传动零件的设计计算word格式

1、 机械设计基础课程设计说明书学 院、 系： 机械工程学院 专 业： 机械设计与制造 学 生 姓 名 ： 彭加明 班 级： 机制1004 指导教师姓名： 李 硕 职称： 副教授最终评定成绩： 2011年 12 月 26 日 至2011年 12 月 30 日目录1 传动方案的分析与拟定11.1 设计的原始数据11.2 设计所要求的工作条件11.3 传动方案的分析11.4 传动方案的拟定22 原动机的选择32.1 电动机类型的选择32.2 选择电动机的容量31、工作机所需的等效功率32、电动机的输出功率32.3确定电动机的转速41、滚筒工作转速42、电动机的型号确定43 传动比的分配53.1 计算总

2、传动比53.2分配传动比54 传动装置的运动和重力参数计算64.1各轴的转矩计算64.2各轴的输入功率计算64.3 各轴输入转矩65 传动零件的设计计算85.1 选v带85.2 选择v带的带型85.3确定带轮的基准直径，并验算带速v85.4 确定带长和中心距95.5 确定v带根数95.6 计算单根v带的拉紧力105.7 计算v带队轴的压力q106 闭式圆柱直齿齿轮传动设计116.1 选择齿轮材料，热处理方法116.2 确定材料许用接触应力116.3 根据设计准则，按齿面接触疲劳强度进行设计116.4 几何尺寸计算126.5 校核齿根弯曲疲劳强度126.6 齿轮其他尺寸计算136.7 选择齿轮精

3、度等级147 轴的设计计算157.1 输出轴的设计151、选取轴的材料和热处理方法，并确定轴的材料的许用应力152、估算轴的最小直径153、轴的结构设计并绘制结构草图154、从动齿轮的受力计算175、按扭矩和弯矩组合变形强度条件进行校核计算176、校核轴的强度197.2 输入轴的设计191、选取轴的材料和热处理方法，并确定轴的材料的许用应力192、估算轴的最小直径203、轴的结构设计并绘制结构草图204、主动齿轮的受力计算225、按扭矩和弯矩组合变形强度条件进行校核计算226、校核轴的强度238 轴承的设计校核258.1输出轴轴承251、轴承的选择252、轴承的校核253、结论268.2输入轴

4、轴承261、滚动轴承的选择262、轴承的校核263、结论279 连接键的选择与校核289.1选择键的类型289.2确定键的尺寸281、输出轴键的尺寸282、输入轴键的尺寸289.3强度校核291、输出轴键的校核292、输入轴键的校核2910 联轴器的选择3110.1联轴器类型的选择3110.2型号、尺寸选择311、确定计算工作时的最大转矩312、校核轴径不超过联轴器的孔径范围313、转速的校核314、结论3211 箱体结构设计3312 减速器附件的设计3512.1 窥视孔和视孔盖3512.2 定位销3512.3 通气器3613 润滑和密封3713.1 减速器的润滑371、齿轮的润滑372、滚动

5、轴承的润滑3713.2 减速器的密封3714总结38参考文献391 传动方案的分析与拟定1.1 设计的原始数据带圆周力f/n带速v（m/s）滚筒直径d/mm11001.52501.2 设计所要求的工作条件 三班制，使用年限10年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输带速度允许误差为5%。1.3 传动方案的分析机械传动系统装置的设计是一项比较复杂的工作。在传动装置设计之前必须首先确定好机械系统是传动方案。合理的传动方案，首先满足工作机的性能要求，其次满足工作可靠，转动效率高，结构简单，结构紧凑，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。 （a） (b) (c)图1-1 传动方案对比图根据要求

