设计题目用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器.docx

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设计题目用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器

设计题目：

用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器

　　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工作条件：

使用年限10年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。

原始数据：

滚筒圆周力F=；带速V=/s；滚筒直径D=300mm。

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：

传动装置的总效率：

　　η总=η带×η轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=××××=

（2）电机所需的工作功率：

Po=FV/1000η总=2400×/1000×=

　　3、确定电动机转速：

滚筒轴的工作转速：

Nw=60×1000V/πD=60×1000×/π×300=/min

　　根据【2】表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=3~5，则合理总传动比i的范围为i=6~20，故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=×=~/min

　　符合这一范围的同步转速有960r/min和1000r/min\\1500r/min。

【2】表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传动装置的传动比

　　KW同转满转总传动比带齿轮1Y132s-63100096032Y100l2-43150014203

　　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Y100l2-4。

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：

4KW，满载转速1000r/min，额定转矩。

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/=2、分配各级传动比取i带=

　　∵i总=i齿×i带=/=∴i齿=i总/i带=

　　四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速nI=nm/i带=960/=（r/min）nII=nI/i齿=/=（r/min）滚筒nw=nII=/=（r/min）2、计算各轴的功率PI=Pd×η带=×=

　　PII=PI×η轴承×η齿轮=××=

　　3、计算各轴转矩

　　Td=/nm=9550×/960=m　　TI=/n1=/=m

　　TII=入/n2=/=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

　　课本[1]P189表10-8得：

kA=P=PC=KAP=×=据PC=和n1=/min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

　　[1]课本P190表10-9，取dd1=100mm>dmin=75dd2=i带dd1（1-ε）=3×100×=294mm课本[1]P190表10-9，取dd2=280带速V：

V=πdd1n1/60×1000=π×960×100/60×1000　　=/s在5~25m/s范围内，带速合适。

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+（100+280）+（280-100）2/4×450=

　　根据课本[1]表选取相近的Ld=1600mm确定中心距a≈a0+（Ld-Ld0）/2=500+/2=497mm

　　（4）　　验算小带轮包角α1=×（dd2-dd1）/a=×（280-100）/497

　　=159>120

　　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=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=查[1]表10-3，得Kα=；查[1]表10-4得KL=Z=PC/[（P1+△P1）KαKL]=/[（+）××]=（取3根）

　　（6）　　计算轴上压力

　　课本[1]表10-5查得q=/m，课本式单根V带的初拉力：

F0=500PC/ZV[-1]+qV2=/[（/）]+=

　　则作用在轴承的压力FQ

　　FQ=2ZF0sin（α1/2）=2×3×（/2）=

　　2、齿轮传动的设计计算

　　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8级精度。

（2）按齿面接触疲劳强度设计

　　d1≥（6712×kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3确定有关参数如下：

传动比i齿=

　　取小齿轮齿数Z1=25。

则大齿轮齿数：

Z2=ixZ1=×25=取z2=108　　课本表6-12取φd=（3）转矩T1

　　T1=×106×P1/n1=×106×/=52660Nmm（4）载荷系数k:

取k=

　　（5）许用接触应力[σH]

　　[σH]=σHlimZN/SHmin课本[1]图6-37查得：

σHlim1=610MpaσHlim2=500Mpa

　　接触疲劳寿命系数Zn：

按一年300个工作日，每天16h计算，公式N=60njtn计算

　　N1=×10×300×16=N2=N/i=/=×108

　　查[1]课本图6-38中曲线1，得ZN1=1ZN2=按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610Mpa[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=/1=525Mpa故得：

　　d1≥（6712×kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3=

　　模数：

m=d1/Z1=/20=

　　取课本[1]P79标准模数第一数列上的值，m=（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=×20mm=50mm　　d2=mZ2=×78mm=195mm齿宽：

b=φdd1=×50mm=55mm取b2=55mmb1=60mm

　　（7）复合齿形因数YFs课本[1]图6-40得：

YFS1=,YFS2=（8）许用弯曲应力[σbb]根据课本[1]P116：

[σbb]=σbblimYN/SFmin

　　课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为：

σbblim1=490Mpaσbblim2=410Mpa

　　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=48000h∴预期寿命足够

　　二.主动轴上的轴承:

（1）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=,基本静载荷CO=,　　查[2]表可知极限转速13000r/min　　根据根据条件，轴承预计寿命L'h=10×300×16=48000h　　已知nI=（r/min）两轴承径向反力：

