带式输送机传动装置中的一级直齿圆柱齿轮减速箱与带传动设计任务书

1、主要结果:带式输送机传动装置中的一级直齿圆柱齿轮减速箱及带传动设计任务书一、电动机的选择电动机的选择及参数的计算一般电动机均采用三相交流电动机，无特殊要求都采用三相交流异步电动机，其中首先Y系列全封闭自扇冷式电动机。1.确定皮带输送机所需功率PW=Fw-Vw/1000=2400X1.6/1000=3.84kWPw=3.84kW传动装置的效率2123456式中：1为带传动效率取0.962为轴承效率（一对）取0.993为齿轮传动的效率取0.984为联轴器的效率取0.975为卷筒轴的轴承效率（一对）取0.986为卷筒的效率取0.96则：0.960.9920.980.970.980.960.84146

2、60.84电动机的额定功率：P4.57KwPPW/FwVw/（Kw）P3.84/0.844.57kW2）确定电动机的转速601000v6010001.6nw76.4r/minnwr/min76.4r/minD400按推荐的合理传动比范围，取V带传动比i124,单级齿轮传动比i235,则合理总传动比的范围i'620,故电动机转速的可选范围为'.ndI?nw(6-20)76.4r/min'._nd(458.4-1528)r/min按n电机的范围选取电动机的转速n列出电动机的主要参数(Y132M2-6)电动机额定功率P(KW)5.5电动机满载转速r/min960电动机轴伸出端

3、直径d(mm)42电动机轴伸出端的安装图度(mm160电动机轴伸出端的长度(mm110二、总传动比的计算及传动比的分配传动装置总冲动比：12.57inm/nw960/76.412.57分配传动装置各级传动比：ii1i2i3.in式中i1、i2、i3、.in从P6表2.2中选值考虑到后面齿轮设计的方便，易于将齿轮的传动比分配为整数，所以将斜齿圆柱齿轮的传动比预定为3,则皮带传动比为3.35Iii22.515皮带传动比：Ii=2.51一级斜齿圆柱齿轮传动比：i2=5三、传动装置的运动和动力参数的计算传动装置的运动和动力参数的计算382.5r/min各轴转速的计算：I(高速轴)轴n1nm-960r/

4、min382.5r/mini12.51II（低速轴）轴i2384r/min76.4r/min5各轴的输入功率的计算:I轴P1Pd014.570.964.39kWII轴P2P1?12P1?2?34.390.990.974.21kW3n2P1P276.44.39kw4.21kw各轴输入转矩由式Td9550P计算电动机的输出转矩TdnmPh4.57一一9550d9550N?m45.5N?mnm960由P12式(2.14)(2.16)得T1Td?i1?0145.52.510.96N?m109.64N?mII轴TTI?i2?12TI?i2?2?3109.6450.990.98N?m531.8N?mT1T

5、109.64N.m531.8N.m四、设计皮带传动已知电动机额定功率P=4.57kW转速n0960r/min,从动轴转速r382.5r/min,中心距约为1000mmfe动机驱动，载荷平稳，两班制工作。1 .确定计算功率Pc由表6-7查得KA,由式PcKaP得FCKaP1.24.57kW5.48kW2 .选取普通V带型号根据Pc=5.48kWn0=960r/min,由图8.12选用A型普通V带。3 .根据表6-3和图6-11选取dd1100mm,且大带轮基准直径为,，960dd2dd1100mm251mmn382.5按表6-3选取标准值dd2250mm,则实际传动比i、从动轮的实际转速分别为d

6、d2ddi2501002.50i2.50n1n0/i960/2.50r/min384.0r/min从动轮的转速误差率为382.5384.0曲0.3%382.5在5%以内为允许值。4 .验算带速vddMv601000100960m/s6.04m/s601000V6.04m/s带速在525m/s范围内。5 .确定带的基准长度Ld和实际中心距a按结构设计要求初定中心距a。1000mm由式L02a02(dd12(dd2dd1)2dd2)行4a0L02a02(dd1dd2)(dd24add1)2210002(100250)2558mm-2(250100)nmm41000由表6-8选取基准长度Ld=280