6、有图1-1示三种方案，现在对三种方案进行对比，选择最合理的方案。（a）传动方案包含v带传动和单级圆柱齿轮减速器。带传动承载能力较低，在传递相同的转矩时，结构尺寸较啮合传动大，带传动具有传动平稳，吸振等特点，能够起过载保护。（b）传动方案包含蜗杆涡轮减速器，蜗杆涡轮结构紧凑，工作平稳，传动比比较大，而且涡轮传动效率不高，长期连续工作不经济,不适合此设计方案。（c）传动方案包含同步带传动和单级圆柱齿轮减速器制造和安装精度要求较高，中心距要求较严，广泛应用于要求传动比准确的中、小功率传动中。1.4 传动方案的拟定根据上述各种方案的优缺点选择方案（a），具体如图1-2示：图1-2 传动方案2 原动机的

7、选择2.1 电动机类型的选择按照设计要求以及工作条件选用y系列三相异步电动机。2.2 选择电动机的容量1、工作机所需的等效功率式中：为工作机所需的有效功率（） f为带的圆周力（n）2、电动机的输出功率式中：为传动装置的工作机的总效率（=） 为弹性联轴器效率 为闭式齿轮传动（设齿轮精度为8级）效率 为一对滚动轴承效率 为v形带传动效率 为工作机效率通过文献【1】中表4-4得： =0.99 =0.97 =0.99 =0.94 =0.96故=0.8493 =1.65/0.8493=1.94因载荷平稳，电动机的额定功率稍大于即可，由文献【1】中表853选取电动机的额定功率为2.22.3确定电动机的转速

8、1、滚筒工作转速由原始数据可求得：=601000v/d=6010001.5/250=114.652、电动机的型号确定由文献【3】中表3-2查得：v带传动比，闭式园粒齿轮传动比，则总传动比.故电动机的转速的可选范围为：（620）114.65=687.92293符合这一转速的同步转速的有1500、1000和750，从经济和外廓尺寸来考虑，选择1500，其总传动比也不是很大在文献【1】中查表8-53可得，对应额定功率为2.2kw说我电动机的型号为y100l1-4，其数据为：电动机型号额定功率/满载转速（）堵载转矩/额定功率最大转矩/额定转矩y100l1-42.214202.22.2由文献【1】表8-

9、54查得：电动机中心高度h=100轴伸出部分用于装联轴器轴段的直径和长度分别为：d=28和e=60.3 传动比的分配3.1 计算总传动比传动装置的总传动比可根据电动机的满载转速和滚筒的所需转速计算：1420/114.6512.4式中:为总传动比 为电动机的满载转速（）3.2分配传动比根据文献【3】的表3-2查得：v带传动比24，闭式圆柱齿轮的传动比35，所以传动比的分配如下：v带传动比： 闭式圆柱齿轮传动比：4 传动装置的运动和重力参数计算4.1各轴的转矩计算 4.2各轴的输入功率计算2.20.940.99=2.052.050.990.97=1.97式中：为电动机0轴和1轴间的传递效率. 为1

10、轴和2轴间的传递效率.4.3 各轴输入转矩由文献【6】式（9-1）得：9550=95502.2/142014.7914.793.10.930642.6742.6740.9603163.9将4.1、4.2、4.3中的结果列入如下表：表4-1运动和动力的参数轴号功率/转矩t()转速n（）传动比效率电动机轴2.214.7914203.10.93061轴2.0542.674583.10.93062轴1.97163.9114.540.96035 传动零件的设计计算5.1 选v带确定计算由文献【2】表10-7查得故： 5.2 选择v带的带型 根据，由文献【2】的图10-8可选取a型的v带。5.3 确定带轮

11、的基准直径，并验算带速v由图10-8可知，小带轮的基准直径的推荐值为80200r/min，由文献【2】表108，则取，故 由表108，去，实际v带传动比i为： 由文献【1】式1014得带速 值在5-25m/s范围内，带速合格5.4 确定带长和中心距由文献【2】中式1015得 粗选中心距则由文献【2】式102得：取由式1011得实际中心距a为： 显然选取的中心距符合题意。验算小带轮的包角，由式108得： 符合小带轮包角的要求。5.5 确定v带根数根据文献【2】可查表104，由线性插值法可得：根据文献【2】可查表105，由线性插值法可得：根据文献【2】可查表105，由线性插值法可得：根据文献【2】

