带式输送机 同轴式二级圆柱齿轮减速器-mike

第第#页共39页目录1.题目及总体分析TOC\o"1-5"\h\z各主要部件选择2选择电动机3分配传动比4传动系统的运动和动力参数计算4设计V带传动5设计高速级齿轮6设计低速级圆柱斜齿传动11斜齿圆柱齿轮上作用力的计算1510.减速器轴及轴承装置、键的设计10.减速器轴及轴承装置、键的设计16II轴（高速轴）及其轴承装置、键的设计18W轴（低速轴）及其轴承装置、键的设计23皿轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计293411.润滑与密封34TOC\o"1-5"\h\z箱体结构尺寸34主要附件作用及形式35设计总结373915.参考文献

39、题目及总体分析题目：设计一带式输送机传动装置工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期10年(每年300个工作日)，小批量生产，两班制工作，输送机工作轴转速允许误差为±5%。带式输送机的传动效率为0.96.带式输送机传动简图如下：图示：1为电动机，2皮带轮，3为减速器，4为高速级齿轮传动，5为低速级齿轮传动，6为联轴器，7为输送机滚筒。辅助件有:观察孔盖，油标和油尺，放油螺塞,通气孔，吊环螺钉，吊耳和吊钩,定位销，启盖螺钉,轴承套，密封圈等.。设计参数：题号6—C输送带的牵引力F/kN5.4输送带的速度v/(m/s)0.8输送带滚筒的直径D/mm420二、各主要部件选择目的过程分析结论动力源考虑到经济成本和方便维修电动机

齿轮斜齿传动平稳斜齿轮传动轴承此减速器轴承同时受轴向和径向力圆锥滚子轴承联轴器考虑到弹性柱销联轴器装拆方便，成本较低弹性联轴器三选择电动机目的过程分析结论类型根据般带式输送机选用的电动机选择选用Y系列（IP44）封闭式三相异步电动机功率工作机所需有效功率为P=FXV=5.2x0.85=4.42kwwV带传动效率为n0=0.96圆柱齿轮传动（7级精度）效率（两对）为n1=0.972圆锥滚子轴承传动效率（四对）为n2=0.994弹性联轴器传动效率（一个）取n3=0.993输送机滚筒效率为n4=0.96电动机输出有效功率为p4.22p=w=d耳0.96x0.972x0.994x0.993x0.96要求电动机输出功率为P=5.34kWd型号查得型号额定功率满载转速满载时效满载时输电动机的■Y1320S-4封闭式三相异步电动机*kW=5.5[\r/min=1440【率\%=85.5j出功率为P=Pxq=5.5xreJ外形示意图：1L1几参数如下0.855=4.7KW选用型号Y1320S-4封闭式三相异步电动机M—J■—._1

电动机的安装尺寸表（单位：mm）电机型号Y1320S型号尺寸HABCDEFXGDGADACHDL13221614089388010X833210135315475四•分配传动比目的过程分析结论ni=3传动系统的总传动比i二F其中i是传动系统的总传动比，多级串联传动系统的vnwi=3.44总传动等于各级传动比的连乘积；n是电动机的满载转速，r/min；n为工作机输入轴的转速，r/min。计算如下n=1440r/minm分1000X60v1000X60X0.85n===40.58r/min配w兀D兀x400传n动i==35.49比总传动比：tnw取带传动比：iv=3取每对齿轮传动比：2=3.44五、传动系统的运动和动力参数计算目的过程分析结论

设：从电动机到输送机滚筒轴分别为0轴、1轴、2轴、3轴、4轴；对应于各轴的转速分别为呦、®、、、叫.9对应于0轴的输出功率和其余各轴传厂I动的输入功率分别为岭、尸1、耳、、'；对应于0轴的输出转矩和其余名系统轴的输入转矩分别为°、、、、4；相邻两轴间的传动比分别为51、的运312临、、調；相邻两轴间的传动效率分别为冊1、衍2、、心4O动电机轴轴I轴II轴III轴W和功率P/KW5.345.285.084.874.77动力转矩36.47105.13347.631147.111122.6力T/(Nm)参数转速1440480139.540.5640.562_Ln/(r/min)计算传动比i33.443.441效率n0.960.99X0.970.99X0.970.99X0.9930.96六、设计V带传动目的过程分析结论确定计算功率P:由工作情况知K=1.2,caA故P=KP=1.2X5.5=6.6KWcaAr选择V带的带型：根据P、n由图8-11可确定选取A型带ca0确定带轮的基准直径并演算带速，由表8-6和表8-8,取d=118mm,则带速dl兀Dn兀X118X1440v=dtt-1—==8.90m/s60X100060X1000,5〈v〈30,故带速合适。d=id=355mm,圆整为d=400mmd2vdld2确定v带中心距a和基准长度Ldr兀/t,、(d—d)2彳彳La2a+(d+d)+D2=1771mm、、d002d1d24a初定a=500mm,24a。L—L””aa2a+~~dD0=514.5mm由表8-2选带的基准长度L-1800mm,02d演算小带轮上的包角a157.3oaa180o一(d一d)=153.6o>90o12d1a计算带的根数z由d-118mm和n-1440r/min,查表8-4a得P-1.72KW

