带式输送机传动系统中单级圆柱齿轮减速器设计书

1、带式输送机传动系统中单级圆柱齿轮减速器设计书一、课程设计的目的进一步巩固和加深所学基本知识，使学生能综合运用已学的有关 课程的基本知识。 通过简单的机械传动设计， 培养学生独立设计能力， 掌握基本的设计方法， 学会查阅技术资料， 树立正确的设计思想和严 谨的工作作风。二、设计题目带式输送机传动系统中单级圆柱齿轮减速器带式输送机传动系统简图运输带一、传动方案说明用于带输送机转筒的传动装置1、工作条件：室；2、原始数据：（1）输送拉力 F=2000N；（2）输送带工作速度 V=1.6m/s（允许输送带的工作速度误差为 5%）；（3）输送机滚筒直径 D=280m；m（4）工作情况：两班制，连续单向运

2、转，载荷较平稳， 空载启动（5）使用寿命： 8 年（6）工作环境：室（7）动力来源：电力，三相交流电源，电压为 380/220 伏；（8）检修间隔期：三年一次大修（9）制造条件及生产批量：小批量生产；生产条件为中等规模机械厂，可加工 78 级精度的齿轮；二、电动机的选择1、选择电动机类型1）电动机类型和结构型式 按工作要求和工条件，选用一般用途的 Y 系列三相交流异步电动 机。这类电动机属于一般用途的全封闭自扇冷式电动机，其结构 简单、工作可靠、启动性能好、价格低廉、维护方便，适用于运 输机。2）电动机容量（ 1）工作机所需功率 PWFv 2000 1.6 3.2Pw3.2Pd=3.72kww

3、 1000 1000（ 2）电动机所需功率 PdPd Pw式中： 为从电动机至工作机主动轴之间的总效率，即：1? 22 ? 3? 4? 5式中： 1, 2 为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效 率。由表 2-2（ 参考文献【 1】）查得： V带传动 1 0.96; 滚动轴 承 2=0.99; 圆柱齿轮传动 3=0.97; 弹性联轴器 4=0.99; 卷筒 轴滑动轴承 5=0.96;2=0.96 0.99 20.97 0.99 0.96 0.86所以Pd Pw 3.2 3.72kwd 0.86 因载荷平稳，电动机的额定功率 Ped 大于 Pd即可，由表 17-1 选Y132M1-6 型电

4、动机，额定功率 4kW。3) 选择电动机的转速卷筒的转速为：nw=109.19(r/min)nw=60 1000v/3.14D=(60 1000 1.6)/(3.14 280)=109.19(r/min) 通常，V带传动常用传动比围 i 1=24，单级圆柱齿轮传动比围i 2=35, 则电动机转速可选围为：n=nwi 1i 2 =(2 34 5) 109.19=655.142183.8(r/min) 符合这一同步转速的围有 750r/min 、1000r/min 、 1500r/min 。根 据前述若选用 750r/min 同步转速的电动机，则电动机重量较大， 价格昂贵； 1000r/min 、

5、1500r/min 的电动机，从其重量、价格以 及传动比等考虑，选用 Y132M1-6 型电动机。电动机主要参数、 尺寸见下表电动机主要性能参数、尺寸电动机型号额定功率 (kw)电动机满载 转速(r/min )轴径( mm)启动转矩/ 额定转矩最大转矩 额定转Y132M1-64960242.02.02、计算传动装置总传动比和分配各级传动比(1) 传动装置的总传动比 由前面计算得输送机卷筒转速i总nw=109.19r/min, 则总传动比为：nm960nw 109 .198.79i=8.792)分配各级传动比取 V带传动的传动比 i1 3 ，则单级圆柱齿轮减速器的传动比为：i2 i总 8.79

6、2.932 i13所得 i 2 值符合一般齿轮传动和圆柱单级齿轮减速器传动比的常用围。3、计算传动装置的运动和动力参数0 轴 -电动机轴P0=3.72kwP0=Pd=3.72(kw)T0=37.01n0=nm=960(r/min)NmT0=9550 P0/n 037.01(N m)1 轴 -高速轴：P1=3.57kwP1=P01=3.720.96 3.57(kw)n1=320r/mn1=n0/i 1=320(r/min)inT1=9550 P1/n 1106.54(N m)T1=106.542 轴 -低速轴：NmP2=P112=P123=3.570.99 0.97 3.43(kW)P2=3.4

