带式输送机传动装置中一级圆柱齿轮减速器

1、、传动方案拟定2二、电动机的选择2二、计算总传动比及分配各级的传动比 3四、运动参数及动力参数计算3五、传动零件的设计计算47六、轴的设计计算 七、键联接的选择及计算 14八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算、设计小纟吉17卜一、参考资料目录17 09机制01班孙贤林湖南电气职业技术学院二0 一 0年十二月十四日一、传动方案拟定第二组第三个数据：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10年，每年按300天计算，两 班制工作，载荷平稳。(2) 原始数据：滚筒圆周力F=2.5KN;带速V=1.5m/s;滚筒直径D=450mm。F=1.7KN V=1.4m/s D=

2、220mm n 总=0.86 Pd=2.76KW Nw=121.5r/ minI c=35 i=620 nd=729243 Or/mi nY100I2-4 i 总=11.68 i带=3i 齿 3.89 =473.33(濒 I、v附二、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 选用Y系列三相异步电动机。2、确定电动机的功率：<1 ）传动装置的总效率：2n总=n带Xn轴承Xn齿轮Xn联轴器Xn滚筒X0.95=0.96 X0.99 2 X0.97 X0.99=0.86（2>电机所需的工作功率：Pd二FV/1000 n 总=2500 X 1.5/1000=4.36KW

3、3、确定电动机转速： 滚筒轴的工作转速：Nw=60 X 1000V/ n D=60 X 1000 X 1.5/ n=63.69r/mi nX0.86X450运动简图条件,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I c=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=i Xnw=<620） X63.69=3821273r/min符合这一范围的同步转速有 960 r/min和1420r/min 。由【2 表8.1查出有三种适用的电动机型号、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

4、动比KW同转满转总传动 比带齿轮1Y 132s-6310009607.932.632Y100I2-431500142011.6833.89r/mi n> nII =121.67 (r/mi n> n w=121.67 (r/mi n> Pi=2.64KW Pii =2.53K WTd = 18.56N mTi=53.26N mTii= 198.58Nm PC=3.3KW V=7.06m/s Ld = 1605.8 mm a=497mm a1=158.67 0Z=3 Fo=134.3k N Fq=791.9N 乙=20Z2=78 N1=1.36x109N2=3.4 X108 m

5、=2.5d1 =50mm d2=195mm b1 =60mm b2=55mm 弔b1 = 490MpaCbb2 =410Mpa 中 心 矩 a=122.5m mV=1.23m/s Mec=65.13 N -m(re=60MPa C=118 L'h=48000h LH=998953h LH=53713h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Y100I2-4。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Y100I2-4。其主

6、要性能：额定功率：3KW，满载转速1420r/min ，额定转 矩 2.2。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=门电动/n筒=1420/121.5=11.682、分配各级传动比(1) 取i带=3(2 )i总=)齿X i带n/i 齿=i 总/i 带=11.68/3=3.89四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速<r/min )n i=n m /i 带=1420/3=473.33(r/min>n ii = n i/i 齿=473.33/3.89=121.67(r/min>滚筒 nw=n II=473.33/3.89=121.67(r/min>2、计算各

7、轴的功率<KWR=Pd Xn带=2.76 X 0.96=2.64KWPh =P I Xn轴承 Xn齿轮=2.64 X 0.99 X 0.97=2.53KW3、计算各轴转矩Td=9.55P d/n m=9550 X 2.76/1420=18.56N-mT I=9.55p 2 入/n 1=9550x2.64/473.33=53.26N-mTII =9.55p 2入/n 2=9550x2.53/121.67=198.58N-m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 = 1.2 P=2.76KWPc=K aP=1.2 X2.

8、76=3.3KW据 Pc=3.3KW 和 n 1=473.33r/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 =95mm>d min =75dd2 =i 带 d d1 (1- £>=3 X 95 X (1-0.02>=279.30 mm 由课本1P190 表 10-9，取 dd2 =280 带速 V: V= n dd1 n,60 X1000=n X95 X 1420/60 X 1000=7.06m/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ao=5O

9、OmmLd=2a 0+ n(d di +d d2 >/2+(d d2 -d di > /4a o=2 X 500+3.14(95+280>+(280-95>2/4 X450=1605.8mm根据课本1表<10-6 )选取相近的Ld=1600mm确定中心距 aa+(L d-Ldo >/2=500+(1600-1605.8>/2=497mm(4>验算小带轮包角a = 180 °-57.3 0 X(d d2-d d1 >/a= 180 0-57.3 0 X(280-95>/497= 158.67 °>120 0&l