△P=0.17KW,k=0.934,K=1.01,P=(P+△P)kK=1.89KW,所以0aLr00aLp6.6z=ca==3.7Pr1.89，所以取4根计算单根V带的最小初拉力由表8-3得A型带的单位长度质量q-0.1kg/m,所以(2.5—K)P(F)=500ca+qv2=163NKazv，应使带的实际初拉力F〉(F)00min计算压轴力Fpa(F)=2z(F)sinr=1270N最小压轴力为Pmin0min2七、设计高速级齿轮目的过程分析结论选1）选用斜齿圆柱齿轮传动精度2）选用7级精度等级3）材料选择。小齿轮材料为45钢（调质），硬度为236HBS，大齿轮材料、材为45钢（调质），硬度为190HBS,一者材料硬度差为46HBS。料和选小齿轮齿数Z]—23，大齿轮齿数Z2—i・Z]—3.44X23=79.12，取Z2=79。齿数选取螺旋角。初选螺旋角0=14目的过程分析结论按齿面接按式（10—21）试算，即12kTu+1ZZd>31—r-(HE)21tWeuQ]1dalh」1)确定公式内的各计算数值

触强(1)试选K=1.6t度设(2)由图10—30,选取区域系数Z-2.433H计(3)由图10—26查得8-0.788-0.88aia28=8aa1+8一1.66a2（4）计算小齿轮传递的转矩T=105i.13N-m一105130N-mm(5)由表10—7选取齿宽系数①-1d(6)由表10—6查得材料的弹性影响系数Z=189.8MPa1/2E(7)由图10—21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hliml=600MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限-Hlim2=(8)由式10—13计算应力循环次数N=60njL1=60x480x1x(2x8x300x10)=1.38x109hN=1.238x109/3.44=4.02x108(9）由图10—19查得接触疲劳强度寿命系数K=0.90HN1K=0.94HN2(10）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1%,安全系数为S=1，由式10—12得Kr_.1O[O」=H1~~hlim1=0.9x600MPa=540MPaSK「r1OECTTr•c-CC匚、，匚匚AAADo匚CCOA/TDc[O」一H2HN211lim2=0.95x554Mia=520.8MiaS[Q]=H([O」+[H1o])/2一(540+520・8)/2MPa一530・4MPaH2目的过程分析结论2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径d]t，由计算公式得

d1t、2x1.6x1.05x1051x1.664.44xx3.44(2.433x189.8)530.4d1t、2x1.6x1.05x1051x1.664.44xx3.44(2.433x189.8)530.457.71mm计算圆周速度兀x57.71x480=1.45m/60x100060x1000计算齿宽b及模数mnt按齿面接触强度设计ntdcos卩—rt—Z1h=2.25m=2.25ntb/h=57.71/5.4857.71=57.71mm57.71xcos14。2.43mm23x2.43=5.48mm=10.53）计算纵向重合度££=0.318①ZtanB=0.318x1x23xtan14。=1.824Pd1(5)计算载荷系数K已知使用系数KA=1根据v=1.45m/s,7级精度，由图10—8查得动载荷系数KV=1.14由表10—4查得K。=1.12+0.18(1+0.6①2)①2+0.23x10-3bHpdd=1.12+0.18(1+0.6x12)x12+0.23x10-3x48.94=1.42由图10—13查得K=1.35邛KF假定一A—匚<100N/mm，由表10—3查得KHa=KFa=1.4d1K=KKKK=1x1.14x1.4x1.42=2.27故载荷糸数AVHaHP(6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10—10a得目的过程分析结论按齿面[Kb・27d=dJ—=57.71x3=64.85mm1113KV1.6td=71.25mm1m=3mmn

接触(7)计算模数mn强度设dcosB64.85xcosl42.74m=i=nZ23imm计m(z+z)a=n12取m=3,中心距02cos0n3x2(23+79)—157.68xcos140圆整为a=158mmc.m(z+z)d—1zm23x371.25mm0=arccosni2=14.4502a1cos,n——3'cos14.450zm79x3mmd=2n==244.742cos0'cos14.450b—0d—71.25mmd1圆整后取B=75mm,B=80mm2kT0—YYfbmdfn11)确定计算参数YYSE<0[0]FK,T,m,d同前，b=B=75mm,,1n12K—KKKK—AVFaF01x1.1x1.4x1.35—2.08(2)根据纵向重合度80—1.824,从图10—28查得螺旋角影响系数按Y0—0.88iH齿/c、、1kr>rz口.rH*件根弯(3)计算当量齿数z,r\(Tc曲z—1—25.33v1cos30'强度z87校z—2—87v2cos30'核(4)查取齿形系数由表10—5查得Y—2.Fa62YFa：—2.2(5)查取应力校正系数由表10—5查得Y—1.Sa1596YSa2—1.783(6)由图10—20c查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限o—215MPaFE1大齿轮的弯曲疲劳强度极限oFE；170MPa