7、3kwn2=n1 320 109 .22 (r/min) i2 2.93n2=109.22P 3.43T2 9550 2 9550299.91(Nm)2n2109.22r/minT2=299.913 轴 -卷筒轴：NmP3=P223=P45=3.430.99 0.96 3.26(kW)P3=3.26kwn3=nw=109.19(r/min)n3=109.19P33.26r/minT39550 9550285.13(Nm)n3109.19将计算的运动参数和动力参数列于下表中计算所得运动参数和动力参数T3=285.13Nm参数轴名0轴1轴2轴3轴转速（ r/min ）960320109.22109

8、.19输入功率 （kW）3.723.573.433.26输入转矩 （Nm）37.01106.54299.91285.13传动比32.93效率0.960.990.970.99三、皮带轮传动的设计计算 1、确定计算功率 PcaPca=5.2kw由参加考文献【 2】表 8-7 查得 KA=1.3 ，故 Pca=KAPed=1.3 4=5.2(kw)2、选择 V 带的型号根据计算功率 Pca=5.2kw，主动轮转速 n1=960r/min, 由参考文献dmin =75mm图 7-17 选择 A 型普通 V 带 3、确定带轮基准直径 dd1、 dd2由参考文献【 3】表 7-6 和图 7-17 得 dm

9、in=75mm取 d d 1 =100mmd min大带轮基准直径i带 n1 3n2dd2n1 dd1 3 100 300mmn2由参考文献【 3】表 7-7 选取标准值 dd2=300mm则, 实际传动比 i ， 从动轮的实际转速分别为dd 2 300 dd1 100n2 n1 960 320r/min2 i 34、验算带速 Vdd1n160 1000100 96060 10005.024m/ s带速在 525 的围dd2=300mmi=3n2=320e/minV=5.024m/5、确定带的基准长度 Ld 和实际中心距 aLd0Ld0=1628mmLd=1800mmLd Ld0 a a026

10、、校验小带轮包角 a15001800 16282586mm由计算公式参考文献【 2】8-25 得：a=586mm1 1801 180dd2 dd157.3 a300 20057.3586170.27、确定 V 带根数 Z1=(1) 初取中心距 a0由估算公式参考文献【 2】公式 8-20 得： 0.7 ( dd1+dd2) a02(d d1+dd2) 得 280 a0800 取 a0=500mm( 2)确定带长 Ld 由计算公式参考文献【 2】公式 8-22 得：2(dd 2 dd1)(dd1 dd2)24a0(300 100)Ld0 2 500 (100 300) 1628mmd0 2 4

11、500查参考文献【 2】表 8-2 取 Ld=1800mm (3) 计算实际中心距 由计算公式参考文献【 2】公式 8-23 得：由计算公式参考文献【 3】7-31 得：Pcaz(P0 P0)K K L 查参考文献【 3】表 7-8 和表 7-10 得：P0=0.97kwP 0=0.97kW, P0=0.11kW 查参考文献【 3】表 7-9 和表 7-3 得：K =0.98 K L=1.01z=5 根则 z 5.2 4.86 (0.97 0.11) 0.98 1.01取 z=5 根8、求初拉力 F0 及带轮轴上的压力 FQ 由计算公式参考文献【 3】公式 7-33 得：F0=163NF0 5

12、00( 2.5 1) Pca qv2 K zv查参考文献【 3】表 7-11 得： q=0.10kg/m则F0 500( 2.5 1) 5.2 0.1 5.0242 163.0(N)0 0.98 5 5.024由参考文献【 3】公式 7-32 可得作用在轴上的压力 FZ 为：170.2FZ=1623.5NFZ 2zF0 sin 1 2 5 163.0 sin 1623.5(N)229、设计结果选用 5 根 A 型 V 带，中心距 a=586mm，带轮直径 d d1=100mm dd2=300mm, 轴上压力 Fz=1623.5N四、齿轮传动的设计计算1、选择齿轮材料及精度等级根据参考文献【 4

