简易拉床传动装置设计

一、课程设计任务书设计题目设计用于拉削花键孔的简易拉床传动装置，如图8-1所示。图8-1简易拉床传动装置设计参考图原始数据拉刀切削力F（N）14400拉刀拉削速度v（min）5.42丝杠螺距p（mm）12工作条件：两班制工作，连续运转，载荷平稳。使用期限：工作期限为5年。生产批量：小批量生产。设计任务1）完成拉床总体传动方案的设计和论证，绘制总体设计原理方案图。2）完成拉床主要传动装置的结构设计。3） 完成装配图1张（A或A）,零件图2张（A）。0124） 编写设计计算说明书1份。二、传动方案的拟定与分析传动装置由电动机，传动装置和工作机组成。传动装置图如下图所示：-+600该方案首先是带传动，然后是锥齿轮传动。带传动有过载保护的优点，还可以缓和冲击和振动。锥齿轮传动采用闭式传动，主要作用是换向。齿轮、轴和轴承等都装在封闭箱体内，润滑条件良好，灰尘不易进入。丝杠将旋转运动通过螺母转变为直线运动,由普通丝杠或滚珠丝杠传动，可获得很高的精度和平稳的运动，从而满足工作机的要求。三、电动机的选择1、电动机类型的选择选择Y系列三相异步电动机，380V电压。2、电动机功率选择（1）传动装置的总效率：耳=耳2 =0.96x0.982x0.97x0.99=0.8854总带轴承齿轮联轴器2）电机所需的功率：沁沁1.46KWF.Vp=电动机1000n总

14400x0.09031000x0.88543、确定电动机转速计算丝杠工作转速：n =v=0.0903y皑450r/i丝杠p0.012/s /mm按《机械设计课程设计指导书》P7表1推荐的传动比合理范围，取圆锥齿轮传动减速器传动比范围i=1~3，取V带传动比i=2~3，则总传动比合理范围为I总齿轮 带 总=2~9。故电动机转速的可选范围为：n=ixn=（2〜9）x450=900~4050r/min0电动机总丝杠符合这一范围的同步转速有1000、1500和3000r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有两种适用的电动机型号，因此有三种传动比方案，综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1500r/min04、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y100L2-40其主要性能：额定功率3KW；满载转速1420r/min；额定转矩2.2。

四、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比TOC\o"1-5"\h\zn 1420i=电动机= =3.16总n 450丝杠2、分配各级传动比（1）据指导书P7表1,取带传动i=24++-带(2)i=ixi总带减速器i减速器i 3.16i减速器■总= =1.58i24++-带1、计算各轴转速五、动力学参数计算=14201、计算各轴转速五、动力学参数计算=1420r/min电动机=2=兰00=710r/mini2带i减速器2、计算各轴的功率―=^10=449.4r/min1.58P=P=1.46KW1电机P=PXn=1.5X0.96=1.40KW21带P=PXnXn=1.44X0.98X0.96=1.31KW3、计算各3轴2扭矩轴承 齿轮片（电动机轴）=9.55X106Pi/n1=9.55X106X1.46/1420=9819N・mmT2（带轮轴）=9.55X106P2/n2=9.55X106X1.40/710=18831N・mmT3（齿轮轴）=9.55X106P3/n3=9.55X106X1.31/449.4=27838N・mm六、传动零件的设计计算V带传动的设计计算1、 选择普通V带截型由教材P156表8-7取kA=1.2P「=KP=1.2X3=3.6KWCA由教材P157图8-11选用A型V带2、 确定带轮基准直径，并验算带速由教材教材P157图8-11推荐的小带轮基准直径为：80〜100mm,则取d=90mm>dmin=75mmd1d»=n/n•d1=1420/710X90=180mmd21 2d1由教材P157表8-8,取dd2=180mm实际从动轮转速n2'=ndd1/dd2=1400X90/180=710r/min带速V：V=ndd1n1/60X1000=nX90X1420/60X1000=6.7m/s在5〜25m/s范围内,带速合适3、 确定带长和中心矩由图示知：中心距a=1065mm由教材P158式(8-22)Ld0=2a+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)2/4a得：Ld0=2556mm根据教材P146表(8-2)取Ld=2500mm4、 验算小带轮包角a1=1800-(dd2-dd1)/aX57.30=1800-(180-90)/1065X57.30=1800-5.90=174.10>1200(适用)5、 