带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器1Word文件下载.docx
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nw=（6~20）×
71.7=430.2~1434r/min
符合这一范围的同步转速有720
r/min和960r/min。
由【2】
8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表
方案
电动机型号
额定功率
电动机转速（r/min）
传动装置的传动比
KW
同转
满转
总传动比
带
齿轮
1
Y160M1-8
4
750
720
9.423
3.14
2
Y132M1-6
1000960
12.5732.84.5
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，比较两种方案可知：
方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。
方案2适中。
故选择电动机型号Y132M1-6。
4、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
。
Y132M1-6
其主要性能：
额定功率：
4KW，满载转速960r/min，额定转矩39.8N.m。
三、计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比：
i总=n电动/n筒=960/71.7=13.38
2、分配各级传动比
取i带=2.8
∵i总=i齿×
i
带π
∴i齿=i总/i带=13.38/2.8=4.92
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速（r/min）
nI=nm/i带=960/2.8=342.86（r/min）
nII=nI/i齿=342.86/4.92=69.68（r/min）
滚筒nw=nII=342.86/4.92=69.68（r/min）
2、
计算各轴的功率（KW）
PI=Pd×
η带=2.967×
0.96=2.85KW
PII=PI×
η轴承×
η齿轮=2.85×
0.97=2.74KW
3、
计算各轴转矩
Td=9.55Pd/nm=9550×
2.967/960=29.51N•m
TI=9.55p2入/n1
=9550x2.85/342.86=79.66N•m
TII
=9.55p2入/n2=9550x2.74/69.68=375.53N•m
五、传动零件的设计计算
1、
皮带轮传动的设计计算
选择普通V带截型
由课本[1]P189表10-8得：
kA=1.2
Pd=2.967KW
PC=KAPd=1.2×
2.967=3.56KW
据PC=3.56KW和n1=342.86r/min
由课本[1]P189图10-12得：
选用A型V带
确定带轮基准直径，并验算带速
由[1]课本P190表10-9，取dd1=100mm>
dmin=75
dd2=i带dd1（1-ε）=2.8×
100×
（1-0.02）=274.4
mm
由课本[1]P190表10-9，取dd2=280
带速V：
V=πdd1n1/60×
1000
=π×
960/60×
=5.24m/s
在5~25m/s范围内，带速合适。
（3）
确定带长和中心距
初定中心距a0=500mm
Ld=2a0+π（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）2/4a0
=2×
500+3.14（100+280）+（280-100）2/4×
500
=2193.38mm
根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=2240mm
确定中心距a≈a0+（Ld-Ld0）/2=500+（2240-2193.38）/2
=523.31mm
（4）
验算小带轮包角
α1=180度-57.3度
×
（dd2-dd1）/a
=180度-57.3度×
（280-100）/523.31=160.30>
120度（适用）
（5）
确定带的根数
单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本图10-9得
P1=1.4KW
i≠1时单根v带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得
△P1=0.17KW
查[1]表10-3，得Kα=0.94；
查[1]表10-4得
KL=0.99
Z=
PC/[（P1+△P1）KαKL]
=3.56/[（1.4+0.17）
0.94×
0.99]
=2.26
（取3根）
（6）
计算轴上压力
由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由课本式（10-20）单根V带的初拉力：
F0=500pC/2V[（2.5/ka）-1]+qV2=500x3.56/2X5.24[（2.5/0.94）-1）]+0.10x5.24=106.65kN
则作用在轴承的压力FQ
FQ=2ZF0sin（α1/2）=2×
3×
106.25sin（158.67o/2）
=626.50N
2、齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料与热处理：
所设计齿轮传动属于闭式传动，通常
齿轮采用软齿面。
查阅表[1]
表6-8，选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度250HBS；
大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为210HBS；
精度等级：
运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度。
（2）按齿面接触疲劳强度设计
由d1≥
（6712×
kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3
确定有关参数如下：
传动比i齿=3.89
取小齿轮齿数Z1=20。
则大齿轮齿数：
Z2=iZ1=
20=77.8取z2=78
由课本表6-12取φd=1.1
（3）转矩T1
T1=9.55×
106×
P1/n1=9.55×
1000000×
2.85/342.86=79105.17N•mm
（4）载荷系数k
:
取k=1.2
（5）许用接触应力[σH]
[σH]=
σHlim
ZN/SHmin
由课本[1]图10.24查得：
σHlim1=600Mpa
