链传动一圆柱齿轮减速器方案说明书Ⅰ

个人资料整理 仅限学习使用学号 0908490112成绩课程设计说明书设计名称机械设计基础课程设计设计题目一级减速器设计设计时间 2018.7.02～2018.7.15学 院交通与机械工程学院专 业物流工程班 级09-1班姓 名张赛朋指导教师赵德宏2018年7月14日个人资料整理 仅限学习使用机械课程设计任务书班级物流09-1 姓名张赛朋 学号0908490112题目：皮带运输机的一级直齿圆柱齿轮减速器设计一、传动简图二、原始数据： 输送带工作拉力F＝1500N，滚筒直径D＝300mm，输送带速度V＝1.6m/s。三、工作条件： 单班制，连续单向运转，有轻度冲击，环境温度 25°C。四、使用年限： 寿命10年。五、输送带速度 ：允许误差± 5%。六、设计工作量1、减速器装配图 1张<A1）。2、零件图1张<A3）。3、设计说明书 1份。个人资料整理 仅限学习使用1 . .22 . .23 . .44 . .55 . .66 .....127 . 198 .. 22910个人资料整理 仅限学习使用计算过程及计算说明1、传动方案拟定第三组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级链传动1.1工作条件：使用年限10年，工作为二班工作制，载荷稍有波动，环境多灰尘。1.2原始数据：滚筒圆周力F=1500N；带速V=1.6m/s；滚筒直径D=300mm；滚筒长度 L=500mm。1.3传动简图<图1）2、电动机选择2.1电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机2.2电动机功率选择：2.2.1传动装置的总功率：η总=η联×η2轴承×η齿轮×η链×η滚筒=0.99×0.982×0.97×0.90×0.95×0.96=0.7572.2.2电机所需的工作功率：P工作=FV/1000η总=1500×1.6/1000×0.757=3.17KW

结果F=1000NV=2.0m/sD=500mmL=500mmn滚筒=76.4r/minη总=0.76P工作=3.17KW图1个人资料整理 仅限学习使用2.2.3确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/πD=60×1000×1.6/π×300=101.9r/min按手册P7表1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范围I’链传动比I’a=3~6。取I’1=1~3，则总传动比理时范围为。故电动机转速的可选范围为’’a=3~18nd=Ian筒=<3~18）×76.43=305.7~1834.2r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和电动机型号1500r/min。Y132M1-6根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：如指导书P15页第一表。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i总=9.42n=1000r/min。据手册得2.2.4确定电动机型号I链=2.5i带=3.77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Y132M1-6。4.0KW，满载转其主要性能：额定功率：nI=960r/min速960r/min，额定转矩2.0。质量73kg。nII=254.6r/min3计算总传动比及分配各级的伟动比3.1总传动比：i总=n电动/n筒=960/101.9=9.42PI=3.96KW3.2分配各级伟动比PII=3.76KW据指导书P7表1，取链i链=2.5<单级减速器i=3~6合理）∵i总=i齿轮×I链∴i齿轮=i总/i链=9.42/2.5=3.77N·mT=394004运动参数及动力参数计算m个人资料整理 仅限学习使用4.1计算各轴转速<r/min）TII=141000N·nI=n电机=960r/minmmnII=nI/i齿轮=960/3.77=254.6(r/min>4.2计算各轴的功率<KW）PI=P电动机×η联=4.0×0.99=3.96KWPII=PI×η轴承×η齿轮=3.96×0.96×0.97=3.76KW4.3计算各轴扭矩<N·mm）6 6TI=9.55×10PI/nI=9.55×10×3.96/9606TII=9.55×10PII/nII=141000N·mm传动零件的设计计算5.1齿轮传动的设计计算<1）选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240~285HBW。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度229~286HBW；根据课本P139表6-12选级精度。(2>按齿面接触疲劳强度设计确定有关参数如下：传动比i齿=3.77取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=3.77×20=76实际传动比 I0=76/20=3.8传动比误差：i-i0/I=3.8-3.77/3.77=0.79%<2.5%可用齿数比：u=i0=6由课本P126表6-10取φd=0.9(3>转矩T1T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×3.96/960=39400N·mm(4>载荷系数k

