带式传送机减速器的高级齿轮传动设

1、目录摘要2正文3 一、传动方案拟定3 二、电动机的选择3 三、计算齿轮总传动比及分配各级的传动比4 四、运动参数及动力参数计算4 五、传动零件和齿轮的设计计算5 六、轴的设计计算9 七、滚动轴承的选择及校核计算13 八、键联接的选择及计算15谢辞16参考文献16附件18摘要齿轮传动是应用极为广泛和特别重要的一种机械传动形式，它可以用来在空间的任意轴之间传递运动和动力，目前齿轮传动装置正逐步向小型化，高速化，低噪声，高可靠性和硬齿面技术方向发展，齿轮传动具有传动平稳可靠，传动效率高（一般可以达到94%以上，精度较高的圆柱齿轮副可以达到99%），传递功率范围广（可以从仪表中齿轮微小功率的传动到大型

2、动力机械几万千瓦功率的传动）速度范围广（齿轮的圆周速度可以从0.1m/s到200m/s或更高，转速可以从1r/min到20000r/min或更高），结构紧凑，维护方便等优点。因此，它在各种机械设备和仪器仪表。关键词：键 轴 啮合 直齿圆柱齿轮 减速器AbstractGear is the application of a wide range of important and special form of a mechanical transmission, which can be used to the arbitrary axis in the space between the mo

3、vement and power transmission, gear device is gradually to the small, high-speed, low noise, high reliability Hardened and technical direction of transmission gear is smooth and reliable, high transmission efficiency (generally above 94% can be achieved, the higher the accuracy of cylindrical gear c

4、an be achieved 99%), a wide range of power transmission (gear can be Instrument Micro power transmission to large-scale power plant tens of thousands of kilowatts of power transmission) wide speed range (the circumferential speed gear from 0.1 m / s to 200 m / s or higher, speed can be an r / min to

5、 20000 r / min or higher ), compact structure, the advantages of easy maintenance. Therefore, in the machinery and equipment and instrumentation.KEY WORD：Key Shaft Smesh Spur Gear Reducer带式传送机减速器的高级齿轮传动设计的优点1.承载能力高，尺寸紧凑。2.传动效率高，一对润滑加工良好的圆柱齿轮传动，效率可达99%。3.使用寿命长，可靠性高。4.理论上可以保持瞬时传动比恒定。5.适用范围广，传递功率和圆周速度范

6、围很大。正文一、传动方案拟定设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动（一）工作条件：使用年限8年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。（二）原始数据：滚筒圆周力F=1000N；带速V=2.0m/s；滚筒直径D=500mm；滚筒长度L=500mm。二、电动机选择（一）电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机（二）电动机功率选择：1传动装置的总功率：总=带×2轴承×齿轮×联轴器×滚筒=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96=0.852电机所需的工作功率：P工作=FV/1000总=1000×2/1000

7、×0.8412=2.4KW（三）确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/D=60×1000×2.0/×50=76.43r/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nd=Ia×nn筒=（624）×76.43=4591834r/min符合这一范围的同步转速有750、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：如指导书P

8、15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n=1000r/min 。（四）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Y132S-6。其主要性能：额定功率：3KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。质量63kg。三、计算总传动比及分配各级的传动比（一）总传动比：i总=n电动/n筒=960/76.4=12.57（二）分配各级传动比1.据指导书P7表1，取齿轮i齿轮=6（单级减速器i=36合理）2i总=i齿轮×I带i带=i总/i齿轮=12.57/6=2.095四、运动参

9、数及动力参数计算（一）计算各轴转速（r/min）nI=n电机=960r/min，nII=nI/i带=960/2.095=458.2(r/min)nIII=nII/i齿轮=458.2/6=76.4(r/min)（二）计算各轴的功率（KW）PI=P工作=2.4KW，PII=PI×带=2.4×0.96=2.304KWPIII=PII×轴承×齿轮=2.304×0.98×0.96 =2.168KW（三）计算各轴扭矩（N·mm）TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.4/960=23875N

10、·mmTII=9.55×106PII/nII=9.55×106×2.304/458.2=48020.9N·mmTIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.168/76.4 =271000N·mm五、传动零件和齿轮的设计计算（一）皮带轮传动的设计计算1选择普通V带截型由课本P83表5-9得：kA=1.2，PC=KAP=1.2×3=3.9KW由课本P82图5-10得：选用A型V带2确定带轮基准直径，并验算带速由课本图5-10得，推荐的小带轮基准直径为：75100mm则取dd1

11、=100mm>dmin=75 dd2=n1/n2·dd1=960/458.2×100=209.5mm由课本P74表5-4，取dd2=200mm实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=960×100/200 =480r/min转速误差为：n2-n2/n2=458.2-480/458.2 =-0.048<0.05(允许)带速V：V=dd1n1/60×1000=×100×960/60×1000 =5.03m/s在525m/s范围内，带速合适。3确定带长和中心矩根据课本P84式（5-14）得0. 7(dd1+dd2)a0

