机械毕业设计722高速级齿轮传动设计

目录

一、传动方案的拟定及电动机的选择 (2)

二、V带选择 (4)

三．高速级齿轮传动设计 (6)

四、轴的设计计算 (9)

五、滚动轴承的选择及计算 (13)

六、键联接的选择及校核计算 (14)

七、联轴器的选择 (14)

八、减速器附件的选择 (14)

九、润滑与密封 (15)

十、设计小结 (16)

十一、参考资料目录 (16)

数据如下:

已知带式输送滚筒直径320mm ，转矩T=130 N ·m ，带速 V=1.6m/s ，传动装置总效率为?=82%。

一、拟定传动方案

由已知条件计算驱动滚筒的转速n ω,即

5.953206

.1100060100060≈??=?=

π

πυωD n r/min 一般选用同步转速为1000r/min 或1500r/min 的电动机作为原动机，因此传动装置传动比约为10或15。根据总传动比数值，初步拟定出以二级传动为主的多种传动方案。

2.选择电动机

1）电动机类型和结构型式

按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y （IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。

2）电动机容量 （1）滚筒输出功率P w

kw n T 3.19550

5.951309550P =?=?=

ωω （2）电动机输出功率P

kw d 59.1%

823

.1P P ==

=

η

ω

根据传动装置总效率及查表2-4得：V 带传动?1=0.945；滚动轴承?2 =0.98；圆柱齿轮传动 ?3 =0.97；弹性联轴器?4 =0.99；滚筒轴滑动轴承?5 =0.94。

（3）电动机额定功率P ed

由表20-1选取电动机额定功率P ed =2.2kw 。

3）电动机的转速

为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由表2-1查得V 带传动常用传动比范围i 1 =2~4,单级圆柱齿轮传动比范围i 2 =3~6，则电动机转速可选范围为n d = n ω·i 1·i 2 =573~2292r/min

由表中数据可知两个方案均可行，方案1相对价格便宜，但方案2的传动比较小，传动装置结构尺寸较小，整体结构更紧凑，价格也可下调，因此采用方案2，选定电动机的型号为Y112M-6。

4）电动机的技术数据和外形、安装尺寸

由表20-1，20-2查出Y112M-6 型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸，并列表记录备用（略）。

3.计算传动装置传动比和分配各级传动比 1）传动装置传动比

84.95

.95940

n ===

ωn i m 2）分配各级传动比

取V 带传动的传动比i 1 =2.5，则单级圆柱齿轮减速器传动比为

45

.284.912≈==

i i i 所得i 2值符合一般圆柱齿轮传动和单级圆柱齿轮减速器传动比的常用范

围。

4.计算传动装置的运动和动力参数 1）各轴转速

电动机轴为0轴，减速器高速轴为I 轴，低速轴为Ⅱ轴，各轴转速为 n 0=n m =940r/min n I =n 0/i 1=940/2.5≈376

n II =n I /i 2=376/3.94≈95.5r/min

2）各轴输入功率

按电动机额定功率P ed 计算各轴输入功率，即 P 0=P ed =2.2kw

P I =P 0?1=2.2x0.945≈2.079kw P II =P I ?2 ?3 =2.079x0.98x0.97≈1.976kw 3）各轴转矩

T o =9550x P 0/n 0=9550x2.2/940=22.35N ·m

T I =9550x P I /n I =9550x2.079/376=52.80N ·m T II =9550x P II /n II =9550x1.976/95.5=197.6N ·m

二、V 带选择 1． 选择V 带的型号

根据任务书说明，每天工作8小时，载荷平稳，由《精密机械设计》的表7-5查得K A =1.0。则

kw n T I 3.19550

5

.951309550P =?=?=

ω

P d =P I ·K A =1.0×2.2=2.2kW

根据Pd=2.2和n1=940r/min,由《机械设计基础课程设计》图7-17确定选取A 型普通V 带。

2． 确定带轮直径D 1，D 2。

由图7-17可知，A 型V 带推荐小带轮直径D 1=125～140mm 。考虑到带速不宜过低，否则带的根数将要增多，对传动不利。因此确定小带轮直径D 1=125mm 。大带轮直径，由公式D 2=iD 1（1-ε） (其中ε取0.02)

