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李福良毕业设计

目录

一、传动方案拟定~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~2

二、电动机的选择~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~2

三、计算总传动比及分配各级的传动比~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~3

四、运动参数及动力参数计算~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~3

五、传动零件的设计计算~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~4

六、轴的设计计算~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~7

七、键联接的选择及计算~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~14

八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~15

九、润滑与密封~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~16

十、设计小结~~~~~~~~~~~~~~~~~~~17

十一、参考资料目录~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~~17

李福良

韶关学院

二○一○年十二月三日

一、传动方案拟定

第二组第三个数据：

设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器

（1）工作条件：

使用年限8年，每年按280天计算，两班制工作，载荷平稳。

（2）原始数据：

滚筒圆周力F=4.6KN；带速V=1.8m/s；

滚筒直径D=400mm。

运动简图

二、电动机的选择

1、电动机类型和结构型式的选择：

按已知的工作要求和条件，选用Y系列三相异步电动机。

2、确定电动机的功率：

（1）传动装置的总效率：

η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒

=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95

=0.86

（2）电机所需的工作功率：

Pd=FV/1000η总

=4600×1.8/1000×0.86

=9.63KW

3、确定电动机转速：

滚筒轴的工作转速：

Nw=60×1000V/πD

=60×1000×1.8/π×400

=86r/min

根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围，取V带传动比Iv=2~4，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~6，则合理总传动比i的范围为i=6~24，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~24）×86=516~2064r/min

符合这一范围的同步转速有750r/min，1000r/min,1500r/min。

由【2】查《机械设计课程设计手册》表P167查出有三种适用的电动机型号、如下表

型号

额定功率

同步转速

异步

质量

总传动比

V带传动比

减速器

1

Y160M-4

11

1500

1460

147

16.98

3.8

4.47

2

Y160L-6

11

1000

970

123

11.28

2.8

4.03

3

Y160L-8

11

750

730

145

8.49

1.8

3.4

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Y160l-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

Y100l2-4。

其主要性能：

额定功率：

11KW，满载转速970r/min，额定转矩2.0。

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=970/86=11.28

2、分配各级传动比

（1）取i带=2.8

（2）∵i总=i齿×i带

∴i齿=i总/i带=11.28/2.8=4

四、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）

Ⅰ轴nI=nm/i带=970/2.8=346.43（r/min）

Ⅱ轴n

=nI/i齿=346.43/4=86.61（r/min）

滚筒nw=n

=86.61（r/min）

2、计算各轴的输入功率（KW）

Ⅰ轴P

=Pd.η带=9.63×0.96=9.24KW

Ⅱ轴P

=P.

