带式输送机课程设计方案一圆柱齿轮

1、设计题目：带式输送机用单级直齿圆柱齿轮减速器目录一、传动方案拟定 二、电动机的选择 2三、各轴运动的总传动比并分配各级传动比 2四、运动参数及动力参数计算 3五、V 带传动设计 3六、齿轮传动设计 4七、轴的设计 6八、滚动轴承的选择及校核计算 1015九、键的选择和强度校核计算16 十、 联轴器的选择 17 十一、 润滑油与密封润滑方式的选择 18 十二、 减速器附件的选择及简要说明 19 十三、 箱体主要结构尺寸的计算 19 十四 参考文献 20一、传动方案拟定设计题目：带式输送机用单级圆柱齿轮减速器1、工作条件：使用年限 8 年，每年按 300 天计算，两班制工作，单 向运转，载荷平稳。

2、2、原始数据：滚筒圆周力 F= 2.6KN;带速7= 1.45m/s ;滚筒直径D =420mm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 丫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：2n总=n带耳轴承 Xq齿轮Xq联轴器x n滚筒2=0.96 X 0.99 X 0.97 X 0.98 X 0.96=0.859（2电机所需的工作功率：Pd= Fv/1000 n 总=2600X 1.45/1000 X 0.859）=4.39KW(3选用电动机查JB/T9616 1999选用Y132M2-6三相异步电动机，主要参数如下表1-2 :功

3、率因 数堵转电堵转扭最大转电流A效率%流额定矩额定矩额定电流转矩转矩额定功转速率 KW r/min3 / 21Y132M2-65.596012.685.30.786.52.02.2三、各轴运动的总传动比并分配各级传动比1、总传动比：工作机的转速n 筒=60X 1000V%n D)=60 X 1000X 1. 45/ 314 X 420)=65.97r/mini 总=门电动/n 筒=960/65.97 = 14.552、分配各级传动比1)取 i 带=3.32)v i总=i齿X i带i 齿=i 总/i 带=14.55/3.3 = 4.4四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速nl = n 电/i

4、 带=960/3.3 = 290.9(r/minnil = nl/i 齿=290.9/4.4 = 65.97(r/mi n门筒=门11 = 65.97(r/mi n2、计算各轴的功率vKV)P 电=Pd = 4.39KWPI = PdX n 带=4.39 X 0.96 = 4.21KWPII = PI X n 轴承X n 齿轮=4.21 X 0.99 X 0.97=4.04KWP 筒=PI X n 轴承X n 联轴器=4.04 X 0.99 X 0.98 = 3.92KW3、计算各轴转矩T 电=9.55Pd/nm = 9550X 4. 39/960 = 43.67 N -mTI = 9.55

5、PI /n1= 9550X 4.2 1/290.9 = 138.21 NmTil = 9.55 Pll /n2= 9550 X 4.0 4/65.97=584.84 N - mT 筒=9.55 P 筒/n 筒=9550X 3.9 2/65.97=567.47 N m将上述数据列表如下：轴名参数电动机I轴II轴滚筒轴转速n(r/mi n960290.965.9765.97功率p(kw4.394.214.043.92转矩T(N m43.67138.21584.84567.47传动比i3.34.41.00效率n0.960.960.98五、V带传动设计1、选择普通V带截型由课本1表 15-8 得：kA

6、= 1.2P 电=4.39KWPO 心卩电=1.2 X 4.3 9= 5.27KW据 PC= 5.24KW和 n 电=960r/min由1图15-8得：选用A型V带2、确定小带轮基准直径由课本1表 15-8，表 15-4，表 15-6，取 dd1 = 112mm3、确定大带轮基准直径dd2= i 带*dd1 = 3.3 X 112= 369.6 mm取 dd2=375mm4、验算带速带速 V: V= n dd1 n1/60X 1000)=n X 112X 960/60 X 1000)=5.63m/s在 525m/s 范围内，带速合适5、初定中心距 a00.7dd1+dd2 ) a0 2dd1+