由查《机械设计基础课程设计》表9-1，取 D 2=315mm 。 3． 检验带速v v=1.6m/s<25m/s 4． 确定带的基准长度

根据公式7—29：0.7（D 1+D 2）

依据式（7-12）计算带的近似长度L

a

D D D D a L 4)()(222

21210-+++=π

= 1708.9mm

由表7-3选取L d =1800mm ，K L =1.01 5． 确定实际中心距a

2

0L

L a a d -+

≈=545.6mm 6． 验算小带包角α1

a

a o

12o

157.3)D -(D -180 ?≈ =1600

7． 计算V 带的根数z 。

由表7-8查得P 0≈1.40，由表7-9查得Ka=0.95，由表7-10查得△P 0=0.11，则V 带的根数

L

a d

K K P P P z )(00?+=

=1.52根

取z=2 8．

计算带宽B

B=（z-1）e+2f

由表7-4得：B=35mm 三．高速级齿轮传动设计 1） 选择材料、精度及参数 小齿轮：45钢，调质，HB 1 =240 大齿轮：45钢，正火，HB 2 =190 模数：m=2 齿数：z 1=24 z 2=96

齿数比： u=z 2/z 1=96/24=4 精度等级：选8级（GB10095-88）

齿宽系数Ψd : Ψd =0.83 （推荐取值：0.8~1.4） 齿轮直径：d 1=mz 1=48mm d 2=mz 2=192mm 压力角：a=200 齿顶高：h a =m=2mm 齿根高：h f =1.25m ≈2.5mm

全齿高：h=(h a +h f )=4.5mm 中心距：a=m(z 1+z 2)/2=120mm

小齿轮宽：b 1=Ψd ·d 1=0.83×48=39.84mm

大齿轮宽：根据《机械设计基础课程设计》P24,为保证全齿宽接触，通常使小齿轮较大齿轮宽，因此得：b 2=40mm 1． 计算齿轮上的作用力 设高速轴为1，低速轴为2 圆周力：F t1=2T 1/d=2200N F t2=2T/d=2058.3N 径向力：F r1=F 1t ·tana=800.7N F r2=F 2t ·tana=749.2N

轴向力为几乎为零 2）齿轮许用应力[ζ]H [ζ]F 及校验

[]H d V E H uc

H u

u d K K T Z Z Z E

F σψμπρσβε≤±=-=

12)1(23

112 Z H ——节点齿合系数n

H a Z 2sin cos 22β

=。对于标准直齿轮，a n =20o,β=0,Z H =1.76

Z E ——弹性系数，)

1(2μπ-=

E

Z E 。当两轮皆为钢制齿轮（μ=0.3，

E1=E2=2.10x10N/mm2）时，Z E =2712mm N ；

Z ε——重合系数，a

K Z εεε1=

。对于直齿轮，Z ε=1。

.K β——载荷集中系数，

u

u F F K max

=β由《精密机械设计》图8-38选取，k β =1.08

Kv ——动载荷系数，《精密机械设计》图8-39，kv=1.02 计算得 ζH =465.00 N ·mm -2

[]HL H

b H H K S lim σσ=

b H lim σ——对应于N HO 的齿面接触极限应力其值决定于齿轮齿轮材料及热处

理条件，《精密机械设计》表8-10；b H lim σ=2HBS+69=240x2+69=549N ·mm -2。

S H ——安全系数。对于正火、调质、整体淬火的齿轮，去S H =1.1； K HL ——寿命系数。

6

H

HO

HL N N K =式中N HO ：循环基数，查《精密机械设计》图8-41，N HO =1.5x107；N H ：齿轮的应力循环次数，N H =60nt=60x376x60x8=1.08288x107；

取K HL =1.06

[]H σ=529.04 N ·mm -2

ζH =465.00 N ·mm -2≤[]H σ=529.04 N ·mm -2 因此接触强度足够

[]F d V F V P t

F

F m

d K K T Y K K bm F Y σψσβ≤==2112 B ——齿宽，1d b d ψ==0.83x48=39.84；

[]F σ——许用弯曲应力；

[]FC FL F

b F F K K S lim σσ=

查表8-11得b F lim σ=1.8x240=432 N ·mm -2，F S =1.8，FC K =1 （齿轮双面受载时的影响系数，单面取1，双面区0.7~0.8），6

