带式输送机课程设计--一级圆柱齿轮5

1、机械设计基础课程设计 目录一、传动方案拟定2二、电动机的选择2三、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10七、滚动轴承的选择及校核计算13八、键的选择和校核计算14 九、联轴器的选择15十、润滑油与密封润滑方式的选择16十一、设计结果17十二、参考文献18一、传动方案拟定1、工作条件：使用年限8年，每年按300天计算，两班工作制，连续单向运转，载荷平稳。环境温度20摄氏度。2、原始数据：滚筒圆周力F2.6KN；带速V1.45m/s；滚筒直径D420mm。3、设计方案:单级圆柱齿轮减速器和一级带传动二.电动机选择1、电动机类型的选择

2、：卧式封闭型Y系列（ZP44）三相异步电动机2、电动机功率选择：传动装置的总功率：查表2-4取弹性连轴器、圆柱齿轮、滚动轴承、V带的效率分别为带=0.95 轴承=0.98 齿轮=0.98 联轴器=0.99 总=带×轴承2×齿轮×联轴器×联轴器 =0.95×0.982×0.98×0.99×0.99 =0.876 电机所需的工作功率：Pd=FV/滚筒. 传总=2600×1.45/1000×0.96×0.876=4.48 kW确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： n筒=60×100

3、0V/D =60×1000×1.45/×420 =65.97r/min按课本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Ia=36。取V带传动比I1=24，则总传动比理时范围为Ia=624。故电动机转速的可选范围为n筒=（624）×65.97=763.9230556.68r/min符合这一范围的同步转速有1000、和1500r/min。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：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n=1500r/min按手册表推荐的传动比

4、合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比I1=36。取V带传动比I2=24，则总传动比范围为I总=624。n电动机=I总×n筒=(624)×65.97=395.81583.3r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。3、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Y132M2-6。其主要性能：额定功率：5.5 kW，满载转速960r/min。三、计算总传动比及分配各级的伟动比 1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/65.97=14.55 2、分配各级伟动比 （1）根据指导书，取齿轮i带=3.2（单级减

5、速器i=24合理） （2）i总=i齿轮×i带 i带=i总/i齿轮=14.55/3.3=4.55 四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速（r/min） nI=n电动机 =960r/minnII=nI/i带=960/3.2=300 r/minnIII=nII/i齿轮=300/4.55=65.97 r/min 2、计算各轴的功率PI= 4.48 kW; PII=PI×带=4.48×0.95=4.25 kWPIII=PII×轴承×齿轮=4.25×0.99×0.96=4.04 kW3、计算各轴扭矩T1 = 9550×P

6、o/nI=9550×4.48/960 =44.5 N·mTII=9550×PII/nII=9550×4.25/300=135.3 N·mTIII=9550×PIII/nIII=9550×4.04/65.97=584.84 N·m五、传动零件的设计计算.皮带轮传动的设计计算1).确定计算功率Pc由于每天工作时间T=16h，运输装置工作时有轻度冲击，由表8-7查得工作情况系数KA=1.2，故Pca=KA×P1=1.2×4.48kW =5.38kW2).选择V带的带型根据Pca,n1由图8-13选择A

7、型V带。3).确定带轮的基准直径dd1并验算带速由表8-6和8-8，取小带轮的基准直径dd1=125mm 。 按式（8-13）验算带速:=dd1nI/(60×1000)=×125×960/60000=6.28m/s因为5m/s<<30m/s,故带速合适。4).计算大带轮的基准直径dd2 根据式(8-15a)则dd2= i带×dd1=3.2×125=400 mm查表8-3取dd2=400mm5).确定V带的中心距a和基准长度Lo根据式0.7(dd1+dd2)<a<2(dd1+dd2) 算得367.5<a<105

8、0 mm则取ao=600mm由式（8-22）计算基准长度 Lo2a+0.5(dd1+dd2)+0.25(dd2-dd1)2/a =2×600+0.5×(125+400)+0.25×(400-125)2/600 =2056mm2000mm6).验算小带轮的包角由包角公式1800-(dd2-dd1)57.50/a=1800-(400-125)×57.50/600=1540 >1200 7).计算带的根数z 单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本1表8-9得  P01.37KWi1时单根V带的额定功率增量P0。  由表8.18

9、查得Kb1.0275×103 ，Ki=1.1373P0Kbn1(1-1/Ki)=0.119KW查1图8-11，得K0.93；查1表8-4得 KL1.03ZPC/(P0+P0)KKL5.38/(1.37+0.119) ×0.93×1.033.77  取Z4根8)计算轴上压力由课本1表8-6查得q0.10kg/m，单根V带的初拉力：F0500PC/ZV（2.5/K-1）+qV2500x5.38/4x6.28(2.5/0.93-1)+0.11x6.282 181.54kN则作用在轴承的压力FQFQ2ZF0sin(1/2)2×4×181.54