13、】表 10.9 ，齿轮选用 20CrMnMo钢，渗碳淬 火，齿面硬度为 5862HR，C心部硬度 32HRC。因为是普通减 速器、由参考文献【 4】表 10.21 选 8 级精度，要求齿面粗糙 度 Ra 3.2 6.3 m 。2、按齿面接触疲劳强度设计因两齿轮均为钢质齿轮， 可应用参考文献【 4】式（ 10.22 ） 求出 d1值。确定有关参数与系数：1）转矩 T1T1 =9.55 10 6 P 9.55 106 3.57 Nmm=1.07105 Nmmn13202）载荷系数 K查参考文献【 4】表 10.11 取 K=1.13 ）齿数 z1 和齿宽系数 d小齿轮的齿数 z1取为 25，则大齿

14、轮齿数 z2 =73。因单级齿轮 传动为对称布置， 而齿轮齿面又为软齿面， 由参考文献 【4】 表 10.20 选取 d =1。4）许用的接触应力 H由参考文献【 4】图 10.24 查得 Hlim1= H lim 2 =1500 Mpa 由参考文献【 4】表 10.10 查得 SH =1T1=1.07 105 N mmK=1.1=1Hlim1560MpaH lim 2=530MpaN1=60njLh =603201(2830016)=1.475109N2 =N1 /i=1.475 109 /3=4.917 108查参考文献【 4】图 10.27 得 ZNT1=0.95， ZNT2=1.06由

15、参考文献【 4】式( 10.13 )可得：Z NT 1 H lim1H1H2SH0.95 15001MPa1425MPaZE- 材料弹性系数 () ，按表查取 ZE=189.8ZH- 节点区域系数，考虑节点处轮廓曲率对接触应力的影响， 由图查取。对于标准直齿轮， a=25， ZH=2.5Ze-重合度系数，考虑重合度对单位齿宽载荷的影响，其值可由图查取， Ze=0.76，故d13 KT1(u21)(ZEZHZe)22du H3 1.1 1.07 105 3.93 (189.8 2.5 0.76)21 2.93 1425221.6mmm=d1z121.6 mm250.864mm由参考文献【 4】表

16、 10.3 取标准模数 m=1.0mm3、主要尺寸计算d1mz11.0 25mm25mmd2mz21.0 73mm73mmbdd11 25mm25mm取 b1=25mmb2=b1+2.5mm=27.5mmN1=1.475109N2=4.917108H 1 =532MPaH 2 =562MPam=0.8mmd1=25mmd2=73mmb=25mm11b2=27.5mma=61.5mmam z1 z21.0 25 73 mm =61.5mm224、按齿根弯曲疲劳强度校核由参考文献【 4】式（ 10.24 ）得出 F ，如 F F 则校核合格。确定有关系数与参数：1）、齿形系数 YF查参考文献【 4

17、】表 10.13 得YF1 =2.65，YF2=2.18 2）、应力修正系数 YS 查参考文献【 4】表 10.14 得 YS1 1.59，YS2 1.80YF1 =2.65YF2 =2.183）许用弯曲应力 F 由参考文献【 4】图 10.25 查得F lim 1F lim 2 450 MPa 。由参考文献【 4】表 10.10 查得SF =1.13 。由参考文献【 4】图 10.26 查得YNT1 YNT2 1由参考文献【 4】式（ 10.24 ）可得F1F1F2F22KT1bm2z1YNT1 F lim1YFYS52 1.1 1.07 10525 1.02 25SF2.65 1.5945

18、01.13=400MPa376.6MPaF 1 400MPa齿根弯曲强度校核合格。5、齿轮的圆周速度 vd1n125 320v 1 1 m/ s 0.42m / s60 1000 60 1000由参考文献【 4】表 10.22 可知，选 8 级精度是合适的6、几何尺寸计算及绘制齿轮零件工作图。 （见零件图 1）五、轴的设计计算1、选择轴的材料，确定许用应力由已知条件知减速器传递的功率属小功率， 对材料无特殊要 求，故选用 45 钢并经调质处理。由参考文献【 4】表 14.7 查得强度极限 B =650MPa ,再由参考文献【 4】表 14.2 得许 用弯曲应力 1b =60MPa 。2、按扭转