12、可查表102，可得：由式1019得：v带根数z为取整长，故z=3根5.6 计算单根v带的拉紧力根据文献【2】中表1014得，由式1020得单根v带的拉紧力为：5.7 计算v带队轴的压力q根据文献【1】中式1021得v带对轴的压力为：6 闭式圆柱直齿齿轮传动设计6.1 选择齿轮材料，热处理方法根据工作条件，一般用途的减速器可用闭式软齿面传动，由文献【2】查表121得：小齿轮45钢调质处理hbs1=225大齿轮45钢正火处理hbs2=185 两齿轮齿面硬度为210hbs,符合软齿面传动的设计要求。6.2 确定材料许用接触应力根据文献【2】查表126，两实验齿轮材料的接触疲劳极限应力分别为：=480

13、+0.93(225-135)=563.7.=480+0.93(185-135)=526.5.查文献【2】表12-7，接触疲劳强度的最小安全系数shim=1.0，则两齿轮材料的接触应力分别为：=563.7=526.5.6.3 根据设计准则，按齿面接触疲劳强度进行设计由式文献【2】式12-6得：式中：小带轮的转矩根据文献【2】中表12-3，取载荷系数k=1.0，根据文献【2】中表12-4，查取弹性系数；取齿宽系数（闭式软齿面）；的值以较小值代入，齿数比为u=4.6.4 几何尺寸计算齿数：由于采用闭式软齿面传动，根据文献【2】186页查得小齿轮齿数的推荐值,故可取,则。模数：由文献【2】表51，将m

14、转化为标准模数，取m=2mm中心距：齿宽：，取整：即 ，取6.5 校核齿根弯曲疲劳强度由文献【2】中公式128得： 由文献【2】表125，两齿轮的齿形系数，应力校正系数分别为（由线性插值法求出） 由文献【2】中表126，两实验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为： 查表12-7.弯曲疲劳强度的最小安全系数为=1.0两齿轮材料的许用弯曲疲劳应力分别为： 将上述参数分别带入文献【2】中的校核公式12-8，可得两齿轮的齿根弯曲疲劳应力分别为： = =所以，两齿轮齿根弯曲疲劳强度均足够。6.6 齿轮其他尺寸计算分度圆直径： 齿顶圆直径 ： 齿根圆直径： 中心距：齿宽： 式中： 6.7 选择齿轮精度等级 齿

15、轮圆周速度 查表12-2选择齿轮精度第ii公差组为9级，由文献【4】第八章第四节经过计算查得：小齿轮 9 fh gb/t10095-1988大齿轮 9 gj gb/t10095-19887 轴的设计计算7.1 输出轴的设计1、选取轴的材料和热处理方法，并确定轴的材料的许用应力 根据条件，普通用途，中小功率选用45钢正火处理。查查考文献【1】表16-1得查【2】表16-5得.2、估算轴的最小直径查【2】表16-2取 a=115 根据公式16-1得： 考虑到轴端有一键槽，将其轴径增加4%5%故：29.71.05=31.2mm由传动方案可知，该轴的外端要安装联轴器，为了补偿轴的偏差，选用弹性柱销联轴

16、器。 式中：k工作情况系数，查文献【2】表17-1取k=1.5 查文献【1】表8-36,选用弹性柱销联轴器，其型号为l2， 内孔直径与上述增大5%后的轴径相比，最后取轴的最小直径3、轴的结构设计并绘制结构草图（1）确定轴上零件的布置方案和固定方式。参考一般减速器一般将齿轮布局在轴的中部，对称于两端的轴承；齿轮用轴环和轴套做轴向固定，用平键和过盈配合（h7/k6）做周向固定；右端轴承用轴肩和过渡配合（h7/k6）；左端轴承采用轴套和过度配合（h7/r6）固定内套圈；轴的定位则由两端的轴承端盖单面轴向固定轴承的外套圈来实现。输出端的联轴器用轴肩和挡板作轴向固定，用平键做周向固定。（2）根据工作条件