η轴承.η齿轮=9.24×0.99×0.97=8.87KW

3、滚筒PⅢ=P

.η轴承.η联轴器=8.87×0.99×0.99=8.69KW

4、计算各轴的输出功率

ⅠⅡ轴的输出功率为输入功率乘轴承效率0.99

Ⅰ轴PⅠ=P1×

=9.24×0.99=9.15KW

Ⅱ轴PⅡ=PⅡ×

=8.87×0.99=8.78KW

滚筒PⅢ=PⅢ×

=8.69×0.95=8.26KW

5、计算各轴的输入转矩

Ⅰ轴TⅠ=Td×

×η带=94.81×2.8×0.96=254.85N·m

Ⅱ轴TⅡ=TⅠ×

×η轴承×η齿轮=254.85×2.8×0.99×0.97=685.25N·m

滚筒TⅢ=TⅡ×η轴承×η联轴器=685.25×0.99×0.99=671.61N·m

电动机输出转矩Td=9.55Pd/nm=9550×9.63/970=94.81N·m

各轴的输出转矩乘轴承效率0.99

运动和动参数计算结果整理如下表：

轴名

功率PKW

转距TN·m

转速nr/min

传动比i

效率η

输入

输出

输入

输出

电动机轴

9.63

65.28

970

2.8

0.96

Ⅰ轴

9.24

9.15

254.85

252.30

346.43

4

0.99

II轴

8.87

8.78

685.25

678.40

86.61

1

0.97

滚筒轴

8.69

8.26

671.61

664.90

86.61

五、传动零件的设计计算

1、皮带轮传动的设计计算

（1）选择普通V带截型

由课本[1]P165表8-8得：

kA=1.3P=9.63KW

PC=KAP=1.3×9.63=12.519KW

据PC=10.593KW和n=970r/min

由课本[1]P163图8-7得：

选用B型V带

（2）确定带轮基准直径，并验算带速

由[1]课本P166表8-10，取dd1=140mmdmin=125

dd2=i带dd1（1-ε）=384mm

带速V：

V=πdd1n/60×1000

=π×140×970/60×1000

=7.11m/s

在5~25m/s范围内，带速合适。

3确定带长和中心距确定V带的基准长度和中心距a：

a0=（0.7~2）（dd1+dd2）=（0.7~2）×（140+560）

=（470~1344）mm

初定中心距a0=800，则带长为：

L0=2a0+

×（

）+

=2×800+

（140+384）+

=1952mm

根据表（8-3）选带的基准长度LD=2000mm的实际中心距为：

a0=a0+

=800+

=824mm

4验算主动轮上的包角a1

a1=180°×（1-

）=180°×（1-

）=163°＞120°适用

（5）确定带的根数

单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，得P1=9.24KW

查表，得Kα=0.95；查[1]表10-4得KL=1.03P0=2.13△P0=0.3KW

Z=

=

=5.26（取6根）

（6）计算轴上压力

计算初拉力F0

根据B型V带查表（8-11）得V带的长度质量q=0.17kg/m带入公式：

得F0=500

（

-1）+qv2

=500×

=248N

计算压力FQ：

FQ=2×ZF0×sin

=2×6×248×sin

=2943N

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10-7，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260HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS；

精度等级：

运输机是一般机器，速度不高，故选7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=4

取小齿轮齿数Z1=20。

则大齿轮齿数：

Z2=i齿Z1=4×20=80

由课本表6-12取φd=1.1

（3）转矩T1

T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N·mm

（4）载荷系数k:

取k=1.4

（5）许用接触应力[σH]

[σH]=σHlimZN/SHmin由课本[1]图6-37查得：

σHlim1=610MpaσHlim2=500Mpa

接触疲劳寿命系数Zn：

按一年280个工作日，每天16h计算，由公式N=60njtn计算

N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109

N2=N/i=1.36x109/3.89=3.4×108

查[1]课本图6-38中曲线1，得ZN1=1ZN2=1.05

按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0

[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610Mpa

[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa

故得：

d1≥（6712×kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3

=49.04mm

模数：

m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm

取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=6

（6）校核齿根弯曲疲劳强度

σbb=2KT1YFS/bmd1

确定有关参数和系数

分度圆直径：

d1=mZ1=2×20mm=40mm

d2=mZ2=2.5×78mm=138mm

齿宽：

b=φdd1=1.4×40mm=44mm

取b2=44mmb1=50mm

（7）复合齿形因数YFs由课本[1]图6-40得：

YFS1=4.35,YFS2=3.95

（8）许用弯曲应力[σbb]

根据课本[1]P116：

[σbb]=σbblimYN/SFmin

由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为：

σbblim1=490Mpaσbblim2=410Mpa

由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：

YN1=1YN2=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]=σbblim1YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa

[σbb2]=σbblim2YN2/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=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s

因为Ｖ＜６m/s，故取7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[2]表13-1可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6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[2]表13-5可得，45钢取C=118

则d≧118×（2.53/121.67）1/3mm=32.44mm

考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=38mm

3、齿轮上作用力的计算

齿轮所受的转矩：

T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582N

齿轮作用力：

圆周力：

Ft=2T/d=2×198582/195N=13566N

径向力：

Fr=Fttan200=2036×tan200=4937N

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[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器：

38×82GB5014-85

（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=38mm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=40mm

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=45mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。

齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5

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=45mm.

（4）选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:

轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.

