带式输送机课程设计一级圆柱齿轮1Word文档格式.docx

1、1.45/（420）=65.97r/min一般常用同步转速为750 rmin或者1000 r/min的电动机为原动机，因此传动方案传动比约为11.3715.16。传动方案分析与论证：所给定方案结构尺寸大、传动效率较高、工作寿命较短、成本低、连续工作性较好、环境适应性差。在所给的条件和理论分析上比较满足要求。二.电动机选择1、电动机类型的选择：卧式封闭型Y系列（ZP44）三相异步电动机2、电动机功率选择：传动装置的总功率：查表2-4取弹性连轴器、圆柱齿轮、滚动轴承、V带的效率分别为联轴器=0.99；齿轮=0.96；轴承=0.99；带=0.95总=带轴承2齿轮联轴器滚筒 =0.950.9920.9

2、60.990.96=0.85电机所需的工作功率：P工作=FV/1000带=26001.45/（10000.95）=3.97 kW 则Po=P工作/总=3.97/0.85=4.67 kW按手册表推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比I1=36。取V带传动比I2=24，则总传动比范围为I总=624。故电动机转速范围为 n电动机=I总n筒=（624）65.97=395.81583.3r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。根据容量和转速，查有关手册有两种适用的电动机型号：现比较 两种如下型号额定功率同步转速满载转速电动机质量总传动比Y160M-85.5

3、 kW750r/min720r/min119 kg10.91Y132M2-61000r/min960r/min84 kg14.55根据传动方案：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，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min。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Y132M2-6。其主要性能：额定功率：5.5 kW，满载转速960r/min。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=960/65.97=14.552、分配各级传动比:1）.取V带i带=3.3（单级减速器i=24合理）2）.i总

4、=i齿轮i带 i齿轮=i总/ i带=14.55/3.3=4.4 所得传动比符合一般圆柱齿轮传动和单级圆柱齿轮传动的常用范围四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速电动机轴为轴,减速器高速轴为轴,低速轴为轴nI=n电动机 =960r/minnII=nI/i带=960/3.3=290.9 r/minnIII=nII/i齿轮=290.9/4.4=65.97 r/min2、计算各轴的功率PI= 4.39 kW; PII=PI带=4.390.95=4.17 kWPIII=PII轴承齿轮=4.170.96=3.96 kW3、计算各轴扭矩T1 = 9550Po/nI=95504.39/960 =43.67

5、 NmTII=9550PII/nII=95504.17/290.9=136.9 NTIII=9550PIII/nIII=95503.96/65.97=573.26 N五、传动零件的设计计算.皮带轮传动的设计计算1）.确定计算功率Pc由于每天工作时间T=16h，运输装置工作时载荷平稳，由表8-7查得工作情况系数KA=1.1，故Pc=KAP=1.14.39kW =4.83kW2）.选择V带的带型根据Pc,n1由图8-10选择A型V带。3）.确定带轮的基准直径dd1并验算带速由表8-6和8-8，取小带轮的基准直径dd1=125mm 。按式（8-13）验算带速:=dd1nI/（601000）=1259

6、60/60000=6.28m/s因为5m/s30m/s,故带速合适。4）.计算大带轮的基准直径dd2 根据式（8-15a）则dd2=i带dd1=3.3125=412.5 mm由表8-3取整dd2=400mm5）.确定V带的中心距a和基准长度Lo根据式0.7（dd1+dd2）a2（dd1+dd2） 算得3681200 7）.计算带的根数z 由dd1=125mm和nI=960r/min，查表8-9得Po=1.37kW.根据nI =960r/min，i=3.3和A型V带，查表8-18、8-19得Po=0.02kW查图8-11得K =0.928，查表8-2得KL=1.06,则Pr=（Po+Po）KKL

7、=（1.37+0.02）0.9281.06kW=1.37kW V带根数z=Pca/Pr=4.83/1.37=3.53（根），取整z=4根8）.计算实际中心距 a=ao+0.5（L-Lo）=700+0.5（2240-2251）=695mm9）.计算单根V带的初拉力的最小值（Fo）min由表8-6得A型带的单位长度质量q=0.10kg/m,所以（Fo）min=500（2.5-K）Pc/zK+q2=500（2.5-0.928）4.83/（0.92846.28）+0.16.282=152.30 N 实际处拉力Fo（Fo）min10）.计算压轴力Fp最小值压轴力为（Fp）min=2z（Fo）min Si