17、，两端采用深沟球轴承，轴承用脂润滑，齿轮采用油浴润滑。（3）确定轴的各段直径图7-1 从动轴的草图 外伸端直径d=32mm(一般应符合所选联轴器轴孔标准，这里选用l2弹性柱销联轴器)；按工艺和强度要求把轴制成阶梯形，取通过轴承盖轴段的直径为d= d+2h= d+20.07 d=36.48mm,由于该段处安装毡圈，故由文献【1】表8-52取标准直径d=40mm.考虑轴承的内孔标准，由文献【1】表8-32取d=d=45(两轴承同型号)，初选两端深沟球轴承的型号为6209；直径为d的轴段为轴头，由文献【2】表16-3取轴径d=50mm；轴环直径= d+2h= d+20.07 d=57mm；根据轴承安

18、装直径，查文献【1】表8-32取d=52mm。（4）确定轴的各段长度l7=20mm,(由文献【1】的表8-32查得轴承宽度为b=19mm，挡油环厚1mm)l5 =7mm,(轴环宽度为b1.4h)；根据减速器结构设计要求，初步确定2=（1015）mm，=(510)mm；l6=2+-l5=（1015mm）+(510mm）-7mm=12mml3=b+2+(13mm)=19+（1015mm）+(510mm）+(13mm)=40mml2=45mm,(根据减速器箱体结构等尺寸初步确定为4548mm)；（由文献【2】图12-18查得，轮毂宽度，）；l1=58mm（由文献【1】表8-35查得，l2型弹性柱销联

19、轴器j型轴孔长度为，l1比其短）。由草图可知，两轴承之间的跨距：（近似的认为支点在两轴承宽度的中点）。4、从动齿轮的受力计算前面已求得分度圆直径，转矩，则圆周力：径向力：5、按扭矩和弯矩组合变形强度条件进行校核计算（1）绘制轴的受力分析图（a）(2)将齿轮所受力分解成水平面h和铅垂平面v的力（b）（3）求水平面h和铅垂平面v的支座反力：水平面h内的支座反力：铅垂平面v内的支座反力：(4)绘制弯矩图水平面h内的弯矩图（c）铅垂平面v内的弯矩图（e）合成弯矩图（f）（5）绘制扭矩图（g） 图7-2 从动轴的受力图，弯矩图和扭矩图 （6）绘制当量弯矩图（h）由文献【2】的196页查取，b截面的当量弯

20、矩为：6、校核轴的强度根据总合成弯矩图，扭矩图和轴的结构草图判断a，b为危险截面。下面分别进行校核：（1）校核a截面考虑键槽后，由于（2）校核b截面考虑键槽后，由于，所以该轴的强度足够。7.2 输入轴的设计1、选取轴的材料和热处理方法，并确定轴的材料的许用应力根据条件，普通用途，中小功率选用45钢正火处理。查查考文献【1】表16-1得查【2】表16-5得.2、估算轴的最小直径查【2】表16-2取 a=110 根据公式16-1得： 考虑到轴端装皮带轮需要开键槽，将其轴径增加4%5% 故： 3、轴的结构设计并绘制结构草图（1）确定轴上零件的布置方案和固定方式。参考一般减速器一般将齿轮布局在轴的中部

21、，对称于两端的轴承；齿轮用轴环和轴套做轴向固定，用平键和过盈配合（h7/k6）做周向固定；右端轴承用轴肩和过渡配合（h7/k6）；左端轴承采用轴套和过度配合（h7/r6）固定内套圈；轴的定位则由两端的轴承端盖单面轴向固定轴承的外套圈来实现。输出端的联轴器用轴肩和挡板作轴向固定，用平键做周向固定。（2）根据工作条件，两端采用深沟球轴承，轴承用脂润滑，齿轮采用油浴润滑。（3）确定轴的各段直径图7-2 主动齿轮轴的草图外伸端直径d=20mm(一般应符合所选皮带轮轴孔标准，查文献【5】表14-18选的)；按工艺和强度要求把轴制成阶梯形，取通过轴承盖轴段的直径为d= d+2h= d+20.07 d=22