12、2(dd1+dd2)0. 7(100+200)a02×(100+200) 所以有：210mma0600mm 由课本P84式（5-15）得：L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0=2×500+1.57(100+200)+(200-100)2/4×500=1476mm根据课本P71表（5-2）取Ld=1400mm根据课本P84式（5-16）得：aa0+Ld-L0/2=500+1400-1476/2 =500-38 =462mm4验算小带轮包角1=1800-dd2-dd1/a×57.30 =1800-200-100/462

13、5;57.30=1800-12.40 =167.60>1200（适用）5确定带的根数根据课本P78表（5-5）P1=0.95KW根据课本P79表（5-6）P1=0.11KW根据课本P81表（5-7）K=0.96根据课本P81表（5-8）KL=0.96由课本P83式（5-12）得Z=PC/P=PC/(P1+P1)KKL =3.9/(0.95+0.11) ×0.96×0.96 =3.996计算轴上压力由课本P70表5-1查得q=0.1kg/m，由式（5-18）单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/K-1）+qV2=500×3.9/4×5.0

14、3×(2.5/0.96-1)+0.1×5.032N =158.01N则作用在轴承的压力FQ，由课本P87式（5-19）FQ=2ZF0sin1/2=2×4×158.01sin167.6/2=1256.7N（二）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240260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据课本P139表6-12选7级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m 2按齿面接触疲劳强度设计 由d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3 ，由式（6-1

15、5）确定有关参数如下：传动比i齿=6取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=6×20=120，实际传动比I0=120/2=60，传动比误差：i-i0/I=6-6/6=0%<2.5% 可用齿数比：u=i0=6，由课本P138表6-10取d=0.93转矩T1T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.4/458.2 =50021.8N·mm4载荷系数k 由课本P128表6-7取k=15许用接触应力HH= HlimZNT/SH由课本P134图6-33查得：HlimZ1=570Mpa HlimZ2=350Mpa由

16、课本P133式6-52计算应力循环次数NLNL1=60n1rth=60×458.2×1×(16×365×8)=1.28×109NL2=NL1/i=1.28×109/6=2.14×108由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=0.92 ZNT2=0.98通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0H1=Hlim1ZNT1/SH=570×0.92/1.0Mpa=524.4MpaH2=Hlim2ZNT2/SH=350×0.98/1.0Mpa=343Mpa故得：d1

17、76.43(kT1(u+1)/duH2)1/3=76.431×50021.8×(6+1)/0.9×6×34321/3mm=48.97mm模数：m=d1/Z1=48.97/20=2.45mm根据课本P107表6-1取标准模数：m=2.5mm6校核齿根弯曲疲劳强度根据课本P132（6-48）式F=(2kT1/bm2Z1)YFaYSaH确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm，d2=mZ2=2.5×120mm=300mm齿宽：b=dd1=0.9×50mm=45mm，取b=45mm b1=50mm7齿形

18、系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=20,Z2=120由表6-9相得YFa1=2.80 YSa1=1.55 YFa2=2.14 YSa2=1.83 8许用弯曲应力F根据课本P136（6-53）式：F= Flim YSTYNT/SF由课本图6-35C查得：Flim1=290Mpa Flim2 =210Mpa由图6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9试验齿轮的应力修正系数YST=2按一般可靠度选取安全系数SF=1.25 计算两轮的许用弯曲应力F1=Flim1 YSTYNT1/SF=290×2×0.88/1.25Mpa=408.32MpaF2=Flim2 YS

19、TYNT2/SF =210×2×0.9/1.25Mpa=302.4Mpa将求得的各参数代入式（6-49）F1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(2×1×50021.8/45×2.52×20) ×2.80×1.55Mpa=77.2Mpa< F1F2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1=(2×1×50021.8/45×2.52×120) ×2.14×1.83Mpa=11.6Mpa< F2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够9计算齿轮传动的中心

20、矩aa=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(20+120)=175mm10计算齿轮的圆周速度VV=d1n1/60×1000=3.14×50×458.2/60×1000=1.2m/s六、轴的设计计算 输入轴的设计计算（一）按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255HBS，根据课本P235（10-2）式，并查表10-2，取c=115，d115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm，考虑有键槽，将直径增大5%，则d=19.7×(1+5%)mm=20.69选d=22mm（二）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

21、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2确定轴各段直径和长度工段：d1=22mm 长度取L1=50mm h=2c c=1.5mmII段:d2=d1+2h=22+2×2×1.5=28mm d2=28mm初选用7206c型角接触球轴承，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

22、度小2mm,故II段长：L2=（2+20+16+55）=93mmIII段直径d3=35mmL3=L1-L=50-2=48mm段直径d4=45mm由手册得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mmd4=d3+2h=35+2×3=41mm长度与右面的套筒相同，即L4=20mm但此段左面的滚动轴承的定位轴肩考虑，应便于轴承的拆卸，应按标准查取由手册得安装尺寸h=3.该段直径应取：（30+3×2）=36mm，因此将段设计成阶梯形，左段直径为36mm 段直径d5=30mm. 长度L5=19mm。由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=100mm3按弯矩复合强度计算(1)求分度圆