8、n（0.51）152.3Sin（157/2）=1187.2N11）.大带轮结构设计可知dd2300mm,则选择轮辐式V带轮。与大带轮相配的轴直径d=Ao（P/n2）-3,查表15-3选择45号钢,取Ao=112则d=24.7,由于开有键槽可取d=26mm。由于L=（1.52）d,即39mmL52mm,取L=45mm.齿轮设计计算1）.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。由传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。输送机为一般工作机，速度不高，故选用8级精度（GB1009588）。材料选择：由表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS大齿轮材料为45钢（正火），硬度为210 HBS，两者

9、材料硬度差为40 HBS选小齿轮齿数z1=25，大齿轮齿数z2=254.4 =110。2）.按齿面接触强度设计试选载荷系数：查表10-11，得K=1.1计算小齿轮传递的转矩。由公式T1=95.5105P1/n1 =95.5105m 由表10-20选取齿宽系数d=1。由表10-12查得材料的弹性影响系数ZE=189.8 MPa1/2。由图10-24按齿面强度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 1=560 MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim 2=530MPa。由公式10-13计算应力循环次数（一年按300计算）N1=60 n1jLh=60290.91（163008）=6.7108N2=6.

10、7108/4.4 = 1.52由图10-27取接触疲劳寿命系数ZNT1=1.03；ZNT2=1.12计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由公式（10-12）得H1= ZNT1Hlim 1/S =1.03560 MPa = 576.8 MPa H2= ZNT2Hlim 2/S =1.12530 MPa = 593.6 MPa由设计计算公式（10-9a）进行试算，即d76.43（u+1）KtT1/u H2d1/3则小齿轮分度圆直径d1，代入H中较小的值得： d176.43（1.113.691045.4/4.4/576.82）1/3 =62.82 mm计算圆周速度 =d1tn1/

11、601000 =62.82290.9/60000 = 0.96m/s 几何尺寸计算 模数 m= d1t/z1=62.82/25 mm =2.51mm查表10-3得m=3mm 齿高 h=2.25m=2.253 mm =6.75 mm齿宽 b=dd1=62.82取b2=65mm b1= b2+5=70mm分度圆直径 d1=mz1=3*25=75mm d2= mz2=3*110=330mm中心距 a=（ d1+ d2）/2=202.5mm3）.按齿根弯曲强度校核由图10-25查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限Flim1=210 MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限Flim2=190 MPa；由图10-26取

12、弯曲疲劳寿命系数 YNT1=1，YNT2=1。计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4， 由式（10-12）得： F1=Flim1 YNT1/S=1210/1.4 MPa =150 MPa F2=Flim2 YNT2/S=1190/1.4 MPa =135.7 MPa查取齿形系数 由表10-13查得 YF1=2.65；YF2=2.176查取应力校正系数 由表10-14查得 YS1=1.59； YS2=1.808计算弯曲应力FF1=2KT1 YF1 YS1/bm2z1=2*1.1*136900*2.65*1.59/（60*32*25）=94MPF1F2=2KT1 YF2 YS2/bm2

13、z1=2*1.1*136900*2.176*1.808/（60*32*25）=87.8F2所以齿根弯曲疲劳强度校验合格。4）.大齿轮结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构。大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径d60mm轮毂直径D11.6d601.696mm轮毂长度L1.2d1.26072mm轮缘厚度0（3-4）m9-12mm 取010mm轮缘内径D2da2-2h-20336-26.7520302.5 mm 取D2 300mm腹板厚度C（0.2-0.3）b13-19.5mm取C18mm腹板中心孔直径D00.5（D1+D2）0.5（96+300）198mm腹板孔直径d015-2

14、5mm 取d020mm齿轮倒角取C2六、轴的设计计算 、输入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1表14-7可知：B650Mpa,查1表14-2可知：b -160Mpa 2、按扭矩估算轴的最小直径 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：dC（Pn）13查1表14-1 C107-118则d（107-118）（4.04/65.97）1/3mm42.17-46.49mm 考虑键槽的影响，故应将轴径增大5%即d（42.17-46.49）1.0544.2-48.8mm 要选联轴器的转矩Tc T

15、cKT1.55848408.77105Nmm （查1表20-1 工况系数K1.5） 查2附录6 选用连轴器型号为YLD10考虑联轴器孔径系列标准 故取d45mm 3、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）联轴器的选择联轴器的型号为YLD10联轴器：45112（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，齿轮靠轴环和挡油环实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠挡油环和端轴承盖实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，联轴器靠轴肩平键和

16、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d45mm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d250mm，齿轮和右端轴承从右侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d355mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d460mm。齿轮左端用轴环固定,右端用挡油环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足左侧轴承的安装要求，d568mm,根据选定轴承型号确定.左端轴承型号与左端轴承相同,取d655mm. （4）选择轴承型号由2附表5-1初选深沟球轴承,代号为6211,轴承宽度B21。（5）确