19、强度估算轴径根据参考文献【 4】表 14.1 得 C=107118。又由参考文献【4】 式( 14.2 )得P3.57轴： d C3(107 118)3mm 23.9 26.4mm3.43( 107118) 3 130.94.32mm 33.837.3mmn320轴： d C3 Pn考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故 将估算直径加大 3%5%，取为 24.627.7mm。由设计手册取 标准直径 d1=25mm。轴取为 34.8 39.2mm，由设计手册取 标准直径 d1=35mm六、联轴器的选择联轴器通常用来连接两轴并在其间传递运动和转矩，联轴器 所连接的两轴，由于制造及安装误

20、差、受载变形和温度变化等影 响，往往存在着某种程度的相对位移。因此，设计联轴器时要从 结构上采取各种不同的措施，使联轴器具有补偿上述偏移量的性 能，否则就会在轴、联轴器、轴承中引起附加载荷，导致工作情 况恶化。综上所述，故选择挠性联轴器，这种联轴器具有一定的 补偿两轴偏移的能力，再根据联轴器补偿位移方法，选弹性柱销 联轴器，它仅用弹性柱销（通常用尼龙制成）将两半联轴器连接 起来，它传递转矩的能力大、结构更简单、耐用性好，故选择弹 性柱销联轴器。为了隔离震动、缓和冲击和安装方便，拟轴选用选弹性柱销 联轴器，轴选用无弹性元件扰性联轴器2）计算转矩TCl=138.5Nm d1=25mmTc2=390

21、.0Nm d2=35mm由设计手册查的 K=1.3Tc1=K 9550 P =1.3 9550 3.57 =138.5Nmn1320P3.43Tc2=K9550 P =1.3 9550 3.43 =390.0Nmn2109.23）选择型号及尺寸由 Tc1=138.5Nm d1 =25mm , Tc2=390.0N m d2 =35mm， 查 GB4323 84，轴选用选弹性柱销联轴器 , 型号为 TL6，其中Tn=250 N m,n= 3800r/min;轴选用无弹性元件扰性联轴器，型号为 HL3，其中 Tn=630 Nm， n= 5000r/min七、润滑、密封装置的选择根据参考文献【 4】

22、1118 页，再根据齿轮的圆周速度 ,轴承可以用脂润 滑和油润滑润滑 , 由于齿轮的转速是小于 2m/s, 故轴承润滑采用脂润滑，为 防止箱体的轴承与润滑脂的配合，防止润滑脂流失，应在箱体侧装挡油环， 润滑脂的装填量不应超过轴承空隙体积的，在减速器中，齿轮的润滑方式根 据齿轮的圆周速度而定，由于 V12m/s，所以采用油池润滑，齿轮浸入油池 1-2 个齿高深度， 大齿轮的齿顶到油底面的距离为 40mm，箱体采用 SH0357-92 中的 50 号润滑，装至规定高度。轴承盖中采用毡圈油封密封。八、减速器的设计名称符号减速器型式、 尺寸关系 /mm结果齿轮减速器箱座壁厚0.025a+188箱盖壁厚

23、10.025a+188箱盖凸缘厚度b11.5 112箱座凸缘厚度b1.512箱座底凸缘厚 度b22.520地脚螺钉直径df0.036a+1222地脚螺钉数目nA250时，n=66轴承旁连接螺 栓直径d10.75 d f16盖与座连接螺 栓直径d2（0.5 0.6 ） d f12连接螺栓 d2的间隔l150200150轴承端盖螺钉 直径d3（0.40.5） df10检查孔盖螺钉 直径d4（0.30.4） df8定位销直径d（0.7 0.8） d29d f 、d1、d2 至外箱壁距离C1见参考文献【 4】表 4.2df ： C1=30 d1：C1=22 d2 ： C1=18df 、d2至凸 缘边缘距离C2见参考文献【 4】表 4.2df ：C2=26d2 ：C2 =16轴承旁凸台半 径R1C216凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准20外箱壁至轴承座端面的距离l1C1+C2 +（5+10）36齿轮顶圆与箱壁间的距离11.210齿轮端面与箱间的距离29箱盖、箱座肋 厚m1、mm1 0.85 1;m 0