10、t; 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=1.4KWi工1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查1表10-2得田=0.17KW查1表 10-3，得 K a=0.94 ;查1表 10-4 得 Kl=0.99Z= P c/(P 1+ AP1>K ,Kl=3.3/(1.4+0.17>X.94 X0.99=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：Fo=5OOP c/ZV<2.5/Ka)-1+qV 2=500x3.3/

11、3x7.06(2.5/0.94-1>+0.10x7.062 = 134.3kN则作用在轴承的压力FqFq=2ZF osin( a1/2>=2 X 3 X134.3sin(158.67 o/2>=791.9N2、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 260HBS ;大齿轮 材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS ;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 > (3

12、71 2 X kT1(u+1>/©du如2>1/3确定有关参数如下：传动比i齿=3.89取小齿轮齿数 Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ 1 = X 20=77.8 取z2=78由课本表6-12取轴=1.1(3转矩T1=9.55 X106n i=9.55 X106 X2.61/473.33=52660N-mm(4载荷系数k :取k=1.2(5许用接触应力oho= Olim Zn/SH min 由课本1图 6-37 查得：OHlim1 =61 OMpaOim2 =500Mpa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=60njt n计算N1=60

13、 x 473.33 X10 X300 x 18=1.36x109N2 =N/i=1.36x109/3.89=3.4 X108查1课本图6-38中曲线1，得Zn1=1 Z n2=1.05按一般可靠度要求选取安全系数 SHmin =1.0ch 1 = OHIim1 Zn1 /S Hmin =610x1/1=610 Mpa°A 2 = cHlim2 ZN2/S Hmin =500x1.05/1=525Mpa故得：d1 (671 2 x kT1(u+1/ ©dU oh 2 1/3=49.04mm模数：m=d 1/Z 1 =49.04/20=2.45mm取课本1P79标准模数第一数列

14、上的值，m=2.5(6校核齿根弯曲疲劳强度obb=2KT 1Y Fs/bmd 1确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ 1=2.5 X20mm=50mmd2=mZ 2=2.5 X78mm=195mm齿宽：b=© dd1=1.1 X50mm=55mm取 b2=55mm b 1=60mm(7复合齿形因数 Yfs由课本1图6-40 得：Yfs1 =4.35,Y=3.95(8许用弯曲应力(5b 根据课本1P116 :°bb=blimFmin由课本1图6-41 得弯曲疲劳极限°bblim 应为：°bblim1 =4 90Mpaobblim2 =410Mpa由课本

15、1图6-42得弯曲疲劳寿命系数Yn : Yn1=1 Y n2 = 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Ob1 = O bblim1=490 X 1/1=490MpaCb2 = °bblim2 YN2/S Fmin =410 X 1/1=410Mpa校核计算ob1 =2kT 1YFS1/ b1md 1=71.86 pa ob1 obb2 =2kT i Yfs2/ b 2md 1 =72.61Mpa < 2 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=(d 1 +d 2>/2= (50+195&g

16、t;/2=122.5mm(10>计算齿轮的圆周速度V计 算 圆 周 速 度 V = nn1d/60 X1000=3.14 x 473.33 x50/60 X1000=1.23m/s 因为V<6 m /s，故取8级精度合适.0J3I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2表13-1可知： cb=650Mpa, d=360Mpa,查2表 13-6 可知：a+1bb=215Mpa0bb=1O2Mpa, -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，

17、最小直径为： d三C雪P/ n查2表13-5可得，45钢取C=118贝卩 d三 118X2.53/121.67>1/3mm=32.44mm考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm3、齿轮上作用力的计算齿 轮 所 受 的 转 矩T=9.55 >106P/n=9.55 06 2.53/121.67=198582 N 齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2 >198582/195N=2036N径向力：Fr=Ftta n20°=2036 >tan 20°=741N4、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

18、，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2表9.4可得联轴器的型号为 HL3 联轴器：35>82 GB5014-85<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=35mm作为外伸端直径 di与联轴器相配 <如 图），考虑联轴