确定带的根数根据教材P152表(8-4a)查得：P0=1.07KW根据教材P153表(8-4b)查得：△P0=0.17KW根据教材P155表(8-5)查得：Ka=0.99根据教材P146表(8-2)查得：Kl=0.9由教材P158式(8-26)得：Z=PC/Pr=PC/(P0+^P0)KaKl=3.6/(1.07+0.17)X0.99X1.09=2.69取Z=36、 计算轴上压力由教材P149表8-3查得q=0.10kg/m，由教材P158式(8-27)单根V带的初拉力:F0=500PC/ZV(2.5/Ka-1)+qV2=500X3.6/(3X6.7)X(2.5/0.99-1)+0.10X6.72=141.07N则作用在轴承的压力Fp,由教材P159式(8-28)得：F=2ZFsina/2=2X3X141.07Xsin174.10/2=845.29Np01

齿轮传动的设计计算1、选择齿轮材料、精度等级及齿数选用闭式直齿圆锥齿轮传动，根据课本表10-1，小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。根据课本表10-8，选择7级精度。齿面粗糙度RaW1.6〜3.2“m按齿形制GB/T12369-1990齿形角二20。，顶隙系数c*二0.2，齿顶高系数h*二1,a螺旋角0=0。，轴夹角E=90，不变位，齿高用顶隙收缩齿。m传动比u=z/z=1.5821节锥角§=arctan（1/u）=26.565。，5二90。-26.565。二63.435。12不产生根切的最小齿数：Z=2ha*cos5/sin2a=15.292min 1选z=16，z=uz=1.58X16=25121公式：22、按齿面接触疲劳强度设计公式：2KT(1-0.5p)2uR R选载荷系数K=2,小齿轮传递的扭矩T=95.5X105P/n=1.88X104N・mm,选取齿t122宽系数0=0.3，由课本表10-6查得材料弹性影响系数Z=189.8MP。1。由图10-21dRE2按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限& 二600MPa，大齿轮的接触疲劳极限Hlim1& 二550MPa。Hlim2②计算应力循环次数N=60njL=60x449.4x1x(2x8x360x5)=7.766x1091 3hN=N/u=4.91x10821由图10-19查得接触疲劳寿命系数K =0.9K=0.87HN1 HN2计算接触疲劳许用应力[&]=K& /S=0.9x600=540MPa[&]=K& /S=0.87x550=479MPaH1HN1lim1 H2HN2lim2试算小齿轮的分度圆直径代入[&]中的较小值得Hd$2.923[厶I KT1 =75.788mm丿化(1-0.5*/u

⑤计算圆周速度vd=d(1-0.5©)=90.476x(1-0.5x0.3)=64.420mmm1 1t Rv=(兀dn)/(60X1000)=3.1415926x64.420x449.4/60x100=1.51158m/sm13⑥计算载荷系数齿轮的使用系数载荷状态均匀平稳，查表10-2得K=1.0。由图10-8查得动载系数AK=1.1。由表10-3查得齿间载荷分配系数K=K=1.1。依据大齿轮两端支承，小V Ha Fa齿轮悬臂布置，查表10-9齿轮悬臂布置，查表10-9得轴承系数K=1.25HPbe由公式K=K=1.5K=1.5X1.25=1.875HP FP HPbe接触强度载荷系数K=KKKK=1X1.1X1.1X1.875=2.27AVHaHP按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径d=d3：K/K=75.788X3；227/2=79.06mm1 It tm=d/z=79.06/18=4.39mm11取标准值m=5mm⑦计算齿轮的相关参数d=mz=5d=mz=5X16=80mm115=arctan(1/u)=26.565。1u2+1 1.582+1d=mz=5X25=125mm225=90。-26.565。=63.435。2R=d =108x =72.28mm122⑧确定并圆整齿宽b=©R=0.3X72.28=21.68mm圆整取B=25mmb=©R=0.3X72.28=21.68mm圆整取B=25mmR23、校核齿根弯曲疲劳强度①确定弯曲强度载荷系数K=KKKK=2.06AVFaF卩B=20mm1计算当量齿数z=z/cos5=16/cos26.565。=17.89v111z=z/cos5=54/cos63.435。