螺旋输送机传动装置中一级圆柱齿轮减速器1

1、计算项目及内容计算结果一、课题任务n=0.827（一）课程设计的目的Pd=4.88kw1.综合运用所学知识，进行设计实践T巩固、加深和扩展2.培养分析和解决设计简单机械的能力T为以后的学习打基础。3.进行工程师的基本技能训练T计算、绘图、运用资料nd=960r/min（二）具体任务：i=17.451、分析传动方案和运动简图；i“=4.52、选择电动机型号，转速，功率）；i2=3.883、计算总传动比并分配各级传动比；P=4.84kw4、计算传动装置运动和动力参数P、T、n）；5、传动零件的设计计算齿轮传动的主要尺寸和参数）；P2=4.65kw6、轴的设计计算估算，结构设计）；7、联轴器的选择；

2、F3=4.57kw8轴承选型及组合设计；9、校核轴的强度；P4=4.25kwm=960r/min10、计算轴承寿命；11、进行轴上零件的结构设计；n2=12132r/min12、检查和修改草图。（三）已知条件：n3=213r/min1、输送机螺旋轴功率：PL=4kw。2、输送机螺旋轴转速n=55r/minn4=55r/minT|=48.15Nm3、工作条件：螺旋运输机单向运转，有轻微振动，输送机螺旋轴转速的容许误差为15%5、使用期：两班制工作，使用期5年T2=231.29kNm6、产量：小批量生产。一、传动方案的拟定和及说明1、传动系统的作用：作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机

3、的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。T3=227.31kNmT4=737.95kNmJ2、分析传动方案：此传动方案的特点：=368MpaIQJ.=tCI特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。电机不会与箱体发生干涉。H1H2三、电动机的选择=509Mpa1、选择电动机系列d1启52.9mm按工作要求及工作条件，选用Y系列三相交流异步电动机，封闭式结构，电压为d1=64mmd2=288mm380V,。18/1340000.827=4.88kw乙二32乙二144i=4.5mn=2mma二178mmd=45mmb2=50mm8级制造精度Ysa1=1.69仏

4、=1.81Y=0.707Y.=0.81Kf1.87aKf广1.40K=2.8798orlim1=510Mpaoflim2=460MpaSFmin=1.25NL1=1.64109,NL2=0.41109Yn0.90丫心二0.95Yx=1.02、选电动机功率1）传动装置总效率n按文献表12一8确定各部分效率如下：弹性套柱销联轴器效率：邛=0.992深沟球轴承效率：吃=0.998级精度的一般齿轮传动效率：n3=0.97开式圆锥齿轮传动效率：4=0.94螺旋轴效率：5=0.962424n=nn40.9920.990.97沃0.94沃0.96=0.8273）电动机功率从设计手册表22-1中可选额定功率为

5、5.5kw的电动机3、确定电动机转速按表2-2的传动比范围，单级圆柱齿轮减速器传动的传动比4_/_6,开式圆锥齿轮传动的传动比i2-5,则总传动比为范围i；=2030，转速可选范围：nd=ian=203055乞11001650r/min可见，电动机同步转速可选750r/min,1000r/min,1500r/min三种，根据相同功率的三种转速，从表19-1中查出三个电动机型号方案电动机型号额定功FedKw同步转速r/min满载转速r/min1Y132S-45.5150014402Y132M2-65.510009603Y160M2-85.5750720综合考虑第2种方案比较合适，因此选用电动机型

6、号为Y132M2-6，其主要参数和安装尺寸如下：型号额定功率kw转速r/min启动电流/额定电流启动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y132M2-65.510006.52.22.2KBHDADEFGHLAB15178315216388010331325152804、传动比分配根据电动机满载转速nm及工作机转速n,可得传动装置的总传动比。总传动比ia=nm=96=17.45，综合分配传动比，nw55ia二小2得：圆柱齿轮传动比h=4.5，圆锥齿轮传动比i2=3.885、运动条件及运动参数分析计算1）、各轴输入功率高速轴I输入功率R=PdXn=4.88汇0.992=4.84kw低速轴n的输入功率P