23、直径：已知d1=50mm(2)求转矩：已知T2=50021.8N·mm(3)求圆周力：Ft根据课本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=50021.8/50=1000.436N(4)求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft·tan=1000.436×tan200=364.1N(5)因为该轴两轴承对称，所以：LA=LB=50mma轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=182.05NFAZ=FBZ=Ft/2=500.2N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=182.05×50=9.1N·m截

24、面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=500.2×50=25N·mMC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6N·m转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=48N·m转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取=1，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=26.62+(1×48)21/2=54.88N·mG.校核危险截面C的强度由式（6-3）e=Mec/0.1d33=99.6/0.1×413=14.5MPa< -1b=60MPa该轴强度足够。 输出轴的

25、设计计算(一)按扭矩初算轴径选用45#调质钢，硬度（217255HBS），根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=115，dc(P3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm，取d=35mm（二）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，右轴承和皮带轮依次从右面装入。2确定轴的各段直径和长度 初选7207c型角接球轴承，其内径为35m

26、m，宽度为17mm。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20mm，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=300mm（2）求转矩：已知T3=271N·m（3）求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=2×271×103/300=1806.7N（4）求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得Fr=Ft·tan=1806.7×0.36379=657.2N（5）两轴承对称LA=LB=49mm(6)求支反力FAX、FBY、FAZ、F

27、BZFAX=FBY=Fr/2=657.2/2=328.6NFAZ=FBZ=Ft/2=1806.7/2=903.35N4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=328.6×49=16.1N·m 5截面C在水平面弯矩为MC2=FAZL/2=903.35×49=44.26N·m6计算合成弯矩MC=（MC12+MC22）1/2 =（16.12+44.262）1/2 =47.1N·m7计算当量弯矩：根据课本P235得=1Mec=MC2+(T)21/2=47.12+(1×271)21/2 =275.06N

28、3;m8校核危险截面C的强度由式（10-3）e=Mec/（0.1d）=275.06/(0.1×453)=1.36Mpa<-1b=60Mpa此轴强度足够七、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命16×365×8=48720小时（一）计算输入轴承1已知n=458.2r/min，两轴承径向反力：FR1=FR2=500.2N，初先两轴承为角接触球轴承7206AC型，根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力，FS=0.63FR，FS1=FS2=0.63FR1=315.1N2 FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=

29、FS1=315.1N FA2=FS2=315.1N 3求系数x、yFA1/FR1=315.1N/500.2N=0.63 FA2/FR2=315.1N/500.2N=0.63根据课本P263表（11-8）得e=0.68FA1/FR1<e x1=1 FA2/FR2<e x2=1 y1=0 y2=0 4计算当量载荷P1、P2根据课本P263表（11-9）取f P=1.5根据课本P262（11-6）式得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×500.2+0)=750.3NP2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×500.2+0)

30、=750.3N 5轴承寿命计算P1=P2 故取P=750.3N角接触球轴承=3根据手册得7206AC型的Cr=23000N由课本P264（11-10c）式得LH=16670/n(ftCr/P)=16670/458.2×(1×23000/750.3)3=1047500h>48720h预期寿命足够（二）、计算输出轴承 1已知n=76.4r/min Fa=0 FR=FAZ=903.35N，试选7207AC型角接触球轴承，根据课本P265表（11-12）得FS=0.063FR,则FS1=FS2=0.63FR=0.63×903.35=569.1N 2计算轴向载荷FA1

31、、FA2FS1+Fa=FS2 Fa=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=569.1N 3求系数x、yFA1/FR1=569.1/903.35=0.63 FA2/FR2=569.1/930.35=0.63根据课本P263表（11-8）得：e=0.68FA1/FR1<e x1=1 y1=0FA2/FR2<e x2=1 y2=0 4计算当量动载荷P1、P2根据表（11-9）取fP=1.5根据式（11-6）得P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×903.35)=1355NP2=fP(x2FR2+y2FA2)=

32、1.5×(1×903.35)=1355N 5计算轴承寿命LHP1=P2 故P=1355 =3根据手册P71 7207AC型轴承Cr=30500N根据课本P264 表（11-10）得：ft=1根据课本P264 （11-10c）式得Lh=16670/n(ftCr/P) =16670/76.4×(1×30500/1355)3 =2488378.6h>48720h此轴承合格八、键联接的选择及校核计算轴径d1=22mm,L1=50mm查手册得，选用C型平键，得：键A 8×7 GB1096-79 l=L1-b=50-8=42mmT2=48N·

33、;m h=7mm根据课本P243（10-5）式得p=4T2/dhl=4×48000/22×7×42 =29.68Mpa<R(110Mpa)（二）输入轴与齿轮联接采用平键联接轴径d3=35mm L3=48mm T=271N·m查手册P51 选A型平键键10×8 GB1096-79l=L3-b=48-10=38mm h=8mmp=4T/dhl=4×271000/35×8×38 =101.87Mpa<p(110Mpa)（三）输出轴与齿轮2联接用平键联接轴径d2=51mm L2=50mm T=61.5Nm查手册P51 选用A型平键键16×10 GB1096-79l=L2-b=50-16=34mm h=10mm据课本P243式（10-5）得p=4T/dhl=4×6100/51×1