带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器80269

1、、传动方案拟定、电动机的选择三、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 4六、轴的设计计算7、键联接的选择及计14八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算 15设计小纟结17I 一、参考资安徽机电职业技术学院二OO七年十二月二十七日、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=1.7KN ;带速V=1.4m/s；滚筒直径D=220mm。H区H 一.9,运动简图、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

2、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：2 n总=n带Xq轴承Xn齿轮Xn联轴器Xq滚筒F=1.7KNV=1.4m/sD=220mmn 总=0.86Pd =2.76KWNw=121.5r/mi nI c=35i=620 nd=7292430r /minY100I2-4i 总=11.68i带=3i 齿 3.89n i=473.33(r/min) nii=121.67(r/ mi n) nw=121.67(r/min)Pi=2.64KWPii =2.53KWTd=18.56N-mTi=53.26N-mTii=0.96 X 0.99 X0.97 X0.9

3、9 X0.95=0.86(2)电机所需的工作功率：Pd=FV/1000 n 总=1700 X 1.4/1000X0.86=2.76KW3、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 1.4/ n X220=121.5r/mi n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lc=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 ) X 121.5=7292430r/min符合这一范围的同步转速有960 r/min 和1420r/min 。由【2】

4、表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表=198.58N- mPc=3.3KWV=7.06m/sLd=1605.8mm a=497mm a1=158.670Z=3F0=134.3kN Fq=791.9N Z1=20Z2=78N1=1.36x10N2=3.4 X 10m=2.5 d 1=50mm d2=195mm方 案电动机型号额定功 率电动机转速(r/min )传动装置的传动比KW同转满转总传动比带齿轮1Y132s-6310009607.932.632Y100l2-431500142011.6833.89b1=60mmb2=55mmobb1 =490Mpa0bb2 =410Mpa中 心 矩a

5、=122.5mmV =1.23m/sMec=65.13N- md e=60MPaC=118Lh=48000hLH=998953hLH=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Y100l2-4。其主要性能：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=

6、11.682、分配各级传动比 (1 ) 取i带=3(2 )-i 总=i 齿 Xi 带ni 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、计算各轴的功率(KWPi=P d Xn带=2.76 X 0.96=2.64KWPii =P i Xn 轴承 Xn 齿轮=2.64 x 0.99 X0.97=2.53KW3、计算各轴转矩T

7、d=9.55P d/n m=9550 X 2.76/1420=18.56N mT i=9.55p2 入/n 1 =9550x2.64/473.33=53.26NmT ii =9.55p2 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=KaP=1.2 X2.76=3.3KW 据 Pc=3.3KW 和 ni=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 1

8、0-9，取 dd1 =95mmd min =75dd2 =i 带 dd1 (1- 9=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 n1/60 X1000=n X95 X 1420/60 X1000=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 a=500mm2 Ld=2a 0+ n (d d1 +d d2 )/2+(d d2 -d d1) /4a 02=2 X 500+3.14(95+280)+(280-95)/4 X450=1605.8mm根据课本1表(10-

9、6 )选取相近的Ld=1600mm 确定中心距 aao+(L d-Ldo)/2=500+(1600-1605.8)/2 =497mm(4) 验算小带轮包角a1=180 0-57.3 0 Xdd2-dd1)/a0 0=180-57.3 X (280-95)/497=158.670120 0 (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=1.4KW 片1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查1表10-2得 AP1=0.17KW 查1表 10-3，得 K 尸0.94 ;查1表 10-4 得 Kl=0.99Z= P c/(P 1+ AP1)K Kl=3.3

10、/(1.4+0.17)X94 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：2Fo=500P c/ZV (2.5/K ) -1+qV=500x3.3/3x7.06(2.5/0.94-1)+0.10x7.062 =134.3kN则作用在轴承的压力FqoFq=2ZF 0sin( a1 /2)=2 X3 X134.3sin(158.67/2)=791.9N2、齿轮传动的设计计算(1 )选择齿轮材料和热处理：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

11、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22 1/3由 d1 (571 x kT1(u+1)/(du oh)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= X20=77.8 取Z2=78由课本表6-12取心=1.1(3) 转矩T16 6T1=9.55 X 10 XP1/n 1=9.55 X 10 X2.61/473.33=52660Nmm载荷系数k :取k=1.2(5)许用接触应力odH=dHlim Z