u=6i齿=3.8Z1=20Z2=76[σH]1=640Mpa[σH]2=548Mpa[σF]1=233Mpa[σF]2=188Mpa个人资料整理 仅限学习使用由课本P128表6-7取k=1.5(5>许用接触应力[σH][σH1]=(380+HBW>Mpa=(380+260>Mpa=640Mpa[σH2]=(380+0.7HBW>Mpa=(380+0.7×240>Mpa=548Mpa[σF1]=(155+0.3HBW>Mpa=(380+0.7×8260>Mpa=233Mpad1=50mm[σF2]=(140+0.2HBW>Mpa=(140+0.2×d2=300mm240>Mpa=188Mpab=45mm(6>由d1≥76.43(kT1(u+1>/φdu[σH]2>1/3b1=50mma=120mmd1≥76.43(kT1(u+1>/φdu[σH]2>1/3=76.43[1.5×39400×(3.8+1>/0.9×3.8]1/3mmYFa1=2.97=49.86mmYFa2=2.23模数：m=d1/Z1=48.86/20=2.493mm根据课本P107表6-1取标准模数：m=2.5mm确定有关参数和系数分度圆直径： d1=mZ1=2.5×20mm=50mmd2=mZ2=2.5×76mm=300mm计算齿轮传动的中心矩 aa=m/2(Z1+Z2>=2.5/2(20+76>=120mm根据课本124σF1=233Mpa齿宽：b=φdd1=0.9×50mm=45mmσF2=188Mpa取b=45mmb1=50mm(7>齿形系数YFaV=1.2m/s根据齿数Z1=20,Z2=76由查表得YF1=2.97YF2=2.23(8>校核齿根弯曲疲劳强度F1=2kT1YF1/bd1m=2×1.5×39400×2.79/45×50×2.5=58.6MPa≤[σF1]=233MPaF2=σF1×YF2/YF1=46.8MPa≤[σF2]=188MPa故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(9>计算齿轮的圆周速度VV=πd1n1/60×1000=3.14×50×458.2/60×1000个人资料整理 仅限学习使用=1.2m/s圆周由课本 p124表9-5齿轮精度等级为 9级轴的设计计算6.1输入轴的设计计算6.1.1按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217~255HBS根据课程设计指导书P21例题<1）、初步确定减速器外伸段轴颈d=<0.8—1.0）d电机=<0.8—1.0）×38=30.4—38mm<2）、选择联轴器由传动装置工作条件拟选用弹簧柱销连轴器<GB5014—85）。计算转矩Tc=KAT=1.5×39.8=59.7NmT=9.55P/n=39.8Nm 其中KA=1.25—1.5此处取1.5查表2.5—1及核对轴颈后选择 HL3联轴器<3）、最后确定减速器告诉轴外伸段直径为d=32mm6.1.2轴的结构设计<1）轴上零件的定位，固定和装配单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和套筒定位，则采用过渡配合固定<2）确定轴各段直径和长度工段：d1=32mm 长度取L1=90mmh=2cc=1mmII段:d2=d1+2h=32+2×1=34mm初选用深沟球球轴承，其内径为35mm,宽度为17mm.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 17mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴

d=32mmd1=32mmL1=90mmd2=34mmL2=83mmd3=38mmL3=48mmd4=42mmL4=5mmd5=34mmL5=29mmL=255mm个人资料整理 仅限学习使用器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为64mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=<64+17+2）=83mmIII段直径d3=38mmL3=50-2=48mmⅣ段直径d3=38mmh=2cc=2mmd4=d3+2h=38+2×2=42mm长度与右面的套筒相同，即L4=5mmⅤ段直径d5=34mm.长度L5=29mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距 L=255mm6.1.3按弯矩复合强度计算①求分度圆直径：已知d1=50mm②求转矩：已知T1=39400N·mm③求圆周力：Ft根据课本P127<6-34）式得Ft=2T2/d2=2×39400/50=1579N④求径向力Fr根据课本P127<6-35）式得Fr=Ft·tanα=1579×tan200=573.6N⑤因为该轴两轴承对称，所以： LA=LB=42mm(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=FBY=Fr/2=286.8NFAZ=FBZ=Ft/2=798.5N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=FAyL/2=286.8×21=6.02N·m(3>绘制水平面弯矩图<如图 c）

Ft=1579NFr=573.6NFAY=286.8NFBY=798.5NFAZ=798.5NMC1=6.02N·mMC2=16.76N·mMC=17.8N·mT=141N·m个人资料整理 仅限学习使用Mec=142N·mσe=25.9MPa<[σ-1]b截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=798.5×21=16.76N·m d=34mm(4>绘制合弯矩图<如图d）MC=(MC12+MC22>1/2=(6.022+16.762>1/2=17.8N·m(5>绘制扭矩图<如图e）转矩：T=9.55×<P2/n2）×106=141N·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α=1，截面C处的当量弯矩：Mec=[MC2+(αT>2]1/2=[17.892+(1×141>2]1/2=142N·m N(7>校核危险截面 C的强度由式<6-3）e=Mec/0.1d33=142/0.1×383=25.9MPa<[σ-1]b=60MPa∴该轴强度足够。个人资料整理 仅限学习使用6.2输出轴的设计计算6.2.1按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度<217~255HBW）根据课本P235页式<10-2），表<10-2）取c=120d≥c(P3/n3>1/3=120(3.76/254.6>1/3=29.44mm取d=34mm6.2.2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，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，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，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承从右面装入。<2）确定轴的各段直径和长度初选6027型深沟球轴承，其内径为40mm，宽度为18mm。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21.5mm，则该段长41mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(3>按弯扭复合强度计算①求分度圆直径：已知 d2=300mm②求转矩：已知 T2=141N·m③求圆周力 Ft：根据课本 P127<6-34）式得Ft=2T2/d2=2×141×103/190=1484.2N④求径向力Fr根据课本P127<6-35）式得Fr=Ft·tanα=1484.2×0.36379=540.2N⑤∵两轴承对称LA=LB=42mm(1>求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=1484.2/2=270.1N

