机械设计课程设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器.doc

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1、机械课程设计一、 传动方案拟定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5年，每年按300天计算，两班制工作，载荷平稳。（2） 原始数据：滚筒输入转速80r/min；鼓轮输入功率3.2kw；运动简图： 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条件，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：总=带2轴承齿轮联轴器滚筒= 0.96 0.992 0.97 0.99 0.95=0.86（2）电机所需的工作功率：Pd=鼓轮输入功率/总=3.6/0.86 =4.19KW3、确定电动机转速：滚筒轴的工作转速=147r/mi

2、n取V带传动比Iv=24，单级圆柱齿轮传动比范围Ic=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=inw=（620）147=8822940r/min符合这一范围的同步转速有750r/min,1000r/min和1500r/min。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KW电动机转速（r/min）同步 满载传动装置的传动比总传动比 V带 齿轮1Y160M1-8 4kw750 7209 3 32Y132M1-6 4kw1000 96012 3 43Y 112M-44kw1500 144018 3.6 5综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、

3、减速器的传动比，比较三种方案可知：方案1的传动比较小，传动装置尺寸较小，故方案1适合。故选择电动机型号Y132M1-64、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Y132M1-6其主要性能：额定功率：4KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。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=960/147=6.62、分配各级传动比（1） 取i带=3.6（2） i总=i齿i 带i齿=i总/i带=18/3.6=5四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）减速器输入轴：nI=nm/i带=1440/3.6=400(r/m

4、in)减速器输出轴：nII=nI/i齿=400/5=80(r/min) =滚筒nw=80(r/min)2、 计算各轴的功率（KW） PI=Pd带=3.720.96=3.57KW PII=PI轴承齿轮=3.570.9920.97=3.44KW3、 计算各轴转矩Td=9.55Pd/nm=95503.72/1440=24.67NmTI=9.55pI/n1 =9550x3.57/400=85.23NmTII =9.55pII/n2=9550x3.44/80=410.65Nm 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带由书P218表13-8得kA=1.2 又P=3.72KW故PC

5、=KAP=1.23.72=4.464KW据PC=4.464KW和n1=1440r/min由书P219图13-15初定选用A型V带且d1=80100（2）确定带轮基准直径，并验算带速（注：小带轮转速n1就是电机输出转速，大带轮转速n2就是减速器输入转速NI）取d1=90mmdmin=75d2=n1/n2d1(1-)=1440/40090（1-0.02） =317.52mm由书P219表13-9取d2=355mm 带速V：V=d1n1/601000=901440/601000 =6.78m/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a0=1.5(d1+d2)=1.5(90+

6、355)mm=667.5mm取a0=700mm,符合0.7（d1+d2）a01200（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=1.4KWi1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查1表10-2得 P1=0.17KW查1表10-3，得K=0.94；查1表10-4得 KL=0.99Z= PC/(P1+P1)KKL=3.3/(1.4+0.17) 0.940.99=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：F0=500PC/ZV（2.5/K）-1+qV2=500x3.3

7、/3x7.06(2.5/0.94-1)+0.10x7.062 =134.3kN则作用在轴承的压力FQFQ=2ZF0sin(1/2)=23134.3sin(158.67o/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 (6712kT1(u+1)/duH2)1/3确定有关参数如下：传动比i齿=3.

8、89取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1= 20=77.8取z2=78 由课本表6-12取d=1.1(3)转矩T1T1=9.55106P1/n1=9.551062.61/473.33=52660N?mm(4)载荷系数k : 取k=1.2(5)许用接触应力HH= Hlim ZN/SHmin 由课本1图6-37查得：Hlim1=610Mpa Hlim2=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=60njtn 计算N1=60473.331030018=1.36x109N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4108查1课本图6-38中曲线

9、1，得 ZN1=1 ZN2=1.05按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0H1=Hlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 MpaH2=Hlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa故得：d1 (6712kT1(u+1)/duH2)1/3=49.04mm 模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm取课本1P79标准模数第一数列上的值，m=2.5(6)校核齿根弯曲疲劳强度 bb=2KT1YFS/bmd1确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2.520mm=50mm d2=mZ2=2.578mm=195mm齿宽：b=dd1=1.150mm=55m

10、m取b2=55mm b1=60mm(7)复合齿形因数YFs 由课本1图6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95 (8)许用弯曲应力bb根据课本1P116：bb= bblim YN/SFmin由课本1图6-41得弯曲疲劳极限bblim应为： bblim1=490Mpa bblim2 =410Mpa由课本1图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=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bb1=bblim1 YN1/SFmin=4901/1=490Mpabb2= bblim2 YN2/SFmin =4101/1=410

11、Mpa校核计算bb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa bb1bb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa bb2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=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm(10)计算齿轮的圆周速度V计算圆周速度V=n1d1/601000=3.14473.3350/601000=1.23m/s因为V6m/s，故取8级精度合适 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： b=650Mpa,s=360Mpa,查2表13-6可知：b+1bb=21

12、5Mpa 0bb=102Mpa,-1bb=60Mpa 2、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，最小直径为： dC 查2表13-5可得，45钢取C=118 则d118(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm 考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，取d=35mm 3、齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩：T=9.55106P/n=9.551062.53/121.67=198582 N 齿轮作用力： 圆周力：Ft=2T/d=2198582/195N=2036N 径向力：Fr=Fttan200=2036tan200=