17、定轴各段直径和长度由草绘图得段：d145mm 长度L1110mmII段:d250mm 长度L260mmIII段：d355mm 长度L343mm段：d460mm 长度L463mm段:d568mm 长度L512mm段:d4=55mm 长度L6=21mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L110mm4、按弯矩复合强度校核（1）齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩：TT584.84N 齿轮作用力： 圆周力：Ft2000T/d2000584.84/3303544.5N 径向力：FrFttan2003544.5tan2001289.5N（2）因为该轴两轴承对称，所以：LALB55mm（3）绘制轴受力简图（如图

18、a）（4）计算支承反力 FHAFHBFr/21289.5/2644.75NFVAFVBFt/23544.5/21772.25N（5）绘制弯矩图由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在水平面弯矩（如图b）为MHCFHAL/2644.75110200035.46N.m截面C在竖直面上弯矩（如图c）为：MVCFVAL/21772.25200097.47N.m（6）绘制合弯矩图（如图d）MC（MHC2+ MVC2）1/2（35.162+97.472）1/2103.62N.m（7）绘制扭矩图（如图e）转矩：（8）校核轴的强度转矩产生的扭剪可认为按脉动循环变化，取0.6，截面C处的当量弯矩：MecMC2

19、+（T）21/2103.622+（0.6584.84）21/2365.88N（9）校核危险截面C的强度eMe 0.1d3365880（0.1603）16.9MPb -1结论：该轴强度足够。截面C在水平面上弯矩为： MC2=FAZL/2=1417.569=97807.5 N 绘制合弯矩图（如图d） MC=（MC12+MC22）1/2=（35.6042+97.80752）1/2=104.086 N 绘制扭矩图（如图e）转矩：T=102.06 N 绘制当量弯矩图（如图f） 转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化，取=0.6，截面C处 的当量弯矩：Mec=MC2+（T）21/2 校核危险截面C的强度 由式

20、（6-3）e=Mec/0.1d33 =104.0862+（0.6102.06）21/2/（0.10.0323） =35.8 MPa -1b=60MPa 该轴强度足够。、输出轴的设计计算1、选取联轴器类型联轴器的孔径,由表14-1查得Ka=1.3,则联轴器的计算转矩 Tca=KaTIII=1.3300.57=390.741 Nmm. 按计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩条件,查GB/T 5014-2003 选用HL3型弹性柱销联轴器,其公称转矩为630 Nmm,半联轴器孔径d=30mm,故取d-=30mm,半联轴器长度L=60mm,由于半联轴器与轴配合的毂孔长度L1应该小于L,所以取L-=45m

21、m2、轴的结构设计1）.轴的零件定位，固定和装配单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮右面用轴肩定位，左面用套筒轴或者弹性挡圈轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，右轴承从右面装入，齿轮套筒，左轴承和联轴器依次从左面装入（见附图1）2）.确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的轴向定位要求, -轴段右段需要制一个轴肩,故取d-=35mm左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D=30mm, 同时取L-=40mm初步选择滚动轴承型号,因只受径向作用力,选择深沟球轴承,参照工作状况以及轴径要求选600

22、8,查手册dDT=406815故取d-=d-=15mm.左端轴承采用轴肩定位,查手册定位轴肩高度h=3mm,取d-=46mm取安装齿轮处轴端d-=40mm,齿轮的左端与左轴承采用套筒和弹性圈共同定位,以知齿轮轮毂宽度B2=72mm,为使弹性挡圈靠近齿轮,则取L-=70 mm,齿轮右端采用轴肩定位.轴肩高度h0.17d=0.0740=2.8mm,取h=3mm,则轴环处直径d- =46mm,为了加工方便取d-=d-=46mm则取L-=20mm 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,取轴承端盖宽度为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距离而定

23、，为此，取d-=50mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm, 取齿轮距箱体内壁距离a=17mm,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动 轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm. 则L-=T+s+a+（72-70）=15+8+17+2=42mm L-=s+a=17+8=25mm轴上零件的周向固定 齿轮、联轴器与轴的周向定位采用平键连接.齿轮处轴由表6-1 查得平键bh=128mm,键槽用键槽铣刀加工,长为50mm,为了保 证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择配合为H7/n6, 同样,联轴器与轴的连接选用平键bh=87mm,长为36mm,配合为 过渡配合H7/k6,滚动轴承与轴配合为m6确定轴上圆角与倒角尺寸查表15-2,轴左端倒角为145o,右端倒角为1.245o.轴肩处圆角半径见图纸标注.3、计算轴上载荷已知转矩TIII=300.57 Nm根据（6-34）式得圆周力 Ft=2 TIII/d2=2300570/224=2683.7N求径向力Fr 根据（6-35）式得Fr=Fttan=2683.7tan200=976.8 N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=68.5mm