12、n/SH min 由课本1图 6-37 查得：0Hiim1 =61 0Mpadiim2 =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=60nit n计算Ni=60 X 473.33 X10 X300 X 18=1.36x1098N2=N/i=1.36x10/3.89=3.4XO查1课本图6-38中曲线1，得Zn1=1 Z n2=1.O5按一般可靠度要求选取安全系数SHmin =1.0ch 1 = (T Hlim1 Z N1 /S Hmin =610x1/1=610 Mpach 2= THIim2 Z N2/S Hmin =500x1.05/1=525M

13、pa故得：221/3d1 (671 X kT1(u+1)/(du ch)=49.04mm模数：m=d 1/Z 1=49.04/20=2.45mm取课本1P79 标准模数第一数列上的值，m-2.5(6)校核齿根弯曲疲劳强度t bb=2KT 1YFs/bmd 1确定有关参数和系数分度圆直径：d 1=mZ 1 =2.5 X20mm=50mmd2=mZ 2=2.5 X78mm=195mm齿宽：b=$ dd1=1.1 X 50mm=55mm 取 b2=55mm b 1 =60mm 复合齿形因数 Yfs由课本1图6-40得：Yfs1-4.35,Y fs2=3.95(8) 许用弯曲应力Tb根据课本1P116

14、:Tb =Tblim Y n/S Fmin由课本1图6-41得弯曲疲劳极限 Tbbiim应为：Tbbiim1 =4 90Mpa附阮=410Mpa由课本1图6-42得弯曲疲劳寿命系数Yn : Yn1=1 Y N2=1弯曲疲力的最小安全系数SFmin :按 般可靠性要求，取SFmin =1计算得弯曲疲劳许用应力为Cb1 T bblim1 Yn 1 /S Fmin =490 X 1/1=490MpaCb2 cbblim2 Y N2/S Fmin =410 X 1/1=410Mpa校核计算obb1 =2kT 1 Yfs1/ b 1md 1=71.86 pa Tb1 obb2 =2kT 1 Yfs2/

15、b 2md 1=72.61Mpa Cb2 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)/2=122.5mm(10) 计算齿轮的圆周速度 V计算圆周速度 V n r)1d1/60 X10003.14X 473.33 X50/60 X 1000=1.23m/s因为V6 m /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：ob=650Mpa, =360Mpa,查2表 13-6 可知：护ibb=215Mpa obb=102Mpa, -(2.53/121.67)m

16、m=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6 6齿轮所受的转矩：T=9.55 0 P/n=9.55 W 2.53/121.67=198582 N齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2 98582/195N=2036N径向力：Fr=Fttan20=2036 an20=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，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 X82GB5014-85(2 )、确定轴上零件的位置和固定方式 单级减速器

17、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和联轴器相配(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，为便于齿轮装拆和齿轮配合处轴径 d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左

18、端 用用套筒固定，右端用轴环定位，轴环直径d 5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 号和左端轴承相同，取d6=45mm.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：di=35mm 长度取 Li=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

19、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+1 9+55 ) =96mmIII 段直径 d3=45mmL3=L i-L=50-2=48mmW段直径d4=50mm长度和右面的套筒相同，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=96mm(6)按弯矩复合强度计算 求分度圆直径：已知 d 1=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=2T 2/d 2= 2 X198.58/195=2.03N 求径向力Fr根据课本P

20、127 (6-35 )式得Fr=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=0.37X96 -2=17.76N -m截面C在水平面上弯矩为：Mc2=F azL/2=1.01X96 十 2=48.48N-m绘制合弯矩图(如图 d)2 2 1/2 2 2 1/2Mc=(M

21、C1 +M C2 )= (17.76+48.48)=51.63N-m绘制扭矩图(如图e)转矩：T=9.55 X ( P2/n 2) X10 6=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处的当量弯矩：Mec=M c2+( a tJ 1/22 2 1/2=51.63+(0.2 X198.58) =65.13N m(7) 校核危险截面C的强度由式(6-3 )d e=65.13/0.1d =7.14 MPa 该轴强度足够。Meer-_33 =65.13x1000/0.1cm b=60MPaX453主动轴的设计1选择轴的材料确定许用应

