带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器的设计Word格式.docx

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已知条件

数据

输送带拉力

900

输送带速度

2.5

滚筒直径

400

二、电动机的选择

计算步骤

设计计算与内容

设计结果

1、选择电动机的类型。

2、电动机输出功率

按照工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇式笼型三相异

步电动机

滚筒的功率:

Pw=F×

V/1000

=900×

2.5/1000

=2.25kw

电动机输出功率：

Pd=Pw/η

又因为η=η1η2η3η4η5

=0.96×

0.99×

0.97×

0.96

=0.8762

Pd=PW/η

=2.25/0.8762=2.6KW

电动机的额定功率：

P=（1.0-1.3）Pd=2.6-3.38KW

电动机的额定功率为3KW

滚筒转速：

NW=60×

1000V/πD

=60×

2.5×

1000/（3.14×

400）

=119.426r/min

确定总传动比的范围电动机的转速n；

按表推荐的各种传动比范围取V带传动比i1’=（2-4），单级圆柱齿轮传动比i2’=（3-5）,总的传动比范围为：

i=i1×

i2

=（2～4）×

（3～5）=6～20

n=（6～20）×

119.426r/min

=716.58～2388.6r/min

在该范围内电动机的转速有：

750r/min、1000r/min、1500r/min，取电动机同步转速为1000r/min，因此选择电动机行型号为：

Y132S-6

同步转速1000r/min

满载转速：

960r/min，

额定功率3KW

额定转矩2.0。

质量65kg

PW=2.25KW

Pd=2.6kw

Nw=119.426r/min

同步转速为1000r/min

额定功率为3kw

1、 

计算总传动比

2、 

各级传动比分配

i=nm/nw=960/119.426=8.038

为使V带传动的外部尺寸不至于过大，初选传动比i=3.2。

则齿轮传动比为：

i2=i/i1=8.038/3.2=2.512

i1=3.2

i2=2.512

三、各轴运动参数和动力参数的计算

1、d轴（电动机轴）

2、1轴（高速轴）

3、2轴（低速轴）

4、3轴（滚筒轴）

Pd=2.6KW 

nd=960r/min

Td=9550Pd/nd

=9550×

2.6/960=25.86N.m

P1=P0×

η1=2.6×

0.96=2.496KW

n1=nd/i1=960/3.2=300r/min

T1=9550P1/n1=9550×

2.496/300=79.456N.m

P2=P1×

η2η3

=2.496×

0.97=2.397KW

n2=n1/i2=300/2.512=119.427r/min

T2=9550P2/n2

=9550×

2.397/119.427=191.68N.m

P3=P2×

η3×

η4

=2.397×

0.99=2.3018KW

N3=n2=119.427r/minT3=9550P3/n3=9550×

2.3/119.427=183.93N.m

参 

数

轴 

号

d轴

1轴

2轴

3轴

功P（KW）

2.6

2.496

2.397

2.3018

转速n（r/min）

960

300

119.427

转矩T（N.m）

25.86

79.456

191.68

183.93

传动比i

3.2

2.512

1

效率

0.97

Pd=2.6KW

nd=960r/min

P1=2.496KW

n1=300r/min

T1=79.456N.m

P2=2.397KW

n2=119.427r/min

T2=191.68N.m

P3=2.3018KW

N3=119.427r/min

T3=183.93N.m

四、V带传动设计

1、确定设计功率PC

2、选择普通V带型号

3、确定带轮基准直径dd1、dd2。

4、验证带速V

5、确定带的基准长度Ld和实际中心距a。

6、 

校核小带轮包角α1

7、 

确定V带根数Z

8、 

求初拉力F0及带轮轴上的压力F0

9、 

带轮的结构设计

10、设计结果

由<

<

机械设计基础>

>

表4-5得KA=1.3

PC=KAP=1.3×

3=3.9KW

根据PC=3.9KW,nd=960r/min。

由图4-9应选A型V带。

由《机械设计基础》图4-4取dd1=100mm，

dd1=100＞ddmin=75mm

dd2=nddd1/n1=960×

100/300

=320mm

按表4-4取标准直径dd2=315mm，则实际传动比i、从动轮的实际转速分别为：

i=dd2/dd1=315/100=3.15

n2=n1/i=960/3.15=304.7

从动轮的转速误差为（304.7-300）/300=0.015%

在±

5%以内，为允许值。

V=πdd1n1/60×

1000=（100×

π×

960）/（60×