（5）确定轴各段直径和长度

Ⅰ段：

d1=38mm长度取L1=60mm

段:

d2=48mm

初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,

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

段长：

L2=35mm

段直径d3=45mm

L3=40mm

Ⅳ段直径d4=42mm

长度与右面的套筒相同，即L4=20mm

Ⅴ段直径d5=52mm.长度L5=25mm

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=198.58N·m

③求圆周力：

Ft

根据课本P127（6-34）式得

Ft=2T2/d2=２×198.58/195=2.03N

④求径向力Fr

根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft·tanα=2.03×tan200=0.741N

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=0.74/2=0.37N

FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N

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=17.76N·m

截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N·m

（4）绘制合弯矩图（如图d）

MC=（MC12+MC22）1/2=（17.762+48.482）1/2=51.63N·m

（5）绘制扭矩图（如图e）

转矩：

T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N·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

=[51.632+（0.2×198.58）2]1/2=65.13N·m

（7）校核危险截面C的强度

由式（6-3）

σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453

=7.14MPa<[σ-1]b=60MPa

∴该轴强度足够。

主动轴的设计

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[2]表13-1可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6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[2]表13-5可得，45钢取C=118

则d≧118×（2.64/473.33）1/3mm=20.92mm

考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm

3、齿轮上作用力的计算

齿轮所受的转矩：

T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265N

齿轮作用力：

圆周力：

Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N

径向力：

Fr=Fttan200=2130×tan200=775N

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。

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，

4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

①求分度圆直径：

已知d2=50mm

②求转矩：

已知T=53.26N·m

③求圆周力Ft：

根据课本P127（6-34）式得

Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N

④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft·tanα=2.13×0.36379=0.76N

⑤∵两轴承对称

∴LA=LB=50mm

（1）求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N

FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N

（2）截面C在垂直面弯矩为

MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N·m

（3）截面C在水平面弯矩为

MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N·m

（4）计算合成弯矩

MC=（MC12+MC22）1/2

=（192+52.52）1/2

=55.83N·m

（5）计算当量弯矩：

根据课本P235得α=0.4

Mec=[MC2+（αT）2]1/2=[55.832+（0.4×53.26）2]1/2

=59.74N·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=10×300×16=48000h

（1）由初选的轴承的型号为:

6209,

查[1]表14-19可知:

d=55mm,外径Ｄ=85mm,宽度B=19mm,基本额定动载荷C=31.5KN,基本静载荷CO=20.5KN,

查[2]表10.1可知极限转速9000r/min

（1）已知n

=121.67（r/min）

两轴承径向反力：

FR1=FR2=1083N

根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力

FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N

（2）∵FS1+Fa=FS2Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=682NFA2=FS2=682N

（3）求系数x、y

FA1/FR1=682N/1038N=0.63

FA2/FR2=682N/1038N=0.63

根据课本P265表（14-14）得e=0.68

FA1/FR1

y1=0y2=0

（4）计算当量载荷P1、P2

根据课本P264表（14-12）取fP=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×（1×1083+0）=1624N

（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6209型的Cr=31500N

由课本P264（14-5）式得

LH=106（ftCr/P）ε/60n

=106（1×31500/1624）3/60X121.67=998953h>48000h

∴预期寿命足够

二.主动轴上的轴承:

（1）由初选的轴承的型号为:

6206

查[1]表14-19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=111.5KN,

查[2]表10.1可知极限转速13000r/min

根据根据条件，轴承预计寿命

L'h=10×300×16=48000h

（1）已知nI=473.33（r/min）

两轴承径向反力：

FR1=FR2=1129N

根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力

FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N

（2）∵FS1+Fa=FS2Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=711.8NFA2=FS2=711.8N

（3）求系数x、y

FA1/FR1=711.8N/711.8N=0.63

FA2/FR2=711.8N/711.8N=0.63

根据课本P265表（14-14）得e=0.68

FA1/FR1

y1=0y2=0

（4）计算当量载荷P1、P2

根据课本P264表（14-12）取fP=1.5

根据课本P264（14-7）式得

P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5×（1×1129+0）=1693.5N

P2=fp（x2FR1+y2FA2）=1.5×（1×1129+0）=1693.5N

（5）轴承寿命计算

∵P1=P2故取P=1693.5N

∵深沟球轴承ε=3

根据手册得6206型的Cr=19500N

由课本P264（14-5）式得

LH=106（ftCr/P）ε/60n

=106（1×19500/1693.5）3/60X473.33=53713h>48000h

∴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8×36GB1096-79

大齿轮与轴连接的键为：

键14×45GB1096-79