7、dd2)得 340.9 a0/2+(dd2-dd1 2/4a0=2X 700+3.14*(112+375/2+(375-112 2/(4 X 700=2189.3mm根据课本1表15-2选取相近的Ld= 2240mm7、确定实际中心距 aa a0+(Ld-Ld0/2=700+(2240-2189/2=725.5mm8、验算小带轮包角a 1 = 180 -57.3 X (dd2-dd1/a=180 -57.3 X( 375-112/725.5=159.23 120 =0.036KW查1表 15-10，得 Ka = 0.957 ;查1表 15-12 得 KL = 1.06 Z= PC/(P0+ P

8、0Ka KL=5.24/(1.16+0.036 X0.957X1.06= 4.31取 Z= 5 根10、计算轴上压力由课本1表15-1查得q = 0.11kg/m，单根V带的初拉力： F0= 500PC/ZV+0.11x5.63=153.55kN则作用在轴承的压力 FQFQ= 2ZF0sin（ a 1/2=2X 5X 153.55sin（1 59.23 /2=1519.7N11 、计算带轮的宽度 BB= Z-1） e+2f=5-1 ） X 15+2X 10=80 mm六、齿轮传动设计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。选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮

9、材料为 45 钢，调 质，齿面硬度 229-286HBV；大齿轮材料也为 45钢，正火处理，硬度为 169-217HBW；精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选 8 级精度 76.43KT 1（U+1/ du c H 载荷系数K查课本1表13-8 K = 1.2 转矩 TITI = 138210N- mm 解除疲劳许用应力C H = C Hlim Z NT/SH按齿面硬度中间值查 1 图 13-32c Hlim1 = 600Mpac Hlim2 = 550Mpa接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式 N=60njL h 计算N1=60X 290.9X 8X300

10、X16=6.7x108N2= N1/i 齿=6.7x109 /4.4=1.52 X 108查1课本图 13-34 中曲线 1,得 Znt 1.04Znt2= 1.12按一般可靠度要求选取安全系数SHh 1.0(T H1 = (T Hlim1 Znt/SH=600x1.04/1=624 Mpat H2 = T Hlim2 ZNT2/SH=550x1.12/1=616Mpa故得：t H = 605Mpa 计算小齿轮分度圆直径 d1由1 课本表 13-9 按齿轮相对轴承对称布置 ,取 d= 1.0 U = 4.4由1课本表 13-10 得 ZE= 189.8(N /mm2T2将上述参数代入下式d1

11、76.43KT1(U+1/ du t H2 1/3=62.44mm取 d1 = 65 mm 计算圆周速度V= nl n d1/60X 1000)=290.9 X 3.14 X65/60X 1000)=0.99m/ sVv 6n/s故取8级精度合适3)确定主要参数 齿数取Z1 = 25Z2= Z1Xi 齿=25X 4. 4= 110 模数m = d1/Z1 = 65/25= 2.6查模数标准表格，取 m=3mm 分度圆直径d1= m Z2= 25X 3= 75mmd2= m Z2= 110X 3= 330mm 中心距a= d1+ d2） 2= 校核齿根弯曲疲劳强度齿形系数 YF查 1课本表 10

12、.13YF1=2.65YF2=2.176应力修正系数 YS 查 1课本表 10.14YS1=1.59YS2=1.808许用弯曲应力c FC F = C Flim YNT/SF由课本1 图 10.25按齿面硬度中间值得C Flim1 = 240MpaC Flim2 = 220Mpa由课本1 图 13-33得弯曲疲劳寿命系数 YNT：YNT1= YNT2= 1按一般可靠性要求，取弯曲疲劳安全系数SF=1计算得弯曲疲劳许用应力为 C F1 = C Flim1 Y NT1/S F = 240X 1/1 = 240Mpa C F2 = C Flim2 Y NT2/S F = 220X 1/1 = 220

