带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器1.docx

1、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

2、率：总=带2轴承齿轮联轴器滚筒=0.960.9920.970.990.95=0.86(2)电机所需的工作功率：Pd=FV/1000总=23001.5/10000.86=2.967KW3、确定电动机转速：滚筒轴的工作转速：Nw=601000V/D=6010001.5/400=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=24，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=35，则合理总传动比i的范围为i=620，故电动机转速的可选范围为nd=inw=（620）71.7=430.21434r/min符合这一范围的同步转速有720r/min和960r/min。由【2】8.1查出有三种适

3、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1Y160M1-847507209.42 33.142Y132M1-641000 96012.57 3 2.8 4.5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

4、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=13.382、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=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带=2.9670.96=2.85KWPII=PI轴承齿轮=2.850.990.97=2.74KW3、计算各轴转矩Td=9.

5、55Pd/nm=95502.967/960=29.51NmTI=9.55p2入/n1=9550x2.85/342.86=79.66NmTII=9.55p2入/n2=9550x2.74/69.68=375.53Nm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1P189表10-8得：kA=1.2Pd=2.967KWPC=KAPd=1.22.967=3.56KW据PC=3.56KW和n1=342.86r/min由课本1P189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=100mmdmin=75dd2=i带dd1(1

6、-)=2.8100(1-0.02)=274.4mm由课本1P190表10-9，取dd2=280带速V：V=dd1n1/601000=100960/601000=5.24m/s在525m/s范围内，带速合适。（3）确定带长和中心距初定中心距a0=500mmLd=2a0+(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0=2500+3.14(100+280)+(280-100)2/4500=2193.38mm根据课本1表（10-6）选取相近的Ld=2240mm确定中心距aa0+(Ld-Ld0)/2=500+(2240-2193.38)/2=523.31mm(4)验算小带轮包角1=180度-57.

7、3度(dd2-dd1)/a=180度-57.3度(280-100)/523.31=160.30120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=1.4KWi1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K=0.94；查1表10-4得KL=0.99Z=PC/(P1+P1)KKL=3.56/(1.4+0.17)0.940.99=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

8、.56/2X5.24(2.5/0.94)-1)+0.10x5.24=106.65kN则作用在轴承的压力FQFQ=2ZF0sin(1/2)=23106.25sin(158.67o/2)=626.50N2、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(6712kT1(u+1)/duH2)1/3确定有关参数如下：传动比i齿

9、=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d=1.1(3)转矩T1T1=9.55106P1/n1=9.5510000002.85/342.86=79105.17Nmm(4)载荷系数k:取k=1.2(5)许用接触应力HH=HlimZN/SHmin由课本1图10.24查得：Hlim1=600MpaHlim2=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=60342.86530018=1.877x109N2=N/i=1.877x109/3.89=4.28108查1课本图10-26

10、中曲线1，得ZN1=1ZN2=1.05按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0H1=Hlim1ZN1/SHmin=600x1/1=610MpaH2=Hlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa故得：d1(6712kT1(u+1)/duH2)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bb=2KT1YFS/bmd1确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2.520mm=50mmd2=mZ2=2.578mm=195mm齿宽：b=dd1=1.150mm=55mm取b

11、2=55mmb1=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bb根据课本1P180：bb=bblimYN/SFmin由课本1图10.25得弯曲疲劳极限bblim应为：bblim1=490Mpabblim2=410Mpa由课本1图10.26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bb1=bblim1YN1/SFmin=4901/1=490Mpabb2=bblim2YN2/SFmin=4101/1=410Mpa校核计算bb1=2kT1

12、YFS1/b1md1=71.86pabb1bb2=2kT1YFS2/b2md1=72.61Mpabb2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9)计算齿轮传动的中心矩aa=(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=n1d1/601000=3.14342.8650/601000=1.698m/s因为V6m/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：b=650Mpa,s=360Mpa,查书表表【14.7】可知：b+1bb=215Mpa0bb=102Mpa,-1bb=6

13、0Mpa2、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：dC查表14-1可得，45钢取C=118则dCx(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=40mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=9.55106P/n=9.551062.74/69.68=375530N.m齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2375530/195N=3851.5N径向力：Fr=Fttan200=3851.5tan200=1401.7N4、轴的结构设计轴结构设

14、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：4082GB5014-85（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

15、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1P270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段：d1=40mm长度取L1=50mmII段:

16、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）=96mmIII段直径d3=50mmL3=L1-L=50-2=48mm段直径d4=55mm长度与右面的套筒相同，即L4=52mm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求分度圆直径：已知d1=195mm

17、求转矩：已知T2=375.53Nm求圆周力：Ft根据课本P297（式得Ft=2T2/d1=2375.53/195=3.85N求径向力Fr根据课本P297式得Fr=Fttan=3.85tan200=1.40N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=0.7NFAZ=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=0.37962=33.6Nm截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=1.925962=92.

18、4Nm(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=（33.6+92.4)1/2=63Nm(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55（P2/n2）106=375.53Nm(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=0.2，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=63+(0.2375.53)21/2=70.25Nm(7)校核危险截面C的强度e=70.25/0.1d33=70.25x1000/0.1453=10.14MPa-1b=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

19、可知：b=650Mpa,s=360Mpa,查表14-7可知：b+1bb=215Mpa0bb=102Mpa,-1bb=60Mpa2、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：dC查14.1可得，45钢取C=118则d118(2.85/342.86)1/3mm=23.6mm考虑键槽的影响以系列标准，取d=24mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=9.55106P/n=9.551062.85/342.86=79383N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=279383/50N=3175.32N径向力：Fr=Ftta

20、n200=2130tan200=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求分度圆直径：已知d2=50mm求转矩：已知T=53.26Nm求圆周力Ft

21、：根据课本p297式得Ft=2T3/d2=279.66/50=3.18N求径向力Fr根据课本P297式得Fr=Fttan=3.180.36379=1.15N两轴承对称LA=LB=50mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=1.15/2=0.575NFAZ=FBZ=Ft/2=3.18/2=1.59N(2)截面C在垂直面弯矩为MC1=FAxL/2=0.575100/2=28.75Nm(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=1.59100/2=79.5Nm(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（28.75+79.5）1/2=84.5Nm(5)

22、计算当量弯矩：根据课本P235得=0.4Mec=MC2+(T)21/2=79.52+(0.453.26)21/2=82.30Nm(6)校核危险截面C的强度由式（10-3）e=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1303)=22.12Mpa-1b=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Lh=530024=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

23、（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=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、yFA1/FR1=682N/1038N=0.68FA2/FR2=682N/1038N=0.68根据课本P265表（14-14）得e=0.68FA1/FR1ex1=1FA2/FR236000h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:62

24、06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Lh=530024=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=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、yFA1/FR1

25、=711.8N/711.8N=0.68FA2/FR2=711.8N/711.8N=0.68根据课本P265表（14-14）得e=0.68FA1/FR1ex1=1FA2/FR236000h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836GB1096-79大齿轮与轴连接的键为：键1445GB1096-79轴与联轴器的键为：键1040GB1096-792键的强度校核大齿轮与轴上的键：键1445GB1096-79bh=149,L=45,则Ls=L-b=31mm圆周力：Fr=2TII/d=2198580/50=7943.2N挤压强度：=56.93125