19、器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为 d2=40mm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=4 5mm，为便于齿轮装拆与齿轮配 合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定，右端 用轴环定位，轴环直径d5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=45mm.（4>选择轴承型号.由1P270初选深沟球轴承，代号为 6209，查手册可得：轴承宽度 B=19,安装尺寸 D=52,故轴环直径 d5=52mm.（5 ）确定轴各段直径和长度I 段：d1=35mm 长度取

20、 L1 =50mmII 段:d 2=40mm初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,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：L2二<2+20+1 9+55 ） =96mmIII 段直径 d3=45mmL3=L 1-L=50-2=48mmW段直径d4=50mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mmV段直径 d5=52mm.长度 L5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L

21、=96mm（6>按弯矩复合强度计算 求分度圆直径：已知d1=195mm 求转矩：已知T2=198.58N-m 求圆周力：Ft根据课本P127V6-34）式得Ft=2T 2/d 2= 2 X198.58/195=2.03N 求径向力Fr根据课本P127V6-35）式得Fr二Ft tan a=3 xtan20 0=0.741N 因为该轴两轴承对称，所以：La=L B=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=F BY=Fr/2=0.74/2=0.37NFaz=F BZ=Ft/2=2.03/2=1.01N由两

22、边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为Mc1=F AyL/2=0.37 X96 -2=17.76N-m截面C在水平面上弯矩为：MC2=F azL/2=1.01X96 2=48.48N - m（4>绘制合弯矩图 < 如图d）MC=（M C12+M C22> 1/2 =<17.762+48.48 2> 1/2 =51.63N -m（5>绘制扭矩图 < 如图e）转矩：T=9.55x <P 2/n 2） X106 = 198.58N-m（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a=0.2，截面C处

23、的当量弯矩：Mec=M c2+（ a T>21/2=51.63 2+（0.2 X198.58>21/2 =65.13N -m（7>校核危险截面C的强度由式<6-3(T e=65.13/0.1d =7.14 MPav 该轴强度足够。33=65.13x1000/0.1X453d-i b=60MPa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2表13-1可知： cb=650Mpa, =360Mpa,查2表 13-6可知：&+ibb=215Mpaobb=102Mpa, -©bb=60Mpa2、按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减

24、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：d三 C3 PTn查2表13-5可得，45钢取C=118贝卩 d三 118>(2.64/473.33>1/3mm=20.92mm 考虑键槽的影响以系列标准，取 d=22mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：T=9.55 X06P/n=9.55 1062.64/473.33=53265N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2 >53265/50N=2130N径向力：Fr=Ftta n20°=2130 Xan200=775N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

25、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=53.26N - m 求圆周力Ft :根据课本P127V6-34)式得Ft=2T 3/d 2=2 X 53.2

26、6/50=2.13N 求径向力Fr根据课本P127V6-35)式得Fr=Ft tan a=3 X0.36379=0.76N T两轴承对称1_A=L B=50mm(1> 求支反力 FAX、FBY、FAZ、FBZFax=F BY=Fr/2=0.76/2=0.38NFaz=F BZ=Ft/2=2.13/2=1.065N(2>截面C在垂直面弯矩为Mc1 =F axL/2=0.38 X100/2=19N m(3>截面C在水平面弯矩为MC2=F azL/2=1.065X100/2=52.5N-m(4>计算合成弯矩Mc=<M C12+M c22) 1/2=<19 2+52

27、.5 2) 1/2=55.83N -m(5>计算当量弯矩：根据课本 P235得a=0.4Mec=M c2+( a T>21/2 =55.83 2+(0.4 X53.26> 21/2 =59.74N -m(6>校核危险截面C的强度由式<10-3 )(T e=Mec/<0.1d 3) =59.74x1000/(0.1 x 30 3>=22.12 Mpa< (T-1 b=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L'h=10 X 300 X 16=48000h(1>由初选的轴承的型号为：

28、6209,查1表 14-19 可 知:d=55mm, 外 径D =85mm,宽 度B=19mm,基本额定动载荷 C=31.5KN, 基本静载荷Co=20.5KN,查2表10.1可知极限转速9000r/min<1）已知 nn=121.67（r/min>两轴承径向反力：Fri=Fr2=1083N 根据课本P265V11-12）得轴承内部轴向力Fs=0.63Fr 贝卩 FsfFs2=0.63Fr1=0.63x1083=682N（2> .Fs1+Fa=F2 Fa=O故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端Fa1=FS1=682N F a2=FS2=682N（3>求系数x、yFa1

