带式输送机传动装置中一级圆柱齿轮减速器设计方案Word文件下载.docx

1、 稍有振动，输送带单向工作，两班工作制，使用10年，输送带速度误差5%设计工作量： 设计说明书一份减速器装配图1张 零件工作图13张设计书说明书1份原始数据 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=FV/1000 =9002.5/1000 =2.25kw电动机输出功率：Pd=Pw/又因为=12345 =0.960.990.970.96 =0.8762Pd=PW/ =2.25/0.8762=2.6KW电动机

2、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=601000V/D =602.51000/（3.14400） =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=i1i2 = （24） （35）=620 n=（620） 119.426 r/min =716.582388.6r/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

3、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65kgPW=2.25KWPd=2.6kwNw=119.426r/min同步转速为1000r/min额定功率为3kw1、 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=2.512i1=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=960

4、r/minTd=9550Pd/nd =95502.6/960=25.86N.mP1=P01 =2.60.96=2.496KWn1=nd/i1=960/3.2=300r/minT1=9550P1/n1=95502.496/300=79.456N.mP2=P123 =2.4960.97=2.397KWn2=n1/i2=300/2.512=119.427r/minT2=9550P2/n2=95502.397/119.427=191.68N.mP3=P234 =2.3970.99=2.3018KWN3=n2=119.427r/minT3=9550P3/n3=95502.3/119.427=183.93

5、N.m参 数轴 号d轴1轴2轴3轴功P（KW）2.62.4962.3972.3018转速n（r/min）960300119.427转矩T（N.m）25.8679.456191.68183.93传动比i3.22.5121效率0.97Pd=2.6KWnd=960r/minP1=2.496KWn1=300r/minT1=79.456N.mP2=2.397KWn2=119.427r/minT2=191.68N.mP3=2.3018KWN3=119.427r/minT3=183.93N.m四、V带传动设计 1、确定设计功率PC2、选择普通V带型号3、确定带轮基准直径dd1、dd2。4、 验证带速V5、确

6、定带的基准长度Ld和实际中心距a。6、 校核小带轮包角17、确定V带根数Z8、求初拉力F0及带轮轴上的压力F09、带轮的结构设计10、设计结果由表4-5得KA=1.3PC=KAP=1.33=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=100ddmin=75mmdd2=nddd1/n1=960100/300 =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（

7、304.7-300）/300=0.015%在5%以内，为允许值。V=dd1n1/601000=（100960）/（601000）m/s=5.024m/s带速在525m/s范围内。由式（4.13）得0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2）0.7（100+315）a02（100+315）290.5a0830取a0=700由式（4-14）得L0=2a0+（dd1+dd2） /2+（dd2-dd1）2/4a0=2700+（100+315）/2+（315-100）2/（4700）=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 aa0+（Ld-L0）/2

8、=700+（1600-1482.6）/2=758.7mm759mm中心距a的变动范围为amin=a-0.015Ld =759.7-0.0151600=735.7mmamax=a+0.03Ld=758.7+0.031600=1238.7mm由式（4-17）得1=180o-（dd1-dd2）/57.3o =180o-57.3o（315-100）/758.7 =163.76o120o由式（4-18）得 ZPc/（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

9、由表4-7查的Ka=0.97查表4-2得Kl=0.99，则ZPc/（P0+P0）KaKL =3.9/（0.95+0.11）0.99 =3.83Z= 3.83根取整得根数由表4.1查得A型普通V带的每M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=2F0Zsin（163.76o/2） =2154.64sin（163.76o/2） =1224.31N按本章进行设计（设计过程略）。选用4根A-1600GB V带，中心距a=759mm，带轮直径dd1=100，dd2

10、=315mm，轴上压力FQ=1224.31N。KA=1.3Pc=3.9kwdd1=100mmdd2=315mm i=3.15n2=304.7V=5.024m/sa0=700Ld=1600mma759mmamin=735.7mmamax=1238.7mm1=163.76oP0=0.95kwK=0.97Kl=0.99Z=4F0=154.6NFQ=1224.31N结果选择4根A-1600GB 1V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

11、，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=9.55106P/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=2.51225=62.8。故Z2=63（4） 许用接触应力【H】由机械设计基础中表5.5查的Hl=530MPa H2=49

12、0Mpa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=2.5mmd1=mz1=2.525mm=62.5mmd2=mz2=2.563=157.5mm取b2=65mm b1=b2+5mm=70mm a=0.5 m（z1+z2）=0.5（25+63）=110mm由表5.9知YFs1=4.21 YFs2=4.00由表5.5知【】 】弯曲疲劳强度足够T1=130516.67N.mmZ1=25Z2=63H1=530MPaH2=490Mpa d1=59.28 mmb1=70mma=110mm68.51MPa69.09MPa六、轴的设计由前面计算可知：传动功率P2=2.397K

13、W,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B=640MPa，查表7.1得许用弯曲应力【-b1】=60MPa。查表7.2得C=107118.又由式（7.2）得：dC .=（107118）=29.0532.04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29.9234.28

14、mm。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=K9550P/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、由上述

15、可知轴段1直径最小d1=32mm。轴的直径d101818303050508080100轴上圆角倒角C1/R11.62.03.04.05.0最小轴肩高度hmin233.54.5轴环宽度bb1.4h轴上圆角半径R0.81.0、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+23mm=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。、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+15mm取标准d3

16、=40mm。、轴段4一般要比轴段3的直径大10mm，所以有 d4=d3+15mm取标准d4=42、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、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、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。、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。、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。、

17、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、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

18、钉直径为：df=0.036a+12=0.036156.25+12 =17.625mm圆整后得：df=20mm箱盖的壁厚为： 1=0.02a+1mm =0.025156.25+1=4.906mm8mm取1=8mm轴承端盖螺钉直径：d3=（0.4-0.5）df =（0.40.5）20mm=（810）mm 取d3=8mm查书轴旁连接螺栓直径为： d1=0.75df =0.7520=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=1+C1min+C2min+（510） =8+

19、22+20+5=55mmC、外壁圆角半径一般为35mm，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 =1.28mm=9.6mme、轴段2伸出箱体外的长度一般为1520mm，为了方便计算取该轴段的伸出长度为18mm。、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。、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510mm，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【-b1】=60MPaFr=1505.26N TC=345.02N.m L1=82mm L=60mm d1=32mmd2=38mmd3=40mmd4=42mmd5=50