σHlim2=500Mpa
接触疲劳寿命系数Zn：
按一年300个工作日，每天24h计算，由公式N=60njtn
计算
N1=60×
342.86×
5×
300×
18=1.877x109
N2=N/i=1.877x109
/3.89=4.28×
108
查[1]课本图10-26中曲线1，得
ZN1=1
ZN2=1.05
按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=600x1/1=610
Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
故得：
d1≥
=49.04mm
模数：
m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
取课本[表10.3]标准模数第一数列上的值，m=2.5
（6）校核齿根弯曲疲劳强度
σ
bb=2KT1YFS/bmd1
确定有关参数和系数
分度圆直径：
d1=mZ1=2.5×
20mm=50mm
d2=mZ2=2.5×
78mm=195mm
齿宽：
b=φdd1=1.1×
50mm=55mm
取b2=55mm
b1=60mm
（7）复合齿形因数YFs
由课本[1]图10-10得：
YFS1=4.35,YFS2=3.95
（8）许用弯曲应力[σbb]
根据课本[1]P180：
[σbb]=
σbblim
YN/SFmin
由课本[1]图10.25得弯曲疲劳极限σbblim应为：
σbblim1=490Mpa
σbblim2
=410Mpa
由课本[1]图10.26得弯曲疲劳寿命系数YN：
YN1=1
YN2=1
弯曲疲劳的最小安全系数SFmin
：
按一般可靠性要求，取SFmin
=1
计算得弯曲疲劳许用应力为
[σbb1]=σbblim1
YN1/SFmin=490×
1/1=490Mpa
[σbb2]=
YN2/SFmin
=410×
1/1=410Mpa
校核计算
σbb1=2kT1YFS1/
b1md1=71.86pa<
[σbb1]
σbb2=2kT1YFS2/
b2md1=72.61Mpa<
[σbb2]
故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
（9）计算齿轮传动的中心矩a
a=（d1+d2）/2=
（50+195）/2=122.5mm
（10）计算齿轮的圆周速度V
计算圆周速度V=πn1d1/60×
1000=3.14×
50/60×
1000=1.698m/s
因为V＜6m/s，故取8级精度合适．
六、轴的设计计算
从动轴设计
1、选择轴的材料
确定许用应力
选轴的材料为45号钢，调质处理。
查书表[14.7]表可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查书表表【14.7】可知：
[σb+1]bb=215Mpa
[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
2、按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，
从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：
d≥C
查表14-1可得，45钢取C=118
则d≥Cx（P/N）1/3=118×
（2.74/69.68）1/3mm=40.002mm
考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=40mm
3、齿轮上作用力的计算
齿轮所受的转矩：
T=9.55×
106P/n=9.55×
2.74/69.68=375530
N.m
齿轮作用力：
圆周力：
Ft=2T/d=2×
375530/195N=3851.5N
径向力：
Fr=Fttan200=3851.5×
tan200=1401.7N
4、轴的结构设计
轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。
（1）、联轴器的选择
可采用弹性柱销联轴器，查表16.1可得联轴器的型号为HL3联轴器：
40×
82
GB5014-85
（2）、确定轴上零件的位置与固定方式
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置
在齿轮两边。
轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现
轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴
承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定
，轴通
过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合
分别实现轴向定位和周向定位
（3）、确定各段轴的直径
将估算轴d=40mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），
考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=45mm
齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=50mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=55mm。
齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5=65
满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=50mm.
（4）选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6210,查手册可得:
轴承宽度B=19,安装尺寸D=57,故轴环直径d5=57mm.
（5）确定轴各段直径和长度
Ⅰ段：
d1=40mm
长度取L1=50mm
II段:
d2=45mm
初选用6210深沟球轴承，其内径为50mm,
宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。
取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：
L2=（2+20+19+55）=96mm
III段直径d3=50mm
L3=L1-L=50-2=48mm
Ⅳ段直径d4=55mm
长度与右面的套筒相同，即L4=52mm
Ⅴ段直径d5=57mm.