=55.90v222查表10-5得Y=2.85,Y=1.54,Y=2.13,YFa1 Sa1 Fa2 Sa2计算弯曲疲劳许用应力=1.85由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数K=0.82,FN1K=0.87由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数K=0.82,FN1K=0.87FN2取安全系数SF=1.4由图10-20c查得齿轮的弯曲疲劳强度极限bFN1=500Mpab=380Mpa按脉动循环变应力确定许用弯曲应力[b]=Kb/S=0.82x500/1.4=292.85MPaF1 FN1FN1F[b]=Kb/S=0.87x380/1.4=236.14MPaF2FN2FN2F④校核弯曲强度根据弯曲强度条件公式G2KTYYl1= 1Fa1Sa1———lb」bm2(1-0.5©)2z FR2KTYY“ <lb1b二 1FaiSai—=48.27MPa—^」F1bm2(1-0.5©)2z F12KTYY —lb1b= 1Fa2Sa2 =11.97MPa—匸」F2bm2(1-0.5©)2z F2R2满足弯曲强度要求，所选参数合适。七、轴的设计计算＞输入轴的设计计算1、 按扭矩初算轴径选用45调质，硬度217~255HBS根据教材P370(15-2)式，并查表15-3，取Aq=115d±115(1.40/710)1/3mm=20.4mm考虑有两个键槽，将直径增大10%-15%，贝U：d=20.4X(1+10%)mm=22.44mm•:选d=24mm2、 轴的结构设计(1)轴上零件的定位，固定和装配输入轴为悬浮轴，轴的左端安装大带轮，右端安装齿轮，带轮和齿轮周向用平键固定，齿轮左面由轴肩定位，右面用轴端挡圈轴向固定，带轮左面由轴肩定位，右面由套筒定位。中间轴承由轴承端盖定位。(2)确定轴各段直径和长度段：取L1=50mmd1=24mm段：°・°h=2cc=1.5mmd2=d]+2h=24+2X2X1.5=30mm初选用30206型圆锥滚子轴承，其内径为30mm，宽度为16mm。取套筒长为20mm,通过轴承端盖轴段长应根据轴承端盖的宽度，并考虑齿轮和箱体内壁应有一定距离而定，故II段长：L2=(2+20+16+25)=63mm段：直径d尸d+2h=30+2X2X1.5=36mm B =(1.5〜2)d=(44~72)mm3 2 带轮L3=70mm段：取L=5mmd=40mm44(3)按弯扭复合强度计算小锥齿轮分度圆直径：已知d]=80mm平均分度圆直径d=d(1—0.环)=80x(1-0.5x0.3)=68mmm11 R求转矩：已知T2=18831N・mm求圆周力Ft：根据教材P225(10-22)式得F=2T/d=2X18831/68=553.85Nt12m1求径向力Fr根据教材P225(10-22)式得F=Ftanacos6=553.85xtan20cos26.565=180.30Nr1 t1 1■求支反力Fax、FazFAX=Fr=180.30NAxFAZ=Ft=553.85NAZ■截面C在垂直面弯矩为MC1=FaxL/2=180.30X25=4507.60N・mmC1Ax1截面C在水平面弯矩为Mc2=FazL/2=553.85X25=13846.25N・mmC2AZ1计算合成弯矩MC=(MC12+MC22)1/2=14561.49Nmm■计算当量弯矩：根据教材选a=1Mec=[MC2+(aT)2]1/2==23804.28N・mm校核危险截面C的强度由式(15-5)ae=Mec/(0.1d3)=23804.28/(0.1X243)=17.2Mpav[O1]b=60Mpa・•・此轴强度足够＞输出轴的设计计算1、 按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度(217〜255HBS)根据教材P370页式(15-2)，表(15-3)取c=115d±c(P3/n3)1/3=115(1.31/449.4)1/3=21.4mm,取d=24mm33 min2、 轴的结构设计(1)轴上的零件定位，固定和装配将小锥齿轮安排在箱体左侧，齿轮左面由套筒定位，右面用轴肩轴向固定，周向用平键连接。两轴承分别以轴承端盖和套筒定位。半联轴器由轴肩定位(2)确定轴各段直径和长度I段：输出轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔直相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩T二KT，查课本表14-1，故取caAK二1.5，则T二KT二1.5x27838二41757N-mm二41.76N-mA caA3查指导书表6-101,选LT4弹性套柱销联轴器，其公称转矩为63N•m。半联轴器的孔径d=24mm，故取d=24mm，半联轴器长度L二52mm12选安装轴承处直径d=30mm，因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承。初步选用30206圆锥滚子轴承，其内径为30mm，宽度为16mm。套筒长为20mm，所以a段长度L=16+20+40=76mm；c段长度Lc=20+16+60=96mm；b段长度可根据箱体的a总体尺寸和小锥齿轮的直径确定取L=150mm，直径取36mm。