带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器1.docx

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带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器1

东南大学

机械设计基础课程设计

设计计算说明书

题目机械设计基础

院系机械与材料工程学院

专业机电一体化

姓名金卤灯

年级机械3班

指导教师赵高

二零一一年四月

一、传动方案拟定

第一组第一个数据：

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5年，每日按24小时计算，载荷平稳。

（2） 原始数据：

输送带工作拉力F=2300N；带速V=1.5m/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

=2300×1.5/1000×0.86 

=2.967KW

3、确定电动机转速：

滚筒轴的工作转速：

Nw=60×1000V/πD

=60×1000×1.5/π×400

=71.7r/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=3~5，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=（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 4 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

（1） 取i带=2.8

（2） ∵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=2.85×0.99×0.97=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

（1） 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

（2） 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×100×960/60×1000

            =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≥ （6712×kT1（u+1）/φdu[σH]2）1/3

=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]= σbblim2 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=3.14×342.86×50/60×1000=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=9.55×106×2.74/69.68=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=1.925×96÷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：

T=9.55×（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

      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。

查表14-7可知：

       σb=650Mpa,σs=360Mpa,查表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

    3、齿轮上作用力的计算

       齿轮所受的转矩：

T=9.55×106P/n=9.55×106×2.85/342.86=79383 N

       齿轮作用力：

                  圆周力：

Ft=2T/d=2×79383 /50N=3175.32N

                  径向力：

Fr=Fttan200=2130×tan200=773.19N

           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

（2） 截面C在垂直面弯矩为

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=5×300×24=36000h         

（1）由初选的轴承的型号为:

 6210，

（3）     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

（2） ∵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

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×（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:

（1）由初选的轴承的型号为:

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

           根据根据条件，轴承预计寿命

L'h=5×300×24=36000h         

（1）已知nI=342.86（r/min）

两轴承径向反力：

FR1=FR2=1129N

根据课本P296得轴承内部轴向力

FS=0.68FR 则FS1=FS2=0.68FR1=0.68x1129=711.8N

（2） ∵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=711.8N   FA2=FS2=711.8N

（3）求系数x、y

FA1/FR1=711.8N/711.8N =0.68

FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.68

根据课本P265表（14-14）得e=0.68

FA1/FR1

y1=0                y2=0

（4）计算当量载荷P1、P2

根据课本P293取f P=1.5

根据课本P293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>36000h 

∴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  GB1096-79

轴与联轴器的键为：

键10×40  GB1096-79

2．键的强度校核

  大齿轮与轴上的键 ：

键14×45 GB1096-79

b×h=14×9,L=45,则Ls=L-b=31mm

圆周力：

Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N

挤压强度：

 =56.93<125~