带式输送机课程设计方案一级圆柱齿轮

1、设计任务一 设计题目1设计题目名称带式输送机用单级圆柱齿轮减速器。2工作条件电动机驱动，预定使用寿命8 年（每年工作 300 天），工作为两班制工作，载荷轻，带式输送机工作平稳。工作环境：室内灰尘较大，环境温度 350 。动力来源：电力，三相交流 380/220 伏。3. 原始数据1）输送带拉力F=2600N2）输送带速度V=1.45m/s3）滚筒直径D=420mm（效率 0.96 ）二设计方案分析本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了 1 级传动，带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降

2、低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。再说明直齿轮传动的优缺点。减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。目录 2 4 5 5 6 11 17 17 19设计计算一、传动方案拟定1、工作条件：使用年限 8 年，两班工作制，载荷轻，工作平稳，室内灰尘较大，环境最高温度 35 摄氏度。2、原始数据： 输送带拉力F=2600N；带速 V=1.45m/s；滚筒直径 D=420mm；3、设计方案 : 单级圆柱齿轮减速器和一级带传动本设计原动机为电动机。工作机为皮带

3、输送机。传动方案采用了单级传动，为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟订传动方案，可以由已知道条件计算驱动卷筒的转速：n 筒 =60×1000V/ D=60×1000×1. 45/ （×420）=65.97r/min一般常用同步转速为750 r min 或者 1000 r/min的电动机为原动机，因此传动方案传动比约为11.37 15.16 。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

4、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=0.95×0.99 2×0.96 ×0.99 ×0.96=0.85电机所需的工作功率：P 工作=FV/1000带=2600×1.45/(1000 ×0.95)=3.97 kW则 Po=P工作 / 总=3.97/0.85=4.6

5、7 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 I 1 =36。取 V 带传动比 I 2=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=(6 24) ×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 kW750r/min720r/min119 kg10.91Y132M2-65.5 kW1000r/min960r/min

6、84 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=2 4 合理）2). i总=i 齿轮 ×i带i齿轮 =i 总 / i带=14.55

7、/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/minn=n /i齿轮=290.9/4.4=65.97r/minIIIII2、计算各轴的功率PI = 4.39 kW 。PII =PI ×带 =4.39 × 0.95=4.17 kWPIII =PII ×轴承 ×齿轮 =4.17 ×0.99 ×0.96=3.96 kW3、计算各

8、轴扭矩T1= 9550 ×Po/n I =9550×4.39/960 =43.67 N·mTII =9550×PII /n II =9550×4.17/290.9=136.9 N·mTIII =9550×PIII /n III =9550×3.96/65.97=573.26 N· m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=KA× P=1.1×4

9、.39kW =4.83kW2). 选择 V 带的带型根据 Pc,n 1 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 /(60 ×1000)=×125× 960/60000=6.28m/s4).因为 5m/s<<30m/s, 故带速合适。计算大带轮的基准直径d根据式 (8-15a)d2则dd2=i 带 ×dd1=3.3 ×125=412.5 mm由表 8-3 取整 dd2=400mm

10、5). 确定 V 带的中心距 a 和基准长度 Lo根据式 0.7(d d1+dd2)<a<2(d d1+dd2) 算得 368<a<1050 mm则取 ao=700mm由式（8-22 ）计算基准长度Lo2a+0.5 (d d1+dd2)+0.25(d d2-d d1) 2/a=2× 700+0.5×(125+400)+0.25 ×(400-125) 2/700=2251mm2240mm6). 验算小带轮的包角 由包角公式 1800-(d d2-d d1)57.5 0/a=1800-(400-125)×57.5 0/700=157.