13、Mpa校核计算2C F1 = 2kT1 YF1YS1/ bm2Z1）=2X1.2X138210X2.65X1.59/65 X32X25）=95.56Mpa CF12C F2= 2kT1 YF2YS2/ = 1 1 3.37Mpa齿轮的几何尺寸计算齿顶圆直径 dadal = d1+2ha= 75+6= 81mmda2= d2+2ha= 330+6= 336mm齿全高 hh = (2 ha*+c*m = (2+0.25 x 3 = 6.75 mm 齿根高 hf = 齿轮的结构设计 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 d= 60mm轮毂直径 D

14、1=1.6d=60x1.6=96mm轮毂长度 L=1.2d=1.2x60=72mm轮缘厚度 S 0= (3-4m = 9-12mm取 S 0= 10mm轮缘内径 D2=da2-2h-2 S 0=336-2x 6.7520= 302.5 mm取 D2 = 300mm腹板厚度 C=(0.2-0.3b =13-19.5mm取 C= 18mm腹板中心孔直径 D0=0.5(D1+D2=0.5(96+300= 198mm腹板孔直径 d0= 15-25mm取 d0= 20mm齿轮倒角取 C2七、轴的设计从动轴设计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：(T

15、B= 650Mpa,查1表 14-2 可知：(T b -1 = 60Mpa2 、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(P n/nU 1/3查1表 14-1 C = 107-118贝U d (107-118X (4.0 4/65.971/3mm = 42.17- 46.49mm考虑键槽的影响，故应将轴径增大 5%即 d= (42.17-46.49 X 1.05 = 44.2-48.8mm要选联轴器的转矩 Tc5Tc = KTn = 1.5 X 584840= 8.77 X 105N- mm(查1表20-1工

16、况系数K= 1.5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 d= 45mm3 、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：45X11211 / 212）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过盈配合分别实现 轴向定位和周向定位。

17、3）确定各段轴的直径将估算轴d= 45mm（乍为外伸端直径di与联轴器相配 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B = 21 。（5）确定轴各段直径和长度由草绘图得I段：d1 = 45mmII 段:d2 = 50mmIII 段：d3= 55mm长度 Li = 110mm长度 L2 = 60mm长度 L3= 43mmW段：d4= 60mm长度 L4= 63mmV段:d5 = 68mm 长度 L5= 12mm%段:d4=55mm长度 L6=21mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距 L= 110mm4、按弯矩复合强度校核1）齿轮上乍用力的计算齿轮所受的转矩：T= TH

18、= 584.84 N -m齿轮乍用力：圆周力：Ft = 2000T/d = 2000X 584.84/330=3544.5N径向力：Fr = Ftta n203544.5 X tan20=1289.5N2）因为该轴两轴承对称，所以：LA= LB= 55mm 3）绘制轴受力简图 如图 a）4）计算支承反力FHA= FHB= Fr/2 = 1289.5/2 = 644.75NFVA= FVB= Ft/2 = 3544.5/2 = 1772.25N5 ）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MH& FHAL/2= 644.75 X 110十2000= 35.46N

19、.m截面C在竖直面上弯矩 绘制合弯矩图 1/2=1/2= 103.62N.m（7 绘制扭矩图 校核轴的强度转矩产生的扭剪可认为按脉动循环变化，取a = 0.6，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+（ a T2 1/2= 103.62 2+（0.6 X 584.842 1/2=365.88N-m（9校核危险截面C的强度（Te= Me /0.1d3= 365880/（0.1 X 603= 16.9MPV c b -1 结论：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1 表 14-7 可知： c b= 650Mpa,查1表 14-2 可知：(T b

20、 -1 = 60Mpa2、按扭矩估算轴的最小直径 单级齿轮减速器的高速轴为转轴，输入端与带轮相接，从结构要求考 虑，输入端轴径应最小，最小直径为：d C(PI/n I (107-118x (4.2 1/290.91/3m叶26.13-28.8mm 考虑键槽的影响，故应将轴径增大 5%即(26.13-28.8x 1.05 = 27.4-30.24mm选取标准直径d = 30mm3、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 )确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮轴的齿轮安排在箱体中央，轴承对称布 置。两端轴承靠挡油