FR1=FR2=1129N根据课本P265得轴承内部轴向力

　　FS=则FS1=FS2===

（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=FA2=FS2=（3）求系数x、y

　　FA1/FR1=/=FA2/FR2=/=根据课本P265表得e=FA1/FR148000h∴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，[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轴与联轴器的键为：

键10×40GB1096-792．键的强度校核

　　大齿轮与轴上的键：

键14×45GB1096-79b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm圆周力：

Fr=2TII/d=2×198580/50=挤压强度：

=<125~150MPa=[σp]因此挤压强度足够

　　剪切强度：

=<120MPa=[]因此剪切强度足够

　　键8×36GB1096-79和键10×40GB1096-79根据上面的步骤校核，并且符合要求。

　　八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算~1、减速器附件的选择通气器

　　于在室内使用，选通气器，采用M18×油面指示器选用游标尺M12起吊装置

　　采用箱盖吊耳、箱座吊耳.

　　放油螺塞

　　选用外六角油塞及垫片M18×

　　根据《机械设计基础课程设计》表选择适当型号：

起盖螺钉型号：

GB/T5780M18×30,材料Q235高速轴轴承盖上的螺钉：

GB5783～86M8X12,材料Q235低速轴轴承盖上的螺钉：

GB5783～86M8×20,材料Q235螺栓：

GB5782～86M14×100，材料Q235箱体的主要尺寸：

：

（1）箱座壁厚z=+1=×+1=　　取z=8

（2）箱盖壁厚z1=+1=×+1=　　取z1=8

　　（3）箱盖凸缘厚度b1==×8=12　　（4）箱座凸缘厚度b==×8=12　　（5）箱座底凸缘厚度b2==×8=20

　　（6）地脚螺钉直径df=+12=

　　×+12=（取18）　　（7）地脚螺钉数目n=4（因为a<250）

　　（8）轴承旁连接螺栓直径d1==×18=　　（取14）　　

　　（9）盖与座连接螺栓直径d2=df=×　　18=　　（取10）　　（10）连接螺栓d2的间距L=150-200

　　（11）轴承端盖螺钉直d3=df=×18=（取8）　　（12）检查孔盖螺钉d4=df=×18=（取6）　　（13）定位销直径d=d2=×10=8　　（14）至外箱壁距离C1　　（15）　　

　　（16）凸台高度：

根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。

　　（17）外箱壁至轴承座端面的距离C1＋C2＋（18）齿轮顶圆与内箱壁间的距离：

＞mm　　（19）齿轮端面与内箱壁间的距离：

=12mm（20）箱盖，箱座肋厚：

m1=8mm,m2=8mm　　（21）轴承端盖外径∶D＋d3

　　D～轴承外径

　　（22）轴承旁连接螺栓距离：

尽可能靠近，以Md1和Md3互不干涉为准，一般取S＝D2.

　　九、润滑与密封1.齿轮的润滑

　　采用浸油润滑，于为单级圆柱齿轮减速器，速度ν<12m/s，当m<20时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。

2.滚动轴承的润滑

　　于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。

3.润滑油的选择

　　齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。

4.密封方法的选取

　　选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。

密封圈型号按所装配轴的直径确定为轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。

　　十、设计小结课程设计体会

　　课程设计都需要刻苦耐劳，努力钻研的精神。

对于每一个事物都会有第一次的吧，而没一个第一次似乎都必须经历感觉困难重重，挫折不断到一步一步克服，可能需要连续几个小时、十几个小时不停的工作进行攻关；最后出成果的瞬间是喜悦、是轻松、是舒了口气！

　　课程设计过程中出现的问题几乎都是过去所学的知识不牢固，许多计算方法、公式都忘光了，要不断的翻资料、看书，和同学们相互探讨。

虽然过程很辛苦，有时还会有放弃的念头，但始终坚持下来，完成了设计，而且学到了，应该是补回了许多以前没学好的知识，同时巩固了这些知识，提高了运用所学知识的能力。

　　十一、参考资料目录

　　[1]《机械设计基础课程设计》，高等教育出版社，陈立德主编，20XX年7月第2版；

　　[2]《机械设计基础》，机械工业出版社胡家秀主编20XX年7月第1版　　

　　F=

　　V=/s

　　D=220mm　　

　　η总=

　　Pd=

　　Nw=/minIc=3~5i=6~20

　　nd=729~2430r/min　　

　　Y100l2-4