11、4 0 >12007).计算带的根数 z由 d =125mm和 n =960r/min ，查表 8-9 得 Po=1.37kW.d1I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L=1.06,K则 Pr=(Po+ Po)K ×KL=(1.37+0.02)×0.928 ×1.0 6kW=1.37kWV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

12、 ×(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/z K +q2=500×(2.5 - 0.928) ×4. 83/(0.928 ×4×6.28)+0.1 ×6.28 2=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 Sin(0.51)=2×4×152.3 ×Sin(

13、15 7/2)=1187.2N11). 大带轮结构设计可知 dd2>300mm,则选择轮辐式 V 带轮。与大带轮相配的轴直径d=Ao(P/n 2) -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=(1.5 2)d, 即 39mm<L<52mm,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（ GB10095 88）。材料选择：由表 10-1 选择小齿轮材料为45钢( 调质 ) ，硬度为 240

14、HBS大齿轮材料为 45 钢 ( 正火 ) ，硬度为 210 HBS，两者材料硬度差为40 HBS选小齿轮齿数z1 =25，大齿轮齿数 z2=25×4.4 =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 =95.5 ×105P1 /n 1 =95.5 × 105× 4.17/290.9=136.9N ·m由表 10-20 选取齿宽系数 d=1。1/2由表 10-12 查得材料的弹性影响系数ZE=189.8 MPa 。由图 10-24 按齿面强度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

15、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 )N=60 njL8=60× 290.9 ×1×(16 × 300×8)=6.7 ×1011h88N=6.7 ×10 /4.4 = 1.52×102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 H 1= Z NT1Hlim 1 /S =1.03 

16、5;560 MPa = 576.8 MPa H 2= Z NT2Hlim 2 /S =1.12×530 MPa = 593.6 MPa由设计计算公式（ 10-9a ）进行试算，即 d76.43(u+1)Kt 1H2d1/3则小齿轮分度圆直径1HT /u d ，代入 中较小的值得：421/3=62.82 mmd 76.43(1.1 × 13.69 ×10×5.4/4.4/576.8 )1计算圆周速度 = d n /60 ×10001t1= ×62.82 × 290.9/60000 =0.96m/s几何尺寸计算模数 m= d 1

17、t /z 1=62.82/25 mm =2.51mm查表 10-3 得 m=3mm齿高 h=2.25m=2.25 × 3 mm =6.75 mm齿宽 b= dd1=62.82 取 b2=65mm b1=b2+5=70mm分度圆直径 d 1=mz1=3*25=75mmd2=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 取弯曲疲劳寿命系数Y NT1=1，YNT2=1。计算弯曲疲劳许用

18、应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（ 10-12 ）得： F 1=Flim1 YNT1/S=1×210/1.4 MPa =150 MPa F 2=Flim2 YNT2/S=1×190/1.4 MPa =135.7 MPa查取齿形系数由表 10-13 查得 Y F1=2.65 ；YF2=2.176查取应力校正系数由表 10-14 查得 Y =1.59 ； Y =1.808S1S2计算弯曲应力 F*25)=94MP< =2KTY Y /bm z =2*1.1*136900*2.65*1.59/(60*32F11F1S12 1F 1 F2=2KT1YF2YS2/bm2z

19、1=2*1.1*136900*2.176*1.808/(60*32 *25)=87.8<F 2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 D11.6d 60×1.6 96mm轮毂长度 L1.2d 1.2 ×60 72mm轮缘厚度 0 (3-4)m 9-12mm取 010mm轮缘内径 D2da2-2h-2 0 336- 2× 6.75 20 302.5 mm取 D2 300mm腹板厚度 C(0.2-0.3)b13-19.5mm取 C 18mm腹

20、板中心孔直径 D00.5(D1+D2) 0.5(96+300) 198mm腹板孔直径d015-25mm取 d0 20mm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： B 650Mpa,查1 表 14-2 可知： b -1 60Mpa 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(P n )1 3查 1 表 14-1 C 107-118则 d (107-118) ×(4.0 4/65.97)1/3m

21、m 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) ×1.05 44.2-48.8mm要选联轴器的转矩 TcTc KT 1.5 × 5848408.77 ×105N·mm ( 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 d45mm3 、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： 45×112（2）确定轴上零件的位置与固定方式

22、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。（ 3）确定各段轴的直径将估算轴 d 45mm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 d2 50mm，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 d3 55mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径 d4 应大于 d3，取 d460mm。