13、741N 4、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 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：3582 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

14、=35mm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=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

15、和长度段：d1=35mm 长度取L1=50mmII段:d2=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=（2+20+19+55）=96mmIII段直径d3=45mmL3=L1-L=50-2=48mm段直径d4=50mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mm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=96mm

16、(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P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=2198.58/195=2.03N求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tan=2.03tan200=0.741N因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=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=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37NFAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N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=0.3796

17、2=17.76N?m截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=1.01962=48.48N?m(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55（P2/n2）106=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=0.2，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=51.632+(0.2198.58)21/2=65.13N?m(7)校核危险截面C的强度由式（6-3） e=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.145

18、3=7.14MPa -1b=60MPa该轴强度足够。 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： b=650Mpa,s=360Mpa,查2表13-6可知：b+1bb=215Mpa 0bb=102Mpa,-1bb=60Mpa 2、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，最小直径为： dC 查2表13-5可得，45钢取C=118 则d118(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm 考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm 3、齿轮上作用力的计算 齿轮所受的转矩

19、：T=9.55106P/n=9.551062.64/473.33=53265 N 齿轮作用力： 圆周力：Ft=2T/d=253265/50N=2130N 径向力：Fr=Fttan200=2130tan200=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

20、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P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=253.26/50=2.13N求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft?tan=2.130.36379=0.76N两轴承对称LA=LB=50mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38NFAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N(2) 截面C在垂直面弯矩为MC1=FAxL/2=0.

21、38100/2=19N?m(3)截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=1.065100/2=52.5N?m(4)计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2=（192+52.52）1/2=55.83N?m(5)计算当量弯矩：根据课本P235得=0.4Mec=MC2+(T)21/2=55.832+(0.453.26)21/2=59.74N?m(6)校核危险截面C的强度由式（10-3）e=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1303)=22.12Mpa-1b=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Lh=1030016

22、=48000h (1)由初选的轴承的型号为: 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nII=121.67(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1083N根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N(2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N(3)求系数x、y

23、FA1/FR1=682N/1038N =0.63FA2/FR2=682N/1038N =0.63根据课本P265表（14-14）得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR248000h 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,外径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Lh=1030016=48000h （1）已知nI=473.33(r/min)两轴承径向反力：FR1=FR2=1129N根据

24、课本P265（11-12）得轴承内部轴向力FS=0.63FR 则FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N(2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N(3)求系数x、yFA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63根据课本P265表（14-14）得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR248000h 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：

25、键836 GB1096-79大齿轮与轴连接的键为：键 1445 GB1096-79轴与联轴器的键为：键1040 GB1096-792键的强度校核 大齿轮与轴上的键 ：键1445 GB1096-79bh=149,L=45,则Ls=L-b=31mm圆周力：Fr=2TII/d=2198580/50=7943.2N挤压强度： =56.93125150MPa=p因此挤压强度足够剪切强度： =36.60120MPa= 因此剪切强度足够键836 GB1096-79和键1040 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由于在室内使用，选

26、通气器（一次过滤），采用M181.5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M181.5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/T5780 M1830,材料Q235高速轴轴承盖上的螺钉：GB578386 M8X12,材料Q235低速轴轴承盖上的螺钉：GB578386 M820,材料Q235螺栓：GB578286 M14100，材料Q235箱体的主要尺寸： (1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025122.5+1= 4.0625 取z=8 (2)箱盖壁厚z1=0.02a+1=0.02122.5+1= 3.45 取z1=8

27、 (3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.58=12 (4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.58=12 (5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.58=20 (6)地脚螺钉直径df =0.036a+12= 0.036122.5+12=16.41(取18) (7)地脚螺钉数目n=4 (因为a250) (8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.7518= 13.5 (取14) (9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.55 18=9.9 (取10) (10)连接螺栓d2的间距L=150-200 (11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.418=7.2(取8)

28、 (12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.318=5.4 (取6) (13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=0.810=8 (14)df.d1.d2至外箱壁距离C1 (15) Df.d2 (16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。(17)外箱壁至轴承座端面的距离C1C2（510）(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：9.6 mm (19)齿轮端面与内箱壁间的距离：=12 mm (20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm (21)轴承端盖外径D（555）d3 D轴承外径(22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉为准，一般取

29、SD2.九、润滑与密封1.齿轮的润滑采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度12m/s，当mdmin=75dd2=i带dd1(1-)=395(1-0.02)=279.30 mm由课本1P190表10-9，取dd2=280带速V：V=dd1n1/601000=951420/601000 =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a0=500mmLd=2a0+(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0=2500+3.14(95+280)+(280-95)2/4450=1605.8mm根据课本1表（10-6）选取相近的Ld=1600mm确定中心距

30、aa0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2=497mm (4) 验算小带轮包角1=1800-57.30 (dd2-dd1)/a=1800-57.30(280-95)/497=158.6701200（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=1.4KWi1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查1表10-2得 P1=0.17KW查1表10-3，得K=0.94；查1表10-4得 KL=0.99Z= PC/(P1+P1)KKL=3.3/(1.4+0.17) 0.940.99=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：F0=500PC/ZV（2