带式输送机课程方案设计书--一级圆柱齿轮3

1、机械设计基础课程设计计算说明书一、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、润滑密封 16十一、设计结果17十二、参考文献 17设计计算一、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F= 2.6KN带速V= 1.45m/s；滚筒直径 A 420mm3、设计方案 : 单级圆柱齿轮减速器和一级带传动

2、二 . 电动机选择1、电动机类型的选择：卧式封闭型丫系列（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 n n带=0.95 n轴承=0.98 n齿轮=0.98 n联轴器=0.99n总=n带x n轴承2x n齿轮x n联轴器x n联轴器2=0.95x0.982x0.98x0.99x0.99=0.876 电机所需的工作功率：Pd=FV/n滚筒.n传总=2600x 1.45/1000x0.96x0.876=4.48 kW 确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n 筒=60X 1000V/ n D=60X 1000 X 1.

3、45/ n X 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I a=36o取V带传动比I 仁24,则总传动比理时范围为I a=624 故电动机转速的可选范围为 n筒（624） x 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合理范围 ,取圆柱齿轮传动一级减

4、速器传动比I 1=3-6。取V带传动比丨2=24,则总传动比范围为I总=624。n 电动机=I 总 x n 筒=（6 24） x 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=14.552、分配各级伟动比（1）根据指导书,取齿轮 i 带=3.3（单级减速器 i=24 合

5、理）（2）v i总=i齿轮x i带i 带=i 总/i 齿轮=14.55/3.3=4.4四、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 =960/3.3=290.9 r/minnIII =nII /i 齿轮 =290.9/4.4=65.97 r/min2、计算各轴的功率PI= 4.39 kW;Pi =R X n 带=4.39 X 0.95=4.17 kWPIii =Ri X n 轴承 X n 齿轮二4.17 X 0.99 X 0.96=3.96 kW3、计算各轴扭矩Ti = 9550 X Po/ni=9550X 4.39/

6、960 =43.67 N mTii =9550X Pi/nii=9550X 4.17/290.9=136.9 N mTiii =9550X Pii /n iii =9550X 3.96/65.97=573.26 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 Pc8-7 查由于每天工作时间T=16h，运输装置工作时有轻度冲击，由表得工作情况系数 Ka=1.2，故 Pca=KA XP仁 1.2 X.48kW =5.38kW2) .选择 V 带的带型根据Pca,m由图8-13选择A型V带。3) .确定带轮的基准直径dd1并验算带速u 由表 8-6和 8-8，取小带轮的基

7、准直径 dd1=125mm 。 按式(8-13)验算带速：u =nd/(60 X000)=nX 12960/60000=6.28m/s因为5m/su ddi=3.3 为25=412.5 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)a2(dd1+dd2) 算得 367.5a57.5 /600=154 1207) .计算带的根数 z单根V带传递的额定功率.据dd1和n 1,查课本1表15-7得 P0 =1.16KWi工1时单根V带的额定功率增量. P0= Kbn 1(1-1/Ki)=0.036KW查1表 15-10，得 Ka

8、= 0.957 ;查1表 15-12 得 KL = 1.06Z= PC/(P0+ P0)Ka KL=5.24/(1.16+0.036) 0.957 1.0 6=4.31取Z= 5根8) 计算轴上压力由课本1表15-1查得q = 0.11kg/m，单根V带的初拉力：F0= 500PC/ZV(2.5/K a -1 ) +q/2=153.55kN则作用在轴承的压力 FQFQ= 2ZF0sin( a 1/2)=2 5X 153.55sin(1 59.23 /2)=1519.7N9) 计算带轮的宽度 BB=( Z-1) e+2f=(5-1 )X 15+2X 10=80 mm1 0)大带轮结构设计可知dd

9、2300mm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 X5=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229-286HBW大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为 169-217HBW；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 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 76.43K

10、Ti(U+1)/ du c H2) 1/3 载荷系数K查课本1表13-8 K = 1.2 转矩 TITI = 138210N- mm 解除疲劳许用应力C H =C Hlim Z NT/SH按齿面硬度中间值查 1 图 13-32c Hlim1 = 600Mpac Hlim2 = 550Mpa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= 60njLh计算N仁 60X 290.9 X 8X 300X 16=6.7x108N2= N1/i 齿=6.7x109 /4.48=1.52 X 10查1课本图 13-34 中曲线 1,得 Znt 1.04Znt2= 1.12按一般可靠度

11、要求选取安全系数SHh 1.0(T H1 =T Hlim1 ZNT1/SH=600x1.04/1=624 Mpat H2 = T Hlim2 ZNT2/SH=550x1.12/1=616Mpa故得：t H = 605Mpa 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 d= 1.0 U = 4.4由1课本表 13-10 得 ZE= 189.8(N /mm2)2将上述参数代入下式21/3d1 76.43 K(U+1)/ du t H)=62.44mm取 d1 = 65 mm 计算圆周速度V= nl n d1/( 60X 1000)=290.9 X 3.14 X6