22、.8mm,由于该段处安装毡圈，故由文献【1】表8-52取标准直径d=25mm.考虑轴承的内孔标准，由文献【1】表18-32取d=d=30(两轴承同型号)，初选两端深沟球轴承的型号为6206； 直径为d的轴段为轴头，由文献【2】表16-3取轴径d=30mm； 根据轴承安装直径，查文献【1】表8-32取d=36mm。（4）确定轴的各段长度l6=16mm,(由文献【1】表8-32查得轴承宽度为b=15mm，挡油环厚1mm)根据减速器结构设计要求，初步确定2=（1015）mm，=(510)mm；l5=2+=（1015mm）+(510mm）=21mm（根据齿轮啮合）l3=b+2+(13mm)=15+（1

23、015mm）+(510mm）=36mml2=45mm,(根据减速器箱体结构等尺寸初步确定为4548mm)；l4=50mm(此处做成齿轮轴，其轴向长度等于齿宽-前面已经算出)l1=36mm（由文献【5】图14-5查得）。由草图可知，两轴承之间的跨距：（近似的认为支点在两轴承宽度的中点）。4、主动齿轮的受力计算转矩：，则：圆周力：径向力：5、按扭矩和弯矩组合变形强度条件进行校核计算（1）绘制轴的受力分析图（a）（2）将齿轮所受力分解成水平面h和铅垂平面v的力（b） （3）求水平面h和铅垂平面v的支座反力。水平面h内的支座反力：铅垂平面v内的支座反力：(4)绘制弯矩图水平面h内的弯矩图（c）铅垂平面

24、v内的弯矩图（e）合成弯矩图（f） 7-4 主动齿轮轴的受力图，弯矩图和扭矩图（5）绘制扭矩图（g）（6）绘制当量弯矩图（h）单向转动，故切应力为脉动循环，由文献【2】的196页查取，b截面的当量弯矩为：6、校核轴的强度根据总合成弯矩图，扭矩图和轴的结构草图判断a，b为危险截面。下面分别进行校核：（1）校核a截面 考虑键槽后，由于，故a截面安全。（2）校核b截面由于此处是齿轮轴，故无键槽，所以，因此b截面安全。因为a，b截面均安全，所以该轴的强度是足够的。8 轴承的设计校核8.1输出轴轴承1、轴承的选择滚动轴承的类型应根据所受载荷的大小、性质、方向、转速及工作要求进行选择。若只承受径向载荷而轴

25、向载荷较小，的转速较高，则选用深沟球轴承；若轴承同时承受较大的径向力和轴向力，则应选择角接触球轴承。经过分析比较，本设计中选用深沟球轴承的型号为6209.2、轴承的校核对于中速运转的轴承其主要失效形式是疲劳点蚀，设计约束蚀保证轴承足够充分的疲劳寿命所进行的疲劳寿命校核计算：已知前面轴的设计已初选轴承6209，转速由于是直齿圆柱齿轮，所以轴向力可以忽略不计，故轴承的当量动载荷是径向当量动载荷：计算轴承寿命：由文献2表14-7、表14-8查得： 由文献【1】表8-32查得：轴承6209的额定动载荷由文献【2】的252页查得：球轴承 故文献【2】的式(14-6b)得： 3、结论由题目要求10年、三班

26、制得的寿命，故所选轴承的寿命远大于所要求的寿命，轴承6209的选择合理。8.2输入轴轴承1、滚动轴承的选择滚动轴承的类型应根据所受载荷的大小、方向、性质、转速及工作要求进行设计。若只承受径向载荷而轴向载荷较小，的转速较高，则选用深沟球轴承；若轴承同时承受较大的径向力和轴向力，或者需要调整传动件的轴向位置，则应选择角接触球轴承。经过分析比较，本设计中选用深沟球轴承。2、轴承的校核对于转速一般的轴承主要失效形式是疲劳点蚀，故应进行疲劳点蚀计算：前面轴的设计中已初选轴承型号为6206，转速为由于是直齿圆柱齿轮，所以轴承的当量动载荷为径向当量动载荷故计算轴承寿命：由文献2表14-7、表14-8查得：