22、力 选轴的材料为45号钢，调质处理。查2表13-1可知：ob=650Mpa, cs=360Mpa,查2表 13-6 可知：u+i bb=215Mpaobb=102Mpa, -ibb=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，输出端和联轴器相接， 从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：d仝C3 P/n查2表13-5可得，45钢取C=118贝U d 118 x(2.64/473.33)mm=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6 6齿轮所受的转矩： T=9.55 M0 P/n=9.55 W X2.64/473.33=532

23、65 N 齿轮作用力：圆周力：Ft=2T/d=2 為3265/50N=2130N 径向力：Fr=Fttan20=2130 Xan20=775N确定轴上零件的位置和固定方式 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，轴承端面和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2

24、mm。(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=2T 3/d 2 =2 X 53.26/50=2.13N 求径向力Fr根据课本P127(6-35 )式得Fr=Ft tan a=3 X0.36379=0.76N 两轴承对称La=L B=50mm(1)求支反力 Fax、Fby、faz、F bzFax=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-

25、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/ 2 2. 1/2Mc= ( Mc1 +M C2 )=(19 +52.5)=55.83N-m 计算当量弯矩：根据课本P235得a = 0.42 2 1/2 2 2 1/2Mec=M c +( a TJ=55.83+(0.4 X53.26)=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 X30 3)=22.12 Mpa cr -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

26、的轴承根据根据条件，轴承预计寿命Lh=10 X 300 X 16=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/mi n(1)已知 nii=121.67(r/min)两轴承径向反力：Fr1=Frf1083N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) TF s1+Fa=Fs2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1

27、端为压紧端Fa1=Fs1=682N F a2=Fs2=682N求系数x、yFa1/F r1=682N/1038N =0.63Fa2/F r2=682N/1038N =0.63根据课本 P265表(14-14 )得e=0.68Fa1/F R1e x 1=1 F A2/F R2 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, 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=10 X 300

28、 X 16=48000h(1)已知 n i=473.33(r/min)两轴承径向反力：Fr1=Frf1129N根据课本P265 (11-12 )得轴承内部轴向力Fs=0.63Fr 则 Fs1=Fs2=0.63Fr1=0.63x1129=711.8N(2) TF s1+Fa=Fs2 Fa=O故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端Fa1=Fs1=711.8N F a2=Fs2=711.8N求系数x、yFa1/F R1=711.8N/711.8N =0.63Fa2/F r2=711.8N/711.8N =0.63根据课本 P265表(14-14 )得e=0.68Fa1/F R1e x 1=1 F a

29、2/F R248000h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)和V带轮联接的键为：键8X 36 GB1096-79大齿轮和轴连接的键为：键14 X 45 GB1096-79轴和联轴器的键为： 键10X 40 GB1096-792 .键的强度校核大齿轮和轴上的键：键14X 45 GB1096-79b X h=14X 9,L=45,贝U Ls=L-b=31mm圆周力：Fr=2Tii /d=2 X 198580/50=7943.2N2F挤压强度： p =匸十=56.93125150MPa= r p因此挤压强度足够2Fr剪切强度：i =36.6012

30、0MPa= b Ls因此剪切强度足够键8 X 36 GB1096-79和键10X 40 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，选通气器(一次过滤)，采用M18 X 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/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 M8

31、X 20,材料Q235 螺栓：GB578286 M14 X 100，材料 Q235箱体的主要尺寸：(1)箱座壁厚=0.025a+1=0.025 取=8箱盖壁厚1 =0.02a+仁0.02X 122.5+ 仁4.0625X 122.5+1 = 取G=8 箱盖凸缘厚度 b1=1.51=1.5 X 8=12箱座凸缘厚度 b=1.5=1.5 X 8=12箱座底凸缘厚度 b2=2.5=2.5 X 8=20地脚螺钉直径d f =0.036a+12=0.0363.45(8)(9)(10)(11)(12)(13)X 122.5+12=16.41(地脚螺钉数目n=4 (因为a250)轴承旁连接螺栓直径d 1 = 0.75d f =0.75盖和座连接螺栓直径 d18=9.9( 取 10)连接螺栓d 2的间距L=150-200轴