12、5/( 60 X 1000)=0.99m/ sVv 6n/s故取8级精度合适( 3)确定主要参数 齿数取Z1 = 25Z2= Z1Xi 齿=25X 4. 4= 110 模数m = d1/Z1 = 65/25= 2.6查模数标准表格，取 m=3mm 分度圆直径d1 = m Z2= 25X 3= 75mmd2= m Z2= 110X 3= 330mm 中心距a=（d1+ d2）2=（75+330） 2= 202.5mm 齿宽b= d*d1 = 1.0 X6 5= 65mm取 b2= 65mmb1 = b2+5 mm= 70 mm（4）校核齿根弯曲疲劳强度 齿形系数 YF查 1课本表 10.13YF

13、1=2.65YF2=2.176 应力修正系数 YS 查 1课本表 10.14YS1=1.59YS2=1.808 许用弯曲应力c FC F = C Flim YNT/SF由课本1 图 10.25按齿面硬度中间值得C Flim1 = 240MpaC Flim2 = 220Mpa由课本1 图 13-33得弯曲疲劳寿命系数 YNT：YNT1= YNT2= 1按一般可靠性要求，取弯曲疲劳安全系数SF=1计算得弯曲疲劳许用应力为 C F1 = C Flim1 Y NT1/S F = 240X 1/1 = 240Mpa C F2 = C Flim2 Y NT2/S F = 220X 1/1 = 220Mpa

14、校核计算2C F1 = 2kT1 YF1YS1/ （bm2Z1）=2X1.2X138210X 2.65X 1.59/ （65X 32X25）= 95.56Mpa CF12C F2= 2kT1YF2YS2/ （bm2Z1）=95.56X 1.808X2.716/（1.59 X2.65）=113.37Mpa Ao(P/n1)(9.42/1460)mm(26.歸.Amm2/n2严103126)1/3(8.48/521.42)1/3d3 Ao(P3/n3)1/3=103126)(8.14/127.14)1/3=(41.250.4)mm 选取联轴器类型联轴器的孔径 ,由表 14-1 查得 Ka=1.3,

15、 则联轴器的计算转矩Tca=KaTIII =1.3 x 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 I - n =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LI - H =110mm 右段需要制一个轴肩,高约未4故取d H -川=50+4X 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

16、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15mn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

17、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S 取 10mm, S 1 取 8mm,齿轮顶圆至箱体内壁的距离： 仁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/s1.52.0 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

18、轴由表6-1查得 平键bx h=18x 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bx h=14x 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2X 45o,右端倒角为2X 45o.轴肩处圆角半径见图纸标注.轴的校核计算Ft. CAyikMeiTfTTT.（肋(c)ITttTm(D rrnTTfMee对于输入轴校核：Tiii =9550PIII/n m =9550X 8.14/127.17=611.28N-mFt=2T III /d1=611.28/321=

19、3080.8NFr= Fttan a =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+（a T）2 1/2=102.362Nm校核危险截面C的强度（T e=Mec/0.1d3=49.8MPa c -1b该轴强度足够。七、滚动轴

20、承的选择及校核计算(1) 根据根据条件，轴承预计寿命Lh= 10X 300X 16= 48000h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 Cr= 43.2KN查1表 19-6 Kp = 1.2两轴承径向反力：FAR= FBR=( FHA2+ FVA2 1/2 =(604.82+1661.52) 1 / 2= 1768.2NP = KpX FR仁 1.2 X 1768.2 = 2121.8NCr = P(Lhn n/ 16667)1 / 3= 2121.8 X (24000 X 95.52 / 16667)1 / 3 =10952.6 N v Cr

21、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查2 附表 5-1 基本额定动载荷 Cr=31.5KN查1 表 19-6 Kp=1.2左端轴承径向反力： FBR= (FHB2+ FVB2)1/2=(2175.72+ 1661.52 )1/2= 2737.6NP=KpXFBR=1.2X2737.6= 3285.12NCr= P(Lhn 1 / 16667)1 /3= 3285.12 X (24000 X 384/ 16667)1 /3= 26963.7Nv Cr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(G

22、B/T1096-2003)b=10mm h=8mm L=70mm选择45钢，其许用挤压应力(T p=100 MPa(T p= 4TI/dhL=4x104.45x1000/34x8x(70-10)=25.6 MPa(T 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(T p=100 MPa(T p= 4TI/dhL =4x402.92x1000/45x9x(100-14)=46.3 MPa (T p故所选键联接强度足够。(3) 与齿轮联接处d=60m

23、m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(T p=100 MPa(T p= 4TI/dhL=4x402.92x1000/60x11x(63-16)=52 MPa(T p故所选键联接强度足够。九、联轴器的选择型号公称转矩T(N m)许用转速n(r/mi n)轴孔直径d(mm)轴孔长度L(mm)材料轴孔类型YLD10630360045112HT200Y十、润滑与密圭寸1) 润滑方式1. 齿轮v =0.99m/s12 m/s应用喷油润滑,但考虑成本及需要。选用 浸油润滑。2. 轴承采