29、/Fr1=682N/1038N =0.63Fa2/Fr2=682N/1038N=0.63根据课本 P265表<14-14） 得 e=0.68Fa1/F R1<e x 1=1 F a2/F R2<e x 2=1y1=0y2=0（4>计算当量载荷R、R根据课本 P264表 <14-12） 取 f p=1.5根据课本P264V14-7）式得P1=f p（x 1FR1+y1FA1>=1.5 X （1 X 1083+0>=1624NR=f p（x 2FR1+y2FA2>= 1.5 X （1 X 1083+0>=1624N（5>轴承寿命计算P二R

30、 故取 P=1624NT深沟球轴承£ =3根据手册得6209型的Cr=31500N由课本P264V14-5）式得6 £LH=10（f tCr/P> /60n63= 10（1 X31500/1624> /60X121.67=998953h>48000h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:6206查1表 14-19 可 知：d=30mm,夕卜径D =62mm,宽 度B=16mm,基本额定动载荷 C=19.5KN,基本静载荷Co=111.5KN,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L'h

31、=10 X 300 X 16=48000h<1）已知 n i=473.33（r/min>两轴承径向反力：Fr1=Fr2=1129N 根据课本P265V11-12）得轴承内部轴向力Fs=0.63Fr 则 Fsi=Fs2=0.63Fri=0.63x1129=711.8N (2> TF si+Fa=F：2 Fa=O故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端Fai=Fsi=711.8N F a2=Fs2=711.8N(3>求系数x、yFai/Fri=711.8N/711.8N =0.63Fa2/Fr2=711.8N/711.8N =0.63根据课本 P265表<14-14)

32、得 e=0.68Fa1/F R1<e x 1=1 F a2/F R2<e x 2=1y1=0y2=0(4>计算当量载荷R、R根据课本 P264表 <14-12)取 f p=1.5根据课本P264<14-7)式得P1=f p(x 1Fr汁丘1>=1.5 X (1 X 1129+0>=1693.5NP2=f p(X2FR1+y2FA2>=1.5 X (1 X 1129+0>=1693.5N (5>轴承寿命计算P二P 故取 P=1693.5Nt深沟球轴承£ =3根据手册得6206型的Cr=19500N由课本P264V14-5)式得

33、LH=106(f tCr/P> £/60n=106(1 X 19500/1693.5> 3/60X473.33=53713h>48000h 二预期寿命足够七、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8X 36GB1096-79大齿轮与轴连接的键为：键14X 45GB1096-79轴与联轴器的键为： 键10X 40GB1096-792. 键的强度校核=36.60<120MPa=大齿轮与轴上的键 ：键14X 45 GB1096-79 bX h=14X 9,L=45,贝U Ls=L-b=31mm 圆

34、周力：Fr=2Tu/d=2 X 198580/50=7943.2N挤压强度：ap =晋=56.93<125150MPa=c p因此挤压强度足够剪切强度:2Fr b Ls因此剪切强度足够键8X 36 GB1096-79和键10X40 GB1096-79根据上面的步骤 校核，并且符合要求。八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算 1、减速器附件的选择 通气器因为在室内使用，选通气器 <一次过滤)，采用M18X 1.5 油面指示器选用游标尺M12起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳.放油螺塞选用外六角油塞及垫片 M18 X 1.5根据机械设计基础课程设计表 5.3选择适当型号：起盖螺钉型号：GB/

35、T5780 M18 X 30,材料Q235高速轴轴承盖上的螺钉： GB5783-86 M8X12,材料Q235 低速轴轴承盖上的螺钉： GB5783- 86 M8X 20,材料Q235 螺栓：GB5782-86 M14X 100,材料 Q235箱体的主要尺寸：(1> 箱 座壁厚 =0.025a+1=0.025X122.5+1=4.0625取=8(2>箱盖壁厚1=0.02a+1=0.02X122.5+1=3.45取匚1=8(3>箱盖凸缘厚度b1=1.51=1.5 X 8=12(4>箱座凸缘厚度b=1.5= 1.5 X 8=12(5>箱座底凸缘厚度b2=2.5=2.5 X 8=20(6>地脚螺钉直径df =0.036a+12=0.036X 122.5+12=16.41(取18>(7>地脚螺钉数目