1000）m/s=5.024m/s

带速在5～25m/s范围内。

由式（4.13）得

0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）

0.7（100+315）≤a0≤2（100+315）

290.5≤a0≤830

取a0=700

由式（4-14）得

L0=2a0+（dd1+dd2）π/2+（dd2-dd1）2/4a0

=2×

700+（100+315）π/2+（315-100）2/（4×

700）

=1482.6mm

由表4-2选取基准长度Ld=1600mm

由式（4-15）得实际中心距a为

a≈a0+（Ld-L0）/2

=700+（1600-1482.6）/2

=758.7mm≈759mm

中心距a的变动范围为

amin=a-0.015Ld

=759.7-0.015×

1600

=735.7mm

amax=a+0.03Ld=758.7+0.03×

1600=1238.7mm

由式（4-17）得

α1=180o-（dd1-dd2）/α×

57.3o

=180o-57.3o×

（315-100）/758.7

=163.76o＞120o

由式（4-18）得

Z≥Pc/（P0+△P0）KaKL

根据dd1=100mm，n1=960r/min，查表4-6得，P0=0.95kw

取P0=0.95kw

P0=0.95kw

由式（4-6）得功率增量△P0为

△P0=0.11kw

由表4-7查的Ka=0.97

查表4-2得Kl=0.99，则

Z≥Pc/（P0+△P0）KaKL

=3.9/（0.95+0.11）×

0.99

=3.83

Z=3.83根

取整得根数

由表4.1查得A型普通V带的每米长质量q=0.10kg/m，根据式（4.19）得单根V带的初拉力为

F0=500pc/Zv×

（2.5/Ka-1）+qv2

=154.6

由式（8.20）可得作用在轴上的压力FQ为

FQ=2×

F0Zsin（163.76o/2）

154.6×

4×

sin（163.76o/2）

=1224.31N

按本章进行设计（设计过程略）。

选用4根A-1600GBV带，中心距a=759mm，带轮直径dd1=100，dd2=315mm，轴上压力FQ=1224.31N。

KA=1.3

Pc=3.9kw

dd1=100mm

dd2=315mm

i=3.15

n2=304.7

V=5.024m/s

a0=700

Ld=1600mm

a≈759mm

amin=735.7mm

amax=1238.7mm

α1=163.76o

Kα=0.97

Kl=0.99

Z=4

F0=154.6N

FQ=1224.31N

结果选择4根A-1600GB1V带。

五、齿轮传动设计

设计一级圆柱齿轮减速器中齿轮传动，已知：

传递功率P1=2.496KW电动机驱动，小齿轮转速n1=300r/min，大齿轮转速n2=119.427r/min，传递比i=2.512，单向运转，载荷变化不大，使用期限十年，两班工作。

设计步骤

计算方法和内容

1、选择齿轮材料及精度等级。

2、按齿轮面接触疲劳强度设计

3、 

按齿根弯曲疲劳强度校核

小齿轮选用45调质钢，硬度为230HBS；

大齿轮选用45钢正火，硬度为200HBS。

因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式（5.28）求出d1值。

确定有关参数与系数：

（1） 

转矩T1

T1=9.55×

106P/n

=79456N.mm

（2） 

载荷系数K

查表5.7取K=1.1

（3） 

齿轮Z1和齿宽系数

小齿轮的齿数z1取为25，则大齿轮齿数Z2=2.512×

25=62.8。

故Z2=63

（4） 

许用接触应力【σH】由《机械设计基础》中表5.5查的

σHl=530MPa 

σH2=490Mpa

由表5.8知

=1.1

计算模数m=d1/z1=2.37

由表5.1取标准模数m=2.5mm

d1=mz1=2.5×

25mm=62.5mm

d2=mz2=2.5×

63=157.5mm

取b2=65mm 

b1=b2+5mm=70mm

a=0.5m（z1+z2）=0.5×

（25+63）=110mm

由表5.9知YFs1=4.21YFs2=4.00由表5.5知

【

】

】

弯曲疲劳强度足够

T1=130516.67N.mm

Z1=25

Z2=63

σH1=530MPa

σH2=490Mpa

d1=59.28mm

b1=70mm

a=110mm

68.51MPa

69.09MPa

六、轴的设计

由前面计算可知：

传动功率P2=2.397KW,转速n2=119.427r/min，工作单向转动轴采用深沟球轴承支撑。

选择轴的材料，确定许用应力。

按钮转强度估算轴径。

设计轴的结构并绘制结构草图

（1）、确定轴上零件的位置和固定方式

（2）、确定各轴段的直径

（3）、确定各轴段的长度

由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。

查表7.1得强度极限σB=640MPa，查表7.1得许用弯曲应力【σ-b1】=60MPa。

查表7.2得C=107～118.又由式（7.2）得：

d≥C×

.