7、2=P況n江1=4.84汇0.99X0.97=4.65kw圆锥齿轮轴川的输入功率F3二P22,=4.650.9920.99=4.57kw螺旋轴W的输入功率P4二P3nn=4.470.990.94=4.25kw各轴输出功率高速轴I输出功率p1/pi24.840.994.79kw低速轴n的输出功率/P2=P22=4.650.99=4.60kw圆锥齿轮轴川的输出功率P；=P3“2-4.570.99=4.52kw螺旋轴W的输出功率P4=P42-4.250.99=4.21kw2）、各轴输入转速高速轴I输入转速二nd=960r/min中间轴n的输入转速n2=n1=960=213r/mini,4.5圆锥齿轮

8、轴川的输入转速n3=n2=213r/min螺旋轴w的转速n4二n3=213=55r/mini23.883)、各轴输入扭矩p488电动机轴输出转矩Td=9550d=9550，:48.55kNmnd960P484高速轴I输入扭矩t=9550；：=955048.15kNm门2192圆锥齿轮轴川输入扭矩P3T3=9550-=95504.57-227.31kNm192螺旋轴W的输入转矩t4=9550汉旦=9550汉45=737.95kNmn455P2465低速轴n输入扭矩T2=95502=9550231.29kNm综上可列出下表:m960轴名功率PKW)转矩TkNm)转速r/min输入输岀输入输岀电动机

9、轴4.8848.55960I轴4.844.7948.1547.67960n轴4.654.60231.29228.98213皿轴4.574.52227.31225.04213w轴4.254.21737.95730.5755各轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩的0.99球轴承的效率）四、传动零件的设计计算1、选材小齿轮选用40号钢调质，齿面硬度为260HBS大齿轮选用40号钢调质，齿面硬度为210HBS。2、确定需用应力查课本第查课本第查课本表166页表11-1得到二H=560Mpa,；FE=460Mpa171页表11-5得：。Sh=1.1,Sf=1.2511-4得：Zh=2.5,Ze188460F

10、2亠=-368Mpa1.25560509Mpa1.13、按轮齿弯曲强度设计计算齿轮按8级精度制造，按课本d则=0.8，小齿轮上的转矩为11-3取载荷系数K=1.2，从课本表11-6中查得齿宽系数d12kTu1ZeZh、2()duJ21.248.15103(51)1882.52()=52.9mm5090.85齿数取乙-32,则大齿轮齿数Z2Z2日1Z1=4.532=144,实际传动比i2乙144=4.528m1由d1=鱼=52.9=1.89取标准值m=2Z128=mZ1=2X32=64mm,d2=mZ2=2X144=288mmd1d264288中心距a=178mm22齿宽b二dd0.852.9=

11、42.32mm所以取d=50mm,b2=45mm验算轮齿弯曲强度：查课本P173图11-8可得Ypa1=2.58,YFa2=2.14查课本图11-9可得YSa1=1.63,YSa2=1.83按最小齿宽计算2KT1YFa1YSa121.248.151032.581.63284.37十F1bm乙kkYFa2YSa2F2=61匚亍Fa1Sa14、齿轮的圆周速度因为二F1452232=84.37214832.58F.63二78.57珂二fi安全，故强度校核符合要求兀dmv二601000364960=3.22m/s601000对照课本表11-2，可知选8级制造精度是合宜的。=48.15kNm5、其他参数

12、齿顶高ha=2mm,齿根高hf=2.5mm齿顶圆da1=60mm,da2=284mm齿根圆df1=51mm,df2=275mm五、轴的设计和轴承，键的选择校核CPmm式中：p轴所传递的功率，KWn轴的转速，r/minC由轴的许用切应力所确定的系数得:d1_C3P=11034.84=18.86mmn1960轴上有单个键槽，轴径应增加3%所以d-18.86X1+3%）=19.47mm圆整取d=20伽，且该段轴径与联轴器相连，查课程设计课本第273页得到电动机轴径d=38,所以取d1=38mm;查Li=82mm。课程设计课本第210页联接器型号结合考虑得第一段轴长为80mm,d1取40mm，查课程设

