.57 mmmnz1按齒根彎曲強度：2KT1 YFa YSamn 32d z1F計算載荷系數K K A K vK F K F1.42查取齒形系數：查得 YFa12.80， YFa 22.24查取應力校正系數： YSa11.55， YSa

17、21.758查得齒輪 1 彎曲疲勞極限查得齒輪 2 彎曲疲勞極限FE 1FE 2500 MPa380 MPa取彎曲疲勞壽命系數 K FN 10.95， K FN 2 0.97計算彎曲疲勞使用應力：取彎曲疲勞安全系數S1，得F 1K FN1FE 1475MPaSF 2KFN2FE 2368.6MPaS計算齒輪 1 的 YFa YSa 并加以比較FYFa 1YSa1F10.0091YFa 2 YSa2F20.0107齒輪 2 的數值大則有：mn32KT1YFa YSa22.22 mmd z1F對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數mn 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取模數mn2.5

18、0mm ，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算的分度圓直徑d168.09mm 來計算應有的齒數。則有：z1d128.55 29mn取 z129，則 z2 106.84 107計算齒輪分度圓直徑：d1z1mn72.5 mmd2z2 mn267.5 mm幾何尺寸計算計算中心距：d1d2170 mma2=計算齒輪 1 寬度：b1 d d1 85mm齒輪 2寬度B290 mm 。表 4.1各齒輪主要參數名稱代號單位高速級低速級中心距amm170傳動比i3.68模數mnmm2.5端面壓力角a°20嚙合角a°20齒數z29107分度圓直徑dmm72.5026

19、7.50齒頂圓直徑damm77.50272.50齒根圓直徑dfmm66.25261.25齒寬bmm9085材料40Cr（調質）45 鋼（調質）齒面硬度HBS280240第五章軸的設計5.1 軸的概略設計（1）材料及熱處理根據工作條件，初選軸的材料為45 鋼，調質處理。（2）按照扭轉強度法進行最小直徑估算dmin A3P mm 。算出軸徑時， 若最小直徑軸段開有鍵槽， 還要考慮鍵槽對n軸強度的影響。當該軸段界面上有一個鍵槽時，d 增大 5%-7%，當該軸段界面上有兩個鍵槽時， d 增大 10%-15%。查得 A=103126，則取 A=110。軸 d1A3P128.87mmn1軸 d2A3P24

20、3.99mmn2（3）裝 V 帶輪處以及聯(lián)軸器處軸的直徑考慮鍵槽對各軸的影響，則各軸的最小直徑分別為：軸 d1mind1(17%)30.89mm軸 d 2mind2(110%)48.39mm將各軸的最小直徑分別圓整為：d1=35mm，d2=50mm。5.2 軸的結構設計及校核高速軸的結構設計高速軸的軸系零件如圖所示圖 5.1高速軸的結構各軸段直徑及長度的確定d11：軸 1 的最小直徑， d11=d1min=35mm。d12：密封處軸段，根據大帶輪的軸向定位要求，以及密封圈的標準（氈圈密封），d12=38mm。d13：滾動軸承處軸段， d13=40mm，選取軸承型號為深溝球軸承6008。d14：

21、過渡軸段，考慮軸承安裝的要求，根據軸承安裝選擇d14=46。d15：齒輪處軸段，由于小齒輪的直徑較小，采用齒輪軸結構。所以軸和齒輪的熱處理工藝相同，均為45 鋼，調質處理。d16：過渡軸段，要求與d14 軸段相同， d16=d14=46mm。d17：滾動軸承軸段， d17=40mm。各軸段長度的確定l11：根據大帶輪或者聯(lián)軸器的尺寸規(guī)格確定，取l11=66mm。l12：由箱體結構、軸承端蓋、裝配關系等確定，取l12=54.6mml13：由滾動軸承的型號和外形尺寸確定，取l13=13mml14：根據箱體的結構和小齒輪的寬度確定，取l14=20mml15：由小齒輪的寬度確定，取 l15=90mml

22、16：根據箱體的結構和小齒輪的寬度確定，取l16=20mml17：由滾動軸承的型號和外形尺寸確定，取l17=15mm圖 5.2 高速軸的尺寸圖表 5.1高速軸各段尺寸直徑d11d12d13d14d15d16d17mm3538404677.504640長度l11l12l13l14l15l16l17mm6654.61320902015高速軸的校核軸支撐跨距 L=145mm， K=94.1mm，齒輪螺旋角 =0.00 °。1. 小齒輪分度圓直徑 d1=72.5mm2. 齒輪所受扭矩 : T1 172599.00 N mm3. 齒輪作用力：Ft2T1d14761.35 N圓周力：FrFt t