(7)由图10—18查得弯曲疲劳强度寿命系数Kfn1=°-85KFN2=°.88目的过程分析结论(8)计算弯曲疲劳许用应力齿数取弯曲疲劳安全系数S-1.25，由式10—12得Z=231「rKG0.85X215Z=79[o]=—FN!_FE1==146MPa2F1S1.4Ko0.88x170[o]=—FN^―FE^==120MPaF2S1.4(9)校核大小齿轮的弯曲强度按齿2kT2x2.27x10513°o=1YYYY=2.62x1.59x0.71x0.88=77.4MP<[oJ根F1bmdF1S1e375x3x71.25F1弯n1曲o=of2s2=76.76MP<[o]F2F1YYF2强F1S1度强度足够校核中心距几m(z+z)3x(23+79)a=n12==157.68何中心距°2cos32xcosl4o,圆整为a=158mma=158mm尺cm(z+z)螺旋角寸3'=arccosn12=14.450计2a3=14.450算因3值改变不多，故参数£、K3、ZH等不必修正。目的分析过程结论2)计算大、小齿轮的分度圆直径分度圆直径zm23x3d=1—==71.25mmd=53.7mm11cos3'cos14.450d=194.3mm2几何尺zm79x3齿根圆直径d=2n==244.74mm2cos3'cos14.450d=48.7mmf1寸计3)计算大、小齿轮的齿根圆直径d=189.3mmf2

算d=d—2.5m=71.25—2.5x3=63.75mmf11nd=d—2.5m=244.74—2.5x3=237.24mmf22n4)计算齿轮宽度b=Qd=71.25mmd1圆整后取B=75mm,B=80mm齿轮宽度B=60mm1B=55mm2八、设计低速级圆柱斜齿传动目的设计过程结论选定齿轮精度等级、材料及齿数1）选用7级精度2）由表10—1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为263HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为236HBS。3）选小齿轮齿数Z=23,3人齿轮齿数Z=iZ=3.44x23=79.12，取Z=794234按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式10—9a进行试算，即112kTu+1ZZd>\—-(~~)23t斗①£U[G]daH1)确定公式各计算数值试选载荷系数Kt=1.6，P=14°,ZH=2.433,i=3.44计算小齿轮传递的转矩T=95.5x105P/n=347630N•mm333由表10—7选取齿宽系数©d=1.2，£a=1・71，£厂2.19Z=0.775，Z=0.99£P由表10—6查得材料的弹性影响系数Z=189.8MPa1/2E由图10—21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Q口=680MPaHlim3

大齿轮的接触疲劳强度极限Q=580MPaHlim4由式10—13计算应力循环次数N=60njL=60x139.5x1x(2x8x300x10)=4.02x11hN=4.02x108/3.44=1.17x1084由图10—19查得接触疲劳强度寿命系数Kt=1.07Kt=1.145HN3HN4计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为1%,安全系数为S=1，由式1012得KQ[g]=hn-3hlim3=1.07x680MPa=728MPaH3SKg[g]=hlim4=1.145x580MPa=664MPaH4S[g]=696MPaF2)计算(1)试算小齿轮分度圆直径d]t，代入[gh]中的较小值〔2x1.6x3476304.44189.8x2.433d>3xx()2=67.6831F1.71x1.23.446960目的过程分析结论(2)计算圆周速度v分度圆直径兀dn兀x69.84x139.5v=-==0.49m/sd=71.25mm60x100060x10001按(3)计算齿宽b模数齿m=3b=①d=1.2x67.84=84.18mm面d1t接(4)计算载荷系数K触根据v=1.19m/s,7级精度，由图10—8查得动载荷系数疲K=1.03劳V强度假设KaFt/b<100N/mm，由表10—3查得设K口=K厂=1.2计HaFa

由表10—2查得使用系数KA=1由表10—4查得K。二1.12+0.18(1+0.6①2)①2+0.23x10-3bHpdd=1.12+0.18(1+0.6x12)X12+0.23x10-3X84.18=1.427由图10—23查得KFp=1.35故载荷系数K=KKKK=1x1.03x1.2x1.427=1.82AVHaHp按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10—10a得d=dJ=70.46mm3313Kt计算模数mdcosPm==2.97nz3m(z+z)15768a=n34=157.68mm22cosP圆整为a2=158mmP=M45O无需修正gr.jd=71.25mmd=244.74mmb=①d=85.5mm圆整后取B=88mm,B=95mm按齿根弯曲强度校核由式10—5得弯曲强度的校核公式为2kT「qo—YYYY<LaJFbmdFS*pfn1确定计算参数K,T,m,d同前，b=B=75mm,,1n12K—KKKK—1x1.1x1.4x1.35—2.08AVFaFP根据纵向重合度*p—1.824，从图10—28查得螺旋角影响系数Yp—0.88计算当里齿数zz———1——25.33v1cos3P'

z=2=87v2COS3B'查取齿形系数由表10—5查得Y=2.62Y=2.2FaFa2查取应力校正系数由表10—5查得Y=1.596Y=1.783Sa1Sa2由图10—20c查得，小齿轮的弯曲疲劳强度