长度L5=20mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm
（6）按弯矩复合强度计算
①求分度圆直径：
已知d1=195mm
②求转矩：
已知T2=375.53N•m
③求圆周力：
Ft
根据课本P297（式得
Ft=2T2/d1=2×
375.53/195=3.85N
④求径向力Fr
根据课本P297式得
Fr=Ft•tanα=3.85×
tan200=1.40N
⑤因为该轴两轴承对称，所以：
LA=LB=48mm
（1）绘制轴受力简图（如图a）
（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）
轴承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=1.40/2=0.7N
FAZ=FBZ=Ft/2=3.85/2=1.925N
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。
截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyL/2=0.37×
96÷
2=33.6N•m
截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=1.925×
2=92.4N•m
（4）绘制合弯矩图（如图d）
MC=（MC12+MC22）1/2=（33.6+92.4）1/2=63N•m
（5）绘制扭矩图（如图e）
转矩：
（P2/n2）×
106=375.53N•m
（6）绘制当量弯矩图（如图f）
转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取α=0.2，截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC2+（αT）2]1/2
=[63+（0.2×
375.53）2]1/2=70.25N•m
（7）校核危险截面C的强度
σe=70.25/0.1d33=70.25x1000/0.1×
453
=10.14MPa<
[σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
主动轴的设计
查表14-7可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,查表14-7可知：
查14.1可得，45钢取C=118
则d≥118×
（2.85/342.86）1/3mm=23.6mm
考虑键槽的影响以系列标准，取d=24mm
2.85/342.86=79383
N
79383
/50N=3175.32N
Fr=Fttan200=2130×
tan200=773.19N
确定轴上零件的位置与固定方式
齿轮靠油环和套筒实现
轴向定位和固定
，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴
过两端轴承盖实现轴向定位，
确定轴的各段直径和长度
初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,
宽度为16mm.。
考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。
（2）按弯扭复合强度计算
已知d2=50mm
已知T=53.26N•m
③求圆周力Ft：
根据课本p297式得
Ft=2T3/d2=2×
79.66/50=3.18N
④求径向力Fr根据课本P297式得
Fr=Ft•tanα=3.18×
0.36379=1.15N
⑤∵两轴承对称
∴LA=LB=50mm
（1）求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
FAX=FBY=Fr/2=1.15/2=0.575N
FAZ=FBZ=Ft/2=3.18/2=1.59N
MC1=FAxL/2=0.575×
100/2=28.75N•m
（3）截面C在水平面弯矩为
MC2=FAZL/2=1.59×
100/2=79.5N•m
（4）计算合成弯矩
MC=（MC12+MC22）1/2
=（28.75+79.5）1/2
=84.5N•m
（5）计算当量弯矩：
根据课本P235得α=0.4
Mec=[MC2+（αT）2]1/2=[79.52+（0.4×
53.26）2]1/2
=82.30N•m
（6）校核危险截面C的强度
由式（10-3）
σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/（0.1×
303）
=22.12Mpa<
[σ-1]b=60Mpa
∴此轴强度足够
（7）
滚动轴承的选择及校核计算
一从动轴上的轴承
根据根据条件，轴承预计寿命
L'
h=5×
24=36000h
（1）由初选的轴承的型号为:
6210，
查附录10.2可知:
d=50mm,外径D=90mm,宽度B=20mm,基本额定动载荷C=35KN,
基本静载荷CO=23.2KN,
查附录10可知极限转速9000r/min
（1）已知nII=69.68（r/min）
两轴承径向反力：
FR1=FR2=1083N
根据课本P296（11-16）得轴承内部轴向力
FS=0.68FR
则FS1=FS2=0.68FR1=0.68x1083=682N
∵FS1+Fa=FS2
Fa=0
故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端
FA1=FS1=682N
FA2=FS2=682N
（3）求系数x、y
FA1/FR1=682N/1038N
=0.68
FA2/FR2=682N/1038N
=0.68根据课本P265表（14-14）得e=0.68
FA1/FR1<
e
x1=1
FA2/FR2<
x2=1
y1=0
y2=0
（4）计算当量载荷P1、P2
根据课本P264表（14-12）取f
P=1.5
根据课本P264（14-7）式得
P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×
（1×
1083+0）=1624N
P2=fp（x2FR1+y2FA2）=
1.5×
（5）轴承寿命计算
∵P1=P2
故取P=1624N
∵深沟球轴承ε=3
根据手册得6210型的Cr=35000N
由课本P264（14-5）式得
LH=106（ftCr/P）ε/60n
=106（1×
35000/1624）3/60X121.67=998953h>
36000h
∴预期寿命足够
二.主动轴上的轴承:
6206
查附录10.1可知:
d=30mm,外径D=62mm,宽度B=16mm,
基本额定动载荷C=19.5KN,基本静载荷CO=11.5KN,
查[2]表10.1可知极限转速13000r/min
（1）已知nI=342.86（r/min）
FR1=FR2=1129N
根据课本P296得轴承内部轴向力
则FS1=FS2=0.68FR1=0.68x1129=711.8N
FA1=FS1=711.8N
FA2=FS2=711.8N
FA1/FR1=711.8N/711.8N
FA2/FR2=711.8N/711.8N
根据课本P265表（14-14）得e=0.68
根据课本P293取f
根据课本P293式得
1129+0）=1693.5N
P2=fp（x2FR1+y2FA2）=1.5×
1129+0）=
1693.5N
故取P=1693.5N
根据手册得6206型的Cr=19500N
19500/1693.5）3/60X473.33=53713h>
∴预期寿命足够
七、键联接的选择及校核计算
1．根据轴径的尺寸，由[1]中表12-6
高速轴（主动轴）与V带轮联接的键为：
键8×
36
GB1096-79
大齿轮与轴连接的键为：
键
14×
45
轴与联轴器的键为：
键10×
40
2．键的强度校核
大齿轮与轴上的键
键14×
b×
h=14×
9,L=45,则Ls=L-b=31mm
Fr=2TII/d=2×
198580/50=7943.2N
挤压强度：
=56.93<
125~
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