21、环和端轴承盖实现轴向定位，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，靠过盈配合实现周向固定 ，带轮 靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位。2)确定各段轴的直径将估算轴d= 30mm(乍为外伸端直径d1与带轮相配 如图)，考虑联轴 器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为 d2= 35mm装轴承处d3应大于 d2,取d3= 40mm齿轮与轴承出过渡轴径 d4应大于d3,取d4= 45mm齿 轮左端直径d5与d4相同，d5=45mm左端轴承处轴径d6与右端轴承处轴 径相等，d6 = 40mm.(4 选择轴承型号由2附表5-1初选深沟球轴承，代号为6208,轴承宽度B =19 。

22、(5)确定轴各段直径和长度由草绘图得I段：d1 = 30mmII 段:d2 = 35mmIII 段：d3= 40mmW段：d4= 45mm长度 L1 = 80mm长度 L2 = 60mm长度 L3= 33mm长度 L4= 10mmV段:d5 = 45mm 长度 L5= 10mm%段:d4=40mm 长度 L6=33mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距 L= 109mm4、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：T= TI = 138.21Nm小齿轮与大齿轮啮合，受的力为作用力与反作用力：圆周力：Ft = 3544.5N径向力：Fr = 1289.5N2)因为该轴两轴承对称，所以

23、：LA= LB= 54.5mm3)绘制轴受力简图 如图 a) 4)计算支承反力水平平面内以B点为支点刀 MB= 0; -FHA 132- Fr X 66- FQK 109.5 = 0FHA= -FrX 66+ FQX 109.5)/ 132=-1209.5 X 66+1519.7X 109.5) / 132=-1865.5N刀 Fy= 0。FHA+ Fr+ FHB- FQ= 0FHB= FQ- FHA Fr=1519.7+1865.5-1209.5=2175.7N竖直平面内FVA= FVB= Ft/2 = 3323.1/2 = 1661.5N5 ）绘制弯矩图在水平面弯矩 如图b）为MH& FH

24、AL/2= -1865.5 XI 32/2000 = 123.1N mMH&- FQ X 109.5/1000 = -1519.7 X 109.5/1000 = -166.4 N m 由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在竖直面上弯矩 绘制合弯矩图 1/2 = 1/2=164.9N mMB= (MHB2F2 = -166.4 N m(7绘制扭矩图 如图 e)转矩：T= TI = 104.45Nm(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a = 0.6，此轴为此轮轴截面B处的当量弯矩：Meb=MB2+(a T2 1/2=166.4 2+(0.6 X 1 04.45 2 1/2=1

25、77.8N m（9校核危险截面B所需的直径13de = Me / （0.1 c b -1 = 1778 00 /（0.1 X 5531.9mm 40mm结论：该轴强度足够八、滚动轴承的选择及校核计算( 1 根据根据条件，轴承预计寿命Lh= 10X 300X 16= 48000h 从动轴上的轴承 由初选的轴承的型号为 : 6211,查2 附表 5-1 基本额定动载荷 Cr= 43.2KN查1表 19-6 Kp = 1.2两轴承径向反力：FAR= FBR= 1/ 3= 2121.8 X (24000 X 95.52 / 166671/ 3= 10952.6 N v Cr故所选用轴承合适(2主动轴上

26、的轴承 :由初选的轴承的型号为 :6208查2 附表 5-1 基本额定动载荷 Cr=31.5KN查1 表 19-6 Kp=1.2左端轴承径向反力：FBR=FHB2+ FVB)2 1/2=1/ 3 = 3285.12 X (24000 X 384/ 166671 / 3 = 26963.7Nv Cr故所选用轴承合适九、键的校核计算b=10mm h=8mm L=70mm选择45钢，其许用挤压应力(T p=100 MPa(T p= 4TI/dhL=4x104.45x1000/34x8x(70-10=25.6 MPa(T p故所选键联接强度足够。b=14mm h=9mm L=100mm选择45钢，其许用挤压应力(T p=100 MPa(T p=