FV

FO

FL N N K =（寿命系数）循环基数FO N 取4x106 ,循环次数FV N =60nt=60x376x60x8=1.08288x107 K FL =0.847≈1

Y F ——齿形系数。查《精密机械设计》图8-44，Y F =3.73 计算得

[]F σ=240 N ·mm -2

ζF =113.45 N ·mm -2 ζF ≤[]F σ 因此弯曲强度足够 四、轴的结构设计 1． 轴的材料

选用45钢 2． 估算轴的直径

根据《精密机械设计》P257式(10-2)，查表10-2 轴的最小直径336][2.0/P 1055.9n

P

C n d T ?=?≥τ取C=110或][T τ=30

计算得

d 1min ≈20mm d 2min ≈30mm 取 d 1=20mm ，d 2=30mm 3． 轴的各段轴径

根据《机械设计基础课程设计》P26，当轴肩用于轴上零件定位和承受内力时，应具有一定高度，轴肩差一般可取6～10mm 。用作滚动轴承内圈定位时，轴肩的直径应按轴承的安装尺寸取。如果两相邻轴段直径的变化仅是为了轴上零件装拆方便或区分加工表面时两直径略有差值即可，例如取1～5mm 也可以采用相同公称直径而不同的公差数值。

按照这些原则高速轴的轴径由小到大分别为：20mm,22mm,25mm,48mm,25mm；低速轴的轴径由小到大分别为：30mm,32mm,35mm,40mm,48mm，35mm。

4．轴的各段长度设计

1) 根据《机械设计基础课程设计》表3-1，表4-1以及图4-1，得

δ取8mm, δ1取8mm,

齿轮顶圆至箱体内壁的距离：△1=10mm

齿轮端面至箱体内壁的距离：△2=10mm

轴承端面至箱体内壁的距离（轴承用油润滑时）：△3=5mm

箱体外壁至轴承座孔端面的距离：L1=δ+C1+C2+(5～10)=45mm

轴承端盖凸缘厚度：e=10mm

2) 带轮宽：35mm

联轴器端：60mm

1)轴承的厚度

B01=15mm,B02=17mm

根据上面数据，可以确定各段轴长，由小端到大端依次为：

高速轴：35mm,42mm，16mm,12mm,40mm,12mm,16mm

低速轴：60mm,40mm,30mm，40mm，10mm,17mm

5． 轴的校核计算（《精密机械设计》P257—P262，《机械设计手册》） 对于高速轴校核：

垂直面内支点反力：L a :28.5带轮中径到轴承距离，L b ：67.5mm 两轴承间距离。

·N L L L F F b b a r rA 5.10655

.67)

5.675.28(2.749=+?=+?

= N L L F F b a r rB 3.3165

.675.282.749≈?=?

= 校核F rA = F r + F rB

1065.5N=（749.2+316.3）N 类似方法求水平面内支点反力： V 带在轴上的载荷可近似地由下式确定：

2

sin

2zF F 1

0z α= ；

F 0——单根V 带的张紧力（N ）

20)15

.2(

500F qv zv

P K d +-=α P d ——计算功率P d =2.079Kw ;

Z ——V 带的根数；ν=6.2 m ·s -1（为带速） K a ——包角修正系数K a =0.95

q ——V 带单位长度质量q=0.10（k g ·m -1）《精密机械设计》表7-11 计算得 F 0=144.7 F z =570N

Fz

N

L L F l L F l F F a

t c b Z c

Z tB 11485

.1345.283.2058)675.67(5705.33570)(2≈?++?+?=+++?