半联轴器与轴配合的毂b孔长度为50mm，所以d段长度为L=50mm。d(3)按弯扭复合强度计算①大锥齿轮平均分度圆直径：d=d(1-0.环)=125x(1-0.5x0.3)=106.25mmm22 R求转矩：已知T3=27838N・mm求圆周力Ft：根据教材P225(10-22)式得F2T 3F2T 32x27838106.25=524.01N④求径向2力Fr根据教材P225(10-22)式得第11页F二Ftanacos6=1343.1xtan20cos63.435=85.29Nr2 t2 2■求支反力F、F、F、FAXBYAZBZFAX=FBY=Fr2/2=262NFAZ=FBZ=F/2=42.65NAZBZt2■截面D在垂直面弯矩为M=FL/2=262X110=28.82N・m截面D在水平面弯矩为M二FL/2=42.65X110=4.69N・mC2AZ计算合成弯矩C2AZM=(M2+M2)1/2=(28.822+4.492)1/2=29.20N・m■计算当量弯矩：根据教材选a=1Mec=[M2+(aT3)2]i/2=[29.202+(1X61.65)2]1/2=68.22N•m■校核危险截面C的强度由式(15-5)ae=Mec/(0.1d3)=68.22/(0.1X243)=4.93Mpa<[o]=60Mpa-1b八、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命：2X8X360X5=28800h1、输入轴上的轴承计算已知n=710r/minF=553.85N F=180.30Nt1r1初选轴承为30206圆锥滚子轴承，C二50500N,C二43200N,e=0.37,Y=1.60求轴承的轴向力：F=F=F/(2Y)二180.30/(2x1.6)N二56.34Nadr求轴承当量动载荷P1F―a-FF―a-Fr156.34180.30=0.31由教材P321表13-6查得fp=1.5根据教材P320式13-5a得P=1.5F=270.45Nr1(3)计算轴承寿命LH60nI60nIP丿2(43200丫60x710L270.45丿=9.57x107h>28800h・•・此轴承合格2、输出轴上的轴承计算已知n=449.4r/minF=524.01N F=85.29Nt2 r2初选轴承为30206圆锥滚子轴承，C_50500N，C_43200N，e=0.37，Y=1.60(1)求轴承的轴向力：FF_F/(2Y)_85.29/(2x1.6)N_26.65Na=dr(2)求轴承当量动载荷P1I_謡_031由教材P321表13-6查得fP=1r1根据教材P320式13-5a得P=Fr2根据教材P320式13-5a得P=Fr2=85.29N3)计算轴承寿命LH£ 106106(C、60nLP丿3

・此轴承合格L_h(43200、360x449.4L85.29丿_4.4x1010h>21900h九、键连接的选择及校核计算1、大带轮与轴连接采用平键连接轴径d=36mm，L=70mm查手册P51选用A型平键，得：b=10h=8L=70即：键10X70GB/T1096-2003l=L-b=70-10=60mmT2=18831N・mm根据教材P106式6-1得a=4T2/dhl=4X18831/36X8X60=4.36Mpa<[a](120Mpa)2、 小齿轮与轴连接采用平键连接轴径d1=24mm，L1=50mm查手册P51选用C型平键，得：b=8h=7L=50即：键C8X50GB/T1096-2003l=L-b=50-8=42mmT2=18831N・mm根据教材P106式6-1得ap=4T2/dhl=4X18831/24X7X42=10.67Mpa<[ap](110Mpa)3、 大齿轮与轴连接采用平键连接轴径d=30mm，L=86mm查手册P51选用C型平键，得：b=8h=7L=40即：键C8X40GB/T1096-2003l=L-b=40-8=32mmT3=27838N・mm根据教材P106式6-1得ap=4T3/dhl=4X27838/30X7X32=15.78Mpa<[ap](110Mpa)3、联轴器与轴连接采用平键连接轴径d=24mm，L=50mm查手册P51选用C型平键，得：b=8h=7L=50即：键C8X50GB/T1096-2003l=L-b=50-8=42mmT3=27838N・mm根据教材P106式6-1得ap=4T3/dhl=4X27838/30X7X42=15.78Mpa<[ap](110Mpa)、联轴器的选择及校核计算1.类型选择在轴的计算中已选定联轴器型号，选LT4弹性套柱联轴器。其公称转矩为63N•m，许用转速为5700r/min。轴径为20-42mm之间，故合用。2.载荷计算联轴器的计算转矩T=KT，查课本表14-1，取K=1.5，caAA则T二KT二1.5x27838二41757N-mm二41.76N-mcaA3十一、减速器的润滑与密封1、齿轮的润滑采用浸油润滑，浸油润滑不但起到润滑的作用，同时有助箱体散热。为