23、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， d5 68mm,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 ）确定轴各段直径和长度由草绘图得段： d1 45mm长度L1110mmII段:d2 50mm长度L260mmIII段： d355mm长度L3 43mm段： d4 60mm长度 L463mm段 :d5 68mm长度 L512mm段 :d4=55mm长度 L6=21mm由上述轴各段长度可算得轴支

24、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： TT 584.84 N·m齿轮作用力：圆周力： Ft 2000T/d 2000× 584.84/330 3544.5N径向力： Fr Fttan20 03544.5 ×tan20 0 1289.5N（2）因为该轴两轴承对称，所以： LALB 55mm （3）绘制轴受力简图（如图 a）（4）计算支承反力FHAFHBFr/2 1289.5/2 644.75N FVAFVB Ft/2 3544.5/2 1772.25N（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

25、矩（如图b）为MHCFHAL/2644.75 × 110÷2000截面 C 在竖直面上弯矩（如图c）为：MVCFVAL/21772.25 ×110÷2000(6) 绘制合弯矩图（如图 d）221/2（ 35.16221/2MC (MHC+ MVC)+97.47 )(7) 绘制扭矩图（如图 e）转矩： TT 584.84 N·m(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+( T) 2 1/2 103.62 2+(0.6 × 584.84) 2 1/2 365.88 N

26、3;m(9) 校核危险截面 C 的强度eMe 0.1d 3 365880(0.1 × 603 ) 16.9MP b -1 结论：该轴强度足够。截面 C 在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=1417.5 ×69=97807.5 N·mm绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22) 1/2 =(35.604 2+97.80752 ) 1/2 =104.086 N ·m绘制扭矩图（如图e）转矩： T=102.06 N·m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221/2的当量弯矩： Mec=MC

27、+( T) 校核危险截面 C 的强度3由式（ 6-3 ） e=Mec/0.1d 3=104.086 2+(0.6 ×102.06) 2 1/2 /(0.1× 0.032 3)=35.8 MPa -1 b=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 =1.3 ×300.57=390.741 N ·mm.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 N

28、83;mm,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 - =45mm2、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 ,

29、 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6008, 查手册 d×D×T=40×68×15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

30、高度h0.17d=0.07 ×40=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，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=4

31、2mm 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 b×h=12×8mm,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b×h=8×7mm,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 1×45o, 右端倒角为 1.2 ×45o.轴肩处圆角半径见图纸标注.3、计算轴上载荷已知转矩 TIII =

32、300.57 N ·m根据（ 6-34 ）式得圆周力Ft=2 T III /d 2=2×300570/224=2683.7N求径向力 Fr根据（ 6-35 ）式得 Fr=Ft ·tan =2683.7×tan20 0 =976.8 N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=68.5mm绘制轴受力简图（如上图a）绘制垂直面弯矩图（如上图b）轴承支反力： FAY=FBY=Fr/2=976.8/2=488.4 NF AZ=FBZ=Ft/2=2683.7/2=1341.85 N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=FAyLA=488.4

33、×68.5=32478.6 N ·mm截面 C 在水平面上弯矩为： MC2=FAZL/2=1341.85 ×68.5=89233.0 N ·mm绘制水平面弯矩图（如上图c）绘制合弯矩图（如上图d）221/2=(32.47862+89.2332)1/2=96.50 N ·mMC=(MC1+MC2 )绘制扭矩图（如上图 e）转矩： T=300.57 N·m绘制当量弯矩图（如上图f ）转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化，221/2取=0.6 ，截面 C 处的当量弯矩 : Mec=M C+( T)校核危险截面 C 的强度由式（ 6-3） e=Mec/0.1d33=300.57 2+(0.6 ×96.5)2 1/2 /(0.1×0.032 3 )=40MPa -1 b=60MPa该轴强度足够。七、键联接的校核计算1. 输入轴 :齿轮处键由表 6-1 查得平键 b×h=10×8mm,长为 63mm, 轴径 d=35mm； T II =102.06N·m；l=L-b=63-10=53mm根据（ 10-5 ）式得p=4TII /dhl=4×102060/(35 ×8×53)=27.5