13、计课本第282页结合计算得L1二55mmd2取45mm，查课程设计本第173页表17-1，选用6009轴承，L2=25mm轴承宽度为B=16mm所以取2=45mm，d3取48mm，d4取60mm，5取48mm，d6取45mm，L3=10mm因为高速轴为齿轮轴，故取其直径为齿轮齿顶直径,L5=10mm为装轴承和轴套段L6二28mm校核该轴和轴承=82mm,L1=55mm,L2=25mm,L3=10mm,L4=50mm,L5li=63mm,l2=60mm,l3=100mmL4=50mm=10mm,L6=28mm2Ti作用在齿轮上的圆周力为：Ft二d1240.89100=1460.4N56=1460

14、.4tg20=3267.15N径向力为FrFttg:法向力Ft3267.15=7968.66NFrF1vFn=二cos：0.41求垂直面的支反力：hd4Ja22l1F2v=Fr-F1v=762.3-160.88=601.42N63603267.15：7968.6622=160.88N69并绘制垂直弯矩图：601.428651.72Nm1000,160.8869Mav二F1vl111.10Nm1000求水平面的支承力：由F1H（h丄）卡2得Mav二F2v2/av求垂直弯矩，丨286Fih二F1997.5=1108.3Nh+丨269+86F2h=Ft-Fih=1997.5-1108.889.2N求

15、并绘制水平面弯矩图MaH=F1Hh=1108.369=76.47NmM；h二F2HI2=889.286=76.47Nm求F在支点产生的反力183200371.6NF1fI3F丨1丨26986F2FF1FF=371.63200=3571.6N求并绘制F力产生的弯矩图：320018M2F二Fl3=57.6Nm100071.669Map=F1FI1=25.64Nm1000F在a处产生的弯矩：371.6X6925.64Nm1000MaFF1Fl1：H直接相加。求合成弯矩图:考虑最不利的情况，把MaF与、.MfvMa2MaH=25.64.11.10276.472=103NmMa二MapM；M；h=25.

16、64.51.72276.472=118NmMa二Map,M_3求轴传递的转矩T=Ft屯=1997.5汇48.06咒10=48Nm2求危险截面当量弯矩：最危险截面其当量弯矩为：取折合系数：=0.6)Me=M；汀2=,11820.6482=121.46Nm计算危险截面处轴的直径：因为材料选择45号钢调质，查课本第241页表14-1得二b=650MPa，许用弯曲应力4bI-70MPa，则：；121.46汉10才、*白、人d-3e亠3,-25.89mm,因为d36d所以该轴是安全10.1丄0.仆70的。轴承寿命校核：轴承寿命可由式Lh=(C)帑进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以h60nPf

17、PP=Fr，查课本279页表16-8,9，10取ft=1,f1.2,取；=3按最不利考虑，则有Fr1氏F1HF1f=160.8821108.32371.6=1491.6N氐=沖2：F2HF2f=601.422889.221971.6二3045.1NF6325取e=0.68，有a=083.e可由课本表16-11查X=0.41,Y=0.87762.3Frp=XFrYFa=0.41762.30.87632.5=862.8N/、2L=60n因此所该轴承符合要求。4h=一10沁60553.814.5X103丫1.2x862.8/=17.88年5年）、弯矩及轴的受力分析图如下：/1rT轴13、键的设计与校

18、核：参考课程设计课本第156页表10-9,由于公称直径d=20mm,在1722mm范围内，故d轴段上采用键b江h:6X6,采用A型普通键：键校核：L=36mm,综合考虑取1=20得4T14481000=80Mpa汗pCT=dlh20206所以，所选键为：键6X20（二低速轴的结构设计1.确定各轴段直径各轴段直径的确定:根据课本第245页式14-2mm式中：P轴所传递的功率，KWn轴的转速，r/minC由轴的许用切应力所确定的系数得：I-V0395d_C3107327.23mmnV240取第一段轴径d=30mm,L取80mm。第二段轴径d!=33mm,L!取56mm。d2取37mm，查课程设计课