27、由文献【1】表8-32查得：轴承6206的额定动载荷由文献【2】的252页查得：球轴承 故文献【2】的式(14-6b)得：3、结论由题目要求10年、三班制得的寿命，故所选轴承的寿命远大于所要求的寿命，轴承6206的选择合理。9 连接键的选择与校核9.1选择键的类型由条件：输出轴为联轴器与轴连接处；为齿轮与轴连接处；输入轴为v带与轴连接处，得：联轴器与轴连接和v带与轴连接处选用c型平键连接，而齿轮与轴连接处选用a型平键连接。9.2确定键的尺寸1、输出轴键的尺寸段长度为，段长度为查文献【2】表13-10知：时，键剖面尺寸为；时，键剖面尺寸为；参考联轴器、齿轮轮毂的宽度及键长l的尺寸系列（查文献第2

28、34页得：一般键长比轮毂宽度小），故取2、输入轴键的尺寸段的长度为由文献【2】表13-10知：时，键剖面尺寸为；参考v带轮的轮毂宽度及键长l尺寸系列（查文献第234页得：一般键长比轮毂宽度小），故取9.3强度校核1、输出轴键的校核由文献【2】式（13-22）知平键静连接时挤压强度条件为： 式中：为轴的直径 为键的高度 为键的工作长度,对于a型键，c型键 为转矩 为许用挤压应力工作表面的挤压应力： 由文献【2】表13-11可知，轮毂材料为钢，具有轻微冲击，键连接的许用挤压应力，故连接能满足挤压要求。2、输入轴键的校核由文献【2】式（13-22）知平键连接的挤压强度条件为： 工作表面的挤压应力为：

29、 由文献【2】表13-11得：当轮毂材料为钢，具有轻微冲击时，键连接的许用挤压应力，故连接能满足挤压要求。10 联轴器的选择10.1联轴器类型的选择根据已知条件，初选用型弹性柱销联轴器10.2型号、尺寸选择1、确定计算工作时的最大转矩由文献【2】式（17-1）得： 式中：为工作情况系数（查文献2表17-1取） 为理论转矩，前面已计算出 为联轴器的许用转矩（查文献5表11-15得） 2、校核轴径不超过联轴器的孔径范围由文献【1】表8-36查得的弹性柱销联轴器的在范围内，故，符合要求3、转速的校核由文献【1】表8-36查得的弹性柱销联轴器的许用最高转速，而实际转速为输出轴的转速，故，显然，故绝对满

30、足要求4、结论 联轴器的型号选为型的弹性柱销联轴器。11 箱体结构设计表11-1 箱体的尺寸名称符号结构尺寸/mm箱体壁厚8箱盖壁厚8箱座，箱盖，箱底凸缘的厚度箱座，箱盖上的肋厚轴承旁凸台的高度和半径轴承盖的外径74地脚螺钉的直径与轴承旁连接螺栓直径12.3箱座，箱盖连接螺栓直径8.2连接螺栓直径16通孔直径17.5沉头座直径33凸缘尺寸2420定位销直径6轴承盖螺钉直径8.2视孔盖螺钉直径6.4箱体外壁至轴承底端面的距离50大齿轮齿顶圆与箱体内壁的距离10齿轮端面与箱体内壁的距离10箱体是减速器中所有零件的基座。其作用在于支持旋转轴和轴上零件。箱体的结构参数如上表所示。12 减速器附件的设计12.1 窥视孔和视孔盖窥视孔用于检查传动件的啮合情况和润滑情况等，并可由该孔向箱内注入润滑油，平时由窥视孔盖用螺钉封住。为防止污染物进入箱内及润滑油渗漏，盖板底部垫有纸质封油垫片。由于减速器中心距,且为单级齿轮减速器，查文献【1】表8-40得，故窥视孔及视孔盖的数据如下表：表1