Ft=1484.2NFAX=FBY=270.1NFAZ=FBZ=742.1NMC1=5.67N·mMC2=15.58N·mMC=5.08N·mMec=141.09N·me=25.7Mpa<[σ-1]b轴承预计寿命29200h个人资料整理 仅限学习使用FAZ=FBZ=Ft/2=540.2/2=742.1N(2>由两边对称，书籍截C的弯矩也对称截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=270.1×42=5.67N·m(3>截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=742.1×42=15.58N·m(4>计算合成弯矩MC=<MC12+MC22）1/22 2=<5.67+5.08）1/2(5>计算当量弯矩：根据课本P235得α=1Mec=[MC2+(αT>2]1/2=[5.082+(1×141>2]1/2=141.09N·m(6>校核危险截面 C的强度由式<10-3）e=Mec/<0.1d）=141.09/(0.1×1903>=25.7Mpa<[σ-1]b=60Mpa∴此轴强度足够滚动轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命10×365×8=29200小时7.1计算输入轴承<1）已知n1=960r/min两轴承径向反力： FR1=FR2=573.6N初先两轴承为深沟球轴承 6207型根据课本P214<例）得轴承内部轴向力FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=361.4N(2>∵FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取 1端为压紧端

FS1=FS2=361.4Nx1=1y1=0x2=1y2=0P1=860.4NP2=860.4NLH=319503.9h∴预期寿命足够FA1=FS1=361.4NFA2=FS2=361.4NFR=540.2N(3>求系数x、yFS1=340.6NFA1/FR1=361.4N/573.6N=0.63FA2/FR2=361.4N/573.6N=0.63x1=1根据课本P192表<12-12）得e=0.44y1=0个人资料整理 仅限学习使用FA1/FR1<ex1=1FA2/FR2<ex2=1y1=0y2=0(4>计算当量载荷P1、P2根据课本P191表<12-10）取fP=1.5根据课本P212<11-6）式得P1=fP(x1FR1+y1FA1>=1.5×(1×573.6+0>=860.4NP2=fp(x2FR1+y2FA2>=1.5×(1×573.6+0>=860.4N(5>轴承寿命计算P1=P2故取P=860.4N∵深沟球轴承ε=3根据手册得6207型的Cr=19800N由课本P191<12-11）式得LH=16670/n(ftCr/P>ε=16670/960×(1×19800/750.3>3=319503.90h>29200h∴预期寿命足够7.2计算输出轴承(1>已知nⅢ=254.6r/minFa=0 FR=FAZ=540.2N试选6207型深沟球轴承根据课本P265表<11-12）得FS=0.63FR,则FS1=FS2=0.63FR=0.63×540=340.6N(2>计算轴向载荷 FA1、FA2FS1+Fa=FS2Fa=0∴任意用一端为压紧端，1为压紧端，2为放松端两轴承轴向载荷：FA1=FA2=FS1=340.6N(3>求系数x、yFA1/FR1=340.6/540.2=0.63FA2/FR2=340.6/540.2=0.63根据课本P192表<12-12）得：e=0.68∵FA1/FR1<e ∴x1=1y1=0∵FA2/FR2<e ∴x2=1y2=0(4>计算当量动载荷 P1、P2

x2=1y2=0P1=810.3NP2=810.3NLh=952266.9h故轴承合格A型平键10×8p=8.79Mpa型平键12×8σp=18.5Mpa个人资料整理 仅限学习使用根据P191表<112-10）取fP=1.5根据式<12-19）得P1=fP(x1FR1+y1FA1>=1.5×(1×540.2>=810.3NP2=fP(x2FR2+y2FA2>=1.5×(1×540.2>=810.3N(5>计算轴承寿命 LHP1=P2故P=810.3ε=3根据手册P716207型轴承Cr=19800N根据课本P191表<12-9）得：ft=1根据课本P212<11-10c）式得Lh=16670/n(ftCr/P>ε=16670/254.6×(1×19800/810.3>3=952266.9h>29200h∴此轴承合格键联接的选择及校核计算8.1输入轴采用平键联接轴径d1=32mm,L1=80mm查手册得，选用 A型平键，得：键A10×8GB1096-79l=L1-b=80-10=70mmT1=39.4N·m h=8mm根据课本P243<10-5）式得p=4T2/dhl=4×39400/32×8×70=8.79Mpa<[σR](110Mpa>8.2输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径d2=38mmL2=40mmT=39.4N·m查手册P51选A型平键键12×8GB1096-79l=L3-b=40-12=28mm h=8mmp=4T/dhl=4×39400/38×8×28=18.5Mpa<[σp](110Mpa>8.3输出轴与齿轮 2联接用平键联接轴径d3=44mmL3=40mmT=141N·m查手册P51选用A型平键键12×8GB1096-79l=L2-b=40-12=28mm h=8mm

型平键12×8σp=57.2Mpa个人资料整理 仅限学习使用据课本P243式<10-5）得p=4T/dhl=4×141000/44×8×28=57.2Mpa<[σp]设计参考资料目录所用到的参考资料都可以列出，如：机械