=

（l c =Lc =67中轴到轴承距离）

3.20663.2058114857022F tA =--?=--=t tB z F F F N,

M ⊥A=F r ·L a =21352.2N ·mm M ⊥B=0 同理求得：

M =A =F t ·L a =58662.4 N ·mm M =B =F z ·Lc=38190 N ·mm

5.624274.586622.213522

222≈+=+==⊥A A M M M A N ·mm 381903819002222=+=+==⊥B B M M M B

N ·mm 已知T=52800N ·mm ，选用轴的材料为45钢，并经正火处理。查《精密机械设计》表10-1，其强度极限B σ=600N ·mm -2 ，并查表10-3与其对应的[]b 1-σ=55N · mm -2，[]b 0σ=95 N ·mm -2故可求出

[][]58.095

5501===

-b b σσα

3.69534)5280058.0(5.62427)(2222

=?+=+=T M M A vA αN ·mm

同理得M vB =31098.7 N ·mm

3.2355

1.03

.69534][1.033

1=?==-b vA M d σmm

在结构设计中定出的该处直径d A =25mm,故强度足够。 同理对高速轴的校核中：

d=33.2mm, 在结构设计中定出的该处直径d=35mm,故强度足够。 五、滚动轴承的选择及校核计算

根据任务书上表明的条件：载荷平稳，以及轴承主要受到轴向力，所以选择圆锥滚子轴承。由轴径的相应段根据《机械设计基础课程设计》表15-7选择轻窄（2）系列，其尺寸分别为：

内径：d 1=25mm,d 2=35mm 外径：D 1=52mm. D 2=72mm 宽度：B 1=15mm ，B 2=17mm 滚动轴承的当量载荷为：

）

（＝a r p YF XF f P +

∵a F ＝0，∴e 0F F r a

<＝∴X=1；Y=0；

则

N

2640220022002.10.1F f P r p ～＝）～＝（＝?

h 20.1851402640

102.237636010P C n 6010L 3

10

36max min 6max 10h ＝）（＝）（＝）

（??ε C ——额定动载荷，《机械设计基础课程设计》表15-7

而题目要求的轴承寿命为h 30000L h ＝<）（max 10h L ，故轴承的寿命完全符合要求

六、键联接的选择及校核计算

1．根据轴径的尺寸，由《机械设计基础课程设计》表14-1 高速轴与V 带轮联接的键为：键C8X30 GB1096-79 大齿轮与轴连接的键为：键 12X32 GB1096-79 轴与联轴器的键为：键C8X50 GB1096-79 2．键的强度校核

齿轮与轴上的键 ：键C12×32 GB1096-79

b ×h=12×8,L=32,则Ls=L-b=20mm 圆周力：F r =2T II /d=2×197600/40=9880N 挤压强度：s

r

p L h F ?=

2σ=123.5<125~150MPa=[ζp] 因此挤压强度足够 剪切强度：s

L b Fr

?=

2τ=82.3<120MPa=[τ] 因此剪切强度足够

键C8×30 GB1096-79和键C8×56 GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。

七、 联轴器的选择

根据轴径的和《机械设计基础课程设计》表17-1选择联轴器的型号： GB3852-83 J 1一对组合 轴孔直径：d=30mm, 长度：L=60mm 八、减速器附件的选择 通气器

由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M16×1.5 油面指示器 选用游标尺M16 起吊装置

采用箱盖吊耳、箱座吊耳，双螺钉起吊螺钉

放油螺塞

选用外六角油塞及垫片M14×1.5

根据《机械设计基础课程设计》表13-7选择适当型号：

起盖螺钉型号：GB5783～86 M6×20,材料Q235

高速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M6×20,材料Q235

低速轴轴承盖上的螺钉：GB5783～86 M6×20,材料Q235

螺栓：GB5782～86 M10×80，材料Q235

九、润滑与密封

1.齿轮的润滑

采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度ν<12m/s，当m<20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。

2.滚动轴承的润滑

由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。

3.润滑油的选择

齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。

4.密封方法的选取

选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

十、设计小结

课程设计体会

这次课程设计是继上次电子技术课程设计的一次延续，虽然不同科目，但是他们都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历由感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！

课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。

十一、参考资料目录

[1]《机械设计基础课程设计》，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信远主编，1995年12月第一版；

[2]《精密机械设计》，机械工业出版社庞振基，黄其圣主编 2005年1月第一版

[3]《机械设计手册》，化学工业出版社成大先主编 1994年4月第三版