10、sin(154°/2)1415N9)计算带轮的宽度BB（Z-1）e+2f（4-1）×15+2×1065 mm10)大带轮结构设计 可知dd2>300mm,则选择轮辐式V带轮。与大带轮相配的轴直径大带轮可以采用轮辐式结构，带速>30 m/s 用铸铁HT150轮槽宽度 14×5=70 .齿轮设计计算（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。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229-286HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为169-217HBS；精度等级：运输机是一般机器，速度不

11、高，故选8级精度（2）按齿面接触疲劳强度设计该传动为闭式软齿面，主要失效形式为疲劳点蚀，故按齿面接触疲劳强度设计，再按齿根弯曲疲劳强度校核。设计公式为：d1 76.43KT1(U+1)/duH2) 1/3载荷系数K     查课本1表8-21  K1.2 转矩TI    TI135300N·mm   疲劳许用应力H Hlim ZNT/SH按齿面硬度中间值查1图10-24 Hlim1600Mpa Hlim2550Mpa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N6

12、0njLh 计算N160×300×8×300×166.9x108N2N1/i齿6.9x109 /4.551.52×108查1课本图13-34中曲线1，得 ZNT11.04  ZNT21.12按一般可靠度要求选取安全系数SH1.0H1Hlim1ZNT1/SH600x1.04/1624 MpaH2Hlim2ZNT2/SH550x1.12/1616Mpa故得：H 616Mpa计算小齿轮分度圆直径d1由1课本表13-9 按齿轮相对轴承对称布置,取    d1.0   U4.55由1课本表13-

13、10得ZE189.8(Nmm2)12将上述参数代入下式d176.43KT1(U+1)/duH2) 1/361.43mm 计算圆周速度V nId1（60×1000）300×3.14×61.43（60×1000）0.97msV6ms    故取8级精度合适（3）确定主要参数齿数  取Z125 Z2Z1×i齿25×4.55113.75取Z2114模数   md1Z161.43252.45        

14、 查模数标准表格10-3，取m=2.5mm分度圆直径d1m Z225×2.562.5mm  d2m Z2114×2.5285mm中心距a（d1+ d2）2（62.5+285）2173.75mm齿宽   bd*d11.0×6565mm 取b265mm   b1b2+5 mm70 mm(4)校核齿根弯曲疲劳强度齿形系数YF      查1课本表10.13         

15、YF12.65  YF22.176应力修正系数YS    查1课本表10.14YS11.59  YS21.808 许用弯曲应力F        FFlim YNT/SF        由课本1图10.25   按齿面硬度中间值得Flim1240Mpa      Flim2 220Mpa   

16、;     由课本1图13-33   得弯曲疲劳寿命系数YNT：YNT1YNT21         按一般可靠性要求，取弯曲疲劳安全系数SF1 计算得弯曲疲劳许用应力为F1Flim1 YNT1/SF240×1/1240MpaF2 Flim2 YNT2/SF 220×1/1220Mpa校核计算          

17、;F12kT1YF1YS1/ （bm2Z1）2×1.2×135300×2.65×1.59/（65×2.52×25）134.7Mpa< F1F22kT1YF2YS2/ （bm2Z1）134.7×1.808×2.716/(1.59×2.65)157Mpa< F2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够(5)齿轮的几何尺寸计算   齿顶圆直径dada1 d1+2ha62.5+567.5mmda2d2+2ha285+5290mm      齿全高h

18、0;      h(2 ha*+c*)m(2+0.25)×2.55.625mm     齿根高hf（ha*+c*）m1.25×2.53.125mm     齿顶高ha  ha*m 1×2.52.5mm     齿根圆直径dfdf1d1-2hf62.5-6.2556.25mmdf2d2-2hf285-6.25278.75mm (6)齿轮的结构设计小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹

19、板式结构。大齿轮的有关尺寸计算如下：轴孔直径d60mm轮毂直径D11.6d60×1.696mm轮毂长度L1.2d1.2×6072mm轮缘厚度0(3-4)m9-12mm       取010mm轮缘内径D2da2-2h-20285-2×5.62520263.75 mm 取D2 300mm腹板厚度C(0.2-0.3)b13-19.5mm取C18mm腹板中心孔直径D00.5(D1+D2)0.5(96+300)198mm腹板孔直径d015-25mm   取d020mm齿轮倒角取C2六、轴的设计

20、计算 、输入轴的设计计算1、轴的结构设计轴上零件的定位，固定和装配选用45#调质钢，硬度（217255HBS）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，右面用套筒或者弹性挡圈轴向固定，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。确定轴各段直径和长度2、轴的结构设计轴上零件的定位，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大筒定位，则采用过渡配合固定确定轴各段直径和长度d1C(P1/n1)1/3=（107118）(4.25/3

21、00)1/3=（26.228.6）mmd2C(P2/n2)1/3=107118）(4.04/65.97)1/3=（42.146.2）mm选取联轴器类型联轴器的孔径,由表14-1查得Ka=1.3,则联轴器的计算转矩Tca=KaTIII=1.3×611.28=794.6 N·mm.按计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩条件,查GB/T 5014-2003选用TL3型弹性柱销联轴器,其公称转矩为1000 N·mm,半联轴器孔径d=50mm,故取d-=50mm,半联轴器长度L=112mm,由于半联轴器与轴配合的毂孔长度L1应该小于L,所以取L-=110mm右段需要制一个轴肩