23、anncos1732.99 N徑向力：軸向力： F Ft tan= 0N4. 垂直面支撐反力FrL - Fad1FAy2L2 866.50 NFByFr- FAy866.50 N5. 水平面支撐反力FAzFBz1Ft 2380.68 N26. 計算力 F3Fr L2F16K 2257.18 N2KL7.F 在支點產生的反力FAy'FK166.90 NLFBy'FFAy'424.08 N8. 繪制垂直彎矩圖M yFByLNm62820.902M ' yFAyLNm62820.9029. 求 MAzM AzFAzLN m172599.00210. 求 F 產生的彎矩

24、LM B yFB'y30745.56N m2LM A FFAy12100.20N m211. 合成彎矩M AM y2M Az2M AF195776.21 N mM 'M ' 2y M Az2M AF195776.21N m12. 求軸傳遞的轉矩d1TFt172599.00N mm213. 求危險截面的當量彎矩取0.6 ，查得，。-160MPa d=72.5mmM eM A2( T)2221478.84N meM e5.81 MPa0.1d 3e -160MPa故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算e 時，忽略單鍵槽的影響）高速軸彎扭受力圖低速軸的結構設計低速軸

25、的軸系零件如圖所示圖 5.3低速軸的結構圖各軸段直徑及長度的確定d21：滾動軸承軸段， d21=55mm，選取軸承型號為深溝球軸承6011。d22：軸環(huán)，根據齒輪以及軸承的定位要求d22=62mm。d23：齒輪處軸段， d23=57。d24：滾動軸承處軸段d24=55mm。d25：密封處軸段，根據密封圈的標準（氈圈密封）確定，d25=53mm。d26：軸 3 的最小直徑， d26=d2min=51mm。各軸段長度的確定l21：由滾動軸承的型號和外形尺寸確定，取l21=18mm。l22：根據箱體的結構和大齒輪的寬度確定，取l22=22.5mml23：大齒輪寬度，取 l23=83mml24：根據箱

26、體的結構和大齒輪的寬度以及軸承型號確定，取l24=40.5mml25：由箱體結構、軸承端蓋、裝配關系等確定，取l25=51.6mml26：，根據減速器的具體規(guī)格確定取 l26=82mm圖 5.4 低速軸的尺寸圖表 5.2低速軸各段尺寸直徑d21d22d23d24d25d26mm556257555351長度l21l22l23l24l25l26mm1822.58340.551.682低速軸的校核軸支撐跨距 L=146mm， K=101.6mm，齒輪螺旋角 =0.00 °。1. 小齒輪分度圓直徑 d1=267.5mm2. 齒輪所受扭矩 : T2 610649.10 N mm3. 齒輪作用力

27、：圓周力： Ft2T24565.60 Nd2FrFt tanncos1661.74 N徑向力：軸向力： F Ft tan= 0N4. 垂直面支撐反力FrL - Fad2FAy2L2 830.87 NFByFr- FAy830.87 N5. 水平面支撐反力FAzFBz1Ft 2282.80 N26. 計算力 F3Fr L2F16K 2214.47 N2KL7.F 在支點產生的反力FAy'FK149.25 NLFBy'FFAy'363.71 N8. 繪制垂直彎矩圖M yFByLNm60653.612M ' yFAyLNm60653.6129. 求 MAzM AzFA

28、zLN m166644.43210. 求 F 產生的彎矩MMLB yFBy26551.11N m2LA FFAy10894.96N m211. 合成彎矩M AM y2M Az2M AF188234.26NmM ' AM '2yM Az2M AF188234.26Nm12. 求軸傳遞的轉矩d2TFt610649.10N mm213. 求危險截面的當量彎矩取0.6 ，查得，。-160MPa d=57mmM eM A2( T)2411914.28N meM e22.24 MPa0.1d 3e -160MPa故設計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算e 時，忽略單鍵槽的影響）低速軸彎扭受力圖5.3 軸上零件的固定方法和緊固件（ 1）齒輪的安裝高速軸的齒輪與軸設計為齒輪軸式設計， 既齒輪與軸在同一零件上， 該結構主要是當齒輪的齒頂圓直徑與軸的直徑相差不大是，可以做成齒輪軸。低速軸的齒輪與軸的安裝方法為鍵連接， 考慮低速軸的直徑較大， 因此齒輪與軸分開制造， 采用鍵連接主要是由于齒輪要承受一定的載荷， 鍵槽加工相對簡單。（ 2）聯(lián)軸器與低速軸的裝配聯(lián)軸器初選類型為彈性套柱銷聯(lián)軸器，本聯(lián)軸器具有一定補償兩軸線相對偏移和減震緩沖能力， 適用于安裝底座性能好， 沖