19、第180页表17-5，选用6008号轴承，轴承宽度为b=14mm所以取d2=40mm，L2=23mmd3取50mm，故L3=10mmd4取44mm，由于齿宽为45mm，L4=45mmd5取40mm，L5=38mm2、校核该轴和轴承L=80mm,L1=56mm,L2=23mm,L3=10mm,L4=45mm,L38mmh=67mm,l2=90mm,l3=30mm2T2作用在齿轮上的圆周力为：Ft：=2X264.6X1000/60=8820Nd径向力为Fr=Fttg=8820X0.36=3210N轴向力Fa=Fttg1：=2792N20591.53F二F=0.2510=2947N270求垂直面的支

20、反力F1vl2Frh129032106790=1840NF2V二斤-F1v=3210-1840=1370N计算垂直弯矩：Mav=F2vl2=1370X90=123.3NmMav=F1vl1=1840X67=123.3Nm求水平面的支承力。F1HJFt_908820l1l2=6790=5056NF2H=Ft-F1H=8820-5056=3764N计算、绘制水平面弯矩图。MaH二F11=50566910“=348.9NmM；h=F2hI2=37649010*=338.76Nm求F在支点产生的反力F1f_l3F_30_2947_l1l2=6790=563NF2F=F1FF=563+2947=3510

21、N求F力产生的弯矩图M2F二Fl3=29473010“=88.41NmMaF=F1Fh=5636710=38NmF在a处产生的弯矩：MaF=FifIi=5636710*=38Nm求合成弯矩图。考虑最不利的情况，把MaF与、M；*M：h直接相加。Ma二MaFM；H=38123.32348.92=408Nm求危险截面当量弯矩：最危险截面其当量弯矩为：d所以该轴是安全的丫0.1&丄0.1汇70轴承寿命校核：轴承寿命可由式L10(Cft)h进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以60nPfpP=Fr，查课本279页表16-8,9，10取ft=1,f1.2,取=3F2792取e=0.68，有一a0

22、.87e可由课本表16-11查X=0.41,Y=0.87Fr3210p=XFrYFa=0.4132100.872792=3745N产325.20J.2汉3745=7.01年5年因此所该轴承符合要求。4)、弯矩及轴的受力分析图如下:F（方叵未定3、键的设计与校核：参考课程设计课本第161页表16-28,由于公称直径d=50mm,在4450mm范围内，故d轴段上采用键bh:14X9采用A型普通键：键校核：L=58mm,综合考虑取1=40得4T14264.61000“I1-=：58.8MpaJdlh50409p六、联轴器的选择计算联轴器所需的转矩：Tc=T*Ka查机械设计课本291页中表17-1得K

23、a=1.5轴1:TKA*T1=1.5*48.5=72.75N.m轴2:Tc=KA*T2=1.5*231.29=350N.m查课程设计课本第145页表17-1，轴1选用型号为TL5的弹性套柱销联轴器；轴2选用型号为GL6滚子联轴器。七、减速器机体结构尺寸名称符号计算公式结果箱座厚度a坊=0.025a+3810箱盖厚度a16=0.02a+3兰810箱盖凸缘厚度bibi=i.ji12箱座凸缘厚度bb=i.5b15箱座底凸缘厚度b2b2=2.5cr25地脚螺钉直径dfdf=0.036a+i2M18地脚螺钉数目n查手册4轴承旁联结螺栓直径didi=0.75dfM14盖与座联结螺栓直径d2d2=0.50.6)dfM10轴承端盖螺钉直径dad3=0.40.5)dfM8视孔盖螺钉直径d4d4=0.30.4)dfM8定