22、,高约未4故取d-=50+4×2mm=58mm根据课程设计，当轴肩用于轴上零件定位和承受内力时，应具有一定高度，轴肩差一般可取610mm。用作滚动轴承内圈定位时，轴肩的直径应按轴承的安装尺寸取。如果两相邻轴段直径的变化仅是为了轴上零件装拆方便或区分加工表面时两直径略有差值即可，例如取15mm也可以采用相同公称直径而不同的公差数值。考虑滚动轴承的装拆，选用深沟球滚动轴承型号为“6212”，由标准查得装滚动轴承D直径为110mm，宽为22mm，取齿轮距箱体内壁距离a=15mm,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm.则因此输入轴由小端到大端可以设

23、计出各段轴的直径，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15mm，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，所以输出轴由小端到大端可以设计出各段轴的直径分别为：50mm，58mm，62mm，66mm，76mm 62mm根据课程设计表3-1，表4-1以及图4-1，得取10mm, 1取8mm,齿轮顶圆至箱体内壁的距离：1=10mm齿轮端面至箱体内壁的距离：2=10mm因为齿轮的圆周速度V=5.96m/s>1.52.0 m/s故轴采用油滴润滑3=3mm轴承宽：33mm选用弹性套柱联轴器查表得可算得m=22mm e=12mm所以可以设

24、计出各段轴的长度，分别为110mm 46mm 41mm 59mm 8mm 32mm轴上零件的周向固定齿轮、大带轮与轴的周向定位采用平键连接.齿轮处轴由表6-1查得平键b×h=18×11mm,键槽用键槽铣刀加工,长为63mm,为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择配合为H7/n6,同样,大带轮与轴的连接选用平键b×h=14×9mm,长32mm,配合为过渡配合H7/k6确定轴上圆角与倒角尺寸查表15-2,轴左端倒角为2×45o,右端倒角为2×45o.轴肩处圆角半径见图纸标注. 轴的校核计算对于输入轴校核：TIII=9550PIII/n

25、III=9550×8.14/127.17 =611.28N·m Ft=2TIII/d1=611.28/321=3080.8N Fr= Fttan=1386N·绘制轴受力简图（a）绘制垂直面弯矩图（b）FAY=FBY=Fr/2=0.693N MC1=FAYL/2=40.194Nm绘制水平面弯矩图（c）FAZ=FBZ=Ft/2=1504.4N MC2=FAZL/2=87.232Nm绘制合弯矩图（d）MC=(MC12+MC22)1/2=96.046Nm绘制扭矩图（e）T=9.55（P1/n1）=61.16Nm绘制当量弯矩图（f）Mec=Mc2+（T）2 1/2=102.

26、362Nm校核危险截面C的强度e=Mec/0.1d3=49.8MPa< -1b该轴强度足够。七、滚动轴承的选择及校核计算(1)根据根据条件，轴承预计寿命Lh10×300×1648000h         从动轴上的轴承由初选的轴承的型号为: 6211,     查2附表5-1基本额定动载荷Cr43.2KN     查1表19-6  Kp1.2      

27、;   两轴承径向反力：FARFBR（FHA2+ FVA2）12(604.82+1661.52) 121768.2N      PKp×FR11.2×1768.22121.8NCrP(Lhn16667)132121.8×(24000×95.5216667)1310952.6 NCr   故所选用轴承合适(2)主动轴上的轴承:       由初选的轴承的型号为:6208   &#

28、160; 查2附表5-1基本额定动载荷Cr31.5KN     查1表19-6  Kp1.2        左端轴承径向反力：FBR（FHB2+ FVB2）12（2175.72+ 1661.52）122737.6N       PKp×FBR1.2×2737.63285.12NCrP(Lhn16667)133285.12×(24000×38416667)1326963.7NCr 

29、;  故所选用轴承合适八、键的选择校核计算（1）主动轴外伸端d=30mm，考虑到键在轴中部安装，故选键10x70 (GB/T1096-2003) b=10mm    h=8mm    L=70mm选择45钢，其许用挤压应力p=100 MPap= 4TI/dhL  =4x104.45x1000/34x8x(70-10)  =25.6 MPa<p故所选键联接强度足够。（2）从动轴外伸端d=45mm，考虑到键在轴中部安装，故选键14x100 (GB/T1096-2003)b=14mm    h=9mm    L=100mm选择45钢，其许用挤压应力p=100 MPap= 4TI/dhL  =4x402.92x1000/45x9x(100-14)  =46.3 MPa<p故所选键联接强度足够。（3）与齿轮联接处d=60mm，考虑到键在轴中部安装，故在同一方为母线上。选键16x63 (GB/T1096-2003)b=16mm    h=11mm    L=63mm选择45钢，其许用挤压应力p=100 MPap= 4TI/dhL  =