=（107～118）×

=29.05～32.04

考虑到轴的最小直径出要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大3%～7%，取为29.92～34.28mm。

查书233页附表弹性柱销联轴器（GB5014-1985摘录）取d1=32mm

查表9.2知工作系数K=1.8

轴的计算转矩为：

TC=K×

9550×

P/n

=345.02N.m

查书233页附表弹性柱销联轴器，（GB5014-85摘录）得HL3型联轴器，半联轴器轮毂长L=82mm，键槽长L1=60mm。

（1）、确定轴上零件的布置方案和定位方式，将齿轮布置在中间，对称于两端轴承。

齿轮用轴肩与轴套作轴向定位，用平键和配合H7/K6作周向定位。

轴的轴向定位是用轴端盖凸缘单向固定外圈来实现的。

轴外伸段半联轴器用轴肩和轴端挡圈作轴向定位的，用平键和配合H7/K6作周定位。

（2）、确定轴的各段直径

①、由上述可知轴段1直径最小d1=32mm。

轴的直径

d

10～18

＞18～30

＞30～50

＞50～80

＞80～100

轴上圆角倒角

C1/R1

1.6

2.0

3.0

4.0

5.0

最小轴肩高度

hmin

2

3

3.5

4.5

轴环宽度

b

b≈1.4h

轴上圆角半径

R

0.8

1.0

②、轴段2考虑到要对安装在轴段1上的联轴器进行定位，轴段2上应有轴肩，同时为能很顺利地在轴段2上安装轴承，轴段2必须满足轴承内径的标准，至少应满足：

d1+2×

3mm=32+6=38mm

取轴径d2=38，并根据《机械设计基础课程设计指导书》228页附表10.5选用6208型轴承。

③、轴段3不考虑对安装在轴2上的零进行定位，只要求有一定圆角即可，至少应满足：

d3=d2+1～5mm

取标准d3=40mm。

④、轴段4一般要比轴段3的直径大10mm，所以有

d4=d3+1～5mm

取标准d4=42

⑤、为了便于拆卸左轴承，根据书228页附表10.5可知，6028型轴承的最小安装直径：

da=47mm，所以取d5=50mm

⑥、轴段6与轴段2安装相同型号的轴承，所以该轴径为：

d6=d2=38mm

（3）、确定轴的各段长度

①、已知毂宽为38mm，为了保证齿轮固定可靠，轴段3的长度应略短于齿轮轮毂宽度2mm，取轴段3的长度为36mm。

②、轴环的宽度约为该最小轴肩高度的1.4倍，即附表如上可得：

所以轴环的宽度为7mm。

③、为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距，可取该间距为14mm。

④、为了保证轴承安装在箱体轴承座孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为8mm。

又查书228的附表10.5知，6208型滚动轴承的宽度为：

B=18mm。

所以轴承支点的距离为：

L=（18/2+2+14+38/2）×

=88mm

⑤、确定轴段2的长度时，要根据轴段安装的零件尺寸来决定，所以有：

a、上有一套筒，与齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距相同，故取套筒的长度为20mm。

套筒左端紧靠与齿轮的内圈横截面，套筒右端有2mm的倒角，且右端使其轴承定位，由上述可知6208型轴承的宽度为18mm。

b、减速器中两个齿轮的中心距a=156.25mm，并且设轴承座端面距外箱体的距离为y，则：

查书地脚螺钉直径为：

df=0.036a+12=0.036×

156.25+12

=17.625mm

圆整后得：

df=20mm

箱盖的壁厚为：

δ1=0.02a+1mm

=0.025×

156.25+1=4.906mm≥8mm

取δ1=8mm

轴承端盖螺钉直径：

d3=（0.4-0.5）df

=（0.4～0.5）×

20mm=（8～10）mm

取d3=8mm

查书轴旁连接螺栓直径为：

d′1=0.75df

=0.75×

20=15mm

由于较大的偶数则d1′=16mm，所以轴承的连接螺栓直径为16mm写为M16

查手册表4.2,c1min=22，c2min=20

所以轴承座端面距离内箱壁的距离为y为：

y=δ1+C1min+C2min+（5～10）

=8+22+20+5=55mm

C、外壁圆角半径一般为3～5mm，取圆角半径为4mm。

d、由b、步可知d3=8mm

螺钉连接外装式轴承的厚度为：

e=1.2d3

=1.2×

8mm=9.6mm

e、轴段2伸出箱体外的长度一般为15～20mm，为了方便计算取该轴段的伸出长度为18mm。

⑥、轴段1的长度确定，根据联轴器的长度来确定其长度，查书233页知L′=82mm。

⑦、在轴段1、3上分别加工出键槽，使两键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮廓宽度约小5～10mm，键槽的规格查书轴段1的键槽深度为5.5mm，宽度为14mm；

轴段3的键槽深度为7mm，宽度为18mm。

轴全长为L=82+18+55+10+6+20+38=239mm

两轴承之间的跨距为203mm

【σ-b1】=60MPa

Fr=1505.26N

TC=345.02N.m

L1=82mmL=60mm

d1=32mm

d2=38mm

d3=40mm

d4=42mm

d5=50mm

毂宽为38mm

B=18mm

L=88mm

a=156.25mm

df=20mm