7、0mm由式aa0一得实际中心距a为:aa0(1000LdL0228002558、)mm2a1121mm1121mm中心距a的变化范围为amina0.015Ld(11210.0152800mm)1079mmamaxa0.03Ld(11210.032800)mm1205mm6 .校验小带轮包角由式1180dd2dd1a57.3得1172.30180172.3dd2dd1a250100112112057.357.37 .确定V带跟条数由式zPcPoP得(BP0)KKlPcPcPo(BPo)KKl根据dd1100mm、no960r/min,查表6.5,根据内插发可取P0=0.95kW由式P0,1、Kb

8、n1(1JKi查得=0.105由百度查得带长度修正系数Kl1.05,由百度查得包角系数4.57Ka0.97,得普通V带根数z4.25(0.950.105)0.971.05圆整得z=5o8 .求初拉力F0及带轮轴上的压力FQ由表8.6查的A型普通V带的每米长质量q=0.10kg/m,根据式F0500康（2无1）qv2得单根V带的初拉力为zVKaFo283.8NFq1699N500PCf.5仆2F0(I/1)qvzvKa.5004.572.52(1)0.10(7.04)2N37.040.97283.8N由式Fq2F0Zsin1可得作用在轴上的压力FQ为172.4Fq2F0Zsin2283.83si

9、nN1699N229 .设计结果选用5根A型的V带，中心距a=1121mm带轮直径dd1100mm,dd2250mm,轴上压力Fq1699N。五、齿轮传动设计设计一直齿圆柱齿轮减速器中的齿轮传动。已知：传递功率P=4.57Kw,皮带带动，小齿轮转速n138251加小，传动比i=5,单向运转，载荷平稳。使用寿命10年，两班制工作。1 .选择齿轮材料及精度等级小齿轮选用45钢调质，硬度为220250HBs大齿轮选用45钢正火，硬度为170210HBs因为是普通减速器，选8级精度，要求齿面粗糙度Ra3.26.3m02 .按齿面接触疲劳强度设计因两齿轮均为软齿面钢质齿轮，故主要失效形式为齿面点蚀，按齿

10、面接触疲劳强度设计。齿齿面接触疲劳强度设计公式,6702KTi(u1)d13dH221 )转矩T1有前面算出的数据Ti169.9N?m169900N?mm2）载荷系数K查表7-6取K=1.13）弹性系数Ze钢制齿轮取Ze189.84）齿数和齿宽系数d软齿面，取乙25,则z24i125;因为是软齿面，查表7-7取db/d10.85）许用接触应力h和弯曲应力f由图7-21查得Hlim1560MPaHlim2530MPa由图7-23查得Flim1210MPaFlim2190MPaMSH1.0SF1.3由式hZNT-Hlim可得ShH1-HJm1560MPa560MPaSh1H2-Hlim2530MP

11、a530MPaSh1r,Flim2210,ccnyfi162MPaSf1.3F2lim2146MPaSf1.3反,|6702KTi（u1）故：d132dH2U1.167021699006”匚3:76.5mm0.855302根d1=m*4求得mdi/zi76.5/253.06mm由表7-1取标准模数4mm中心距am(ziZ2)4(25125)300mm24300mm3.求齿轮主要尺寸d2mz24125mm500mm4.验算齿根d1mzi425mm100mm弯曲强度查表7-8得Yf2KT1F1dmN,2*1.1*169900*2.730.8*4325232.9f1齿形系数Yf21.73F2Yf2F

12、1Yf120.85MPa32.91.732.73F2146MPab1d10.876.561mmb2b1-1051mm5.根据弯曲强度校核合格。.验算齿轮的圆周速度v1.205m/sdm80274vm/s1.205m/s6010006010006.计算几何尺寸及绘制齿轮零件工作图分度圆直径d1100mm,d2500mm齿顶高ha1ha2m4mm齿顶圆直径da1d12ha1108mm齿根高hfda2hf1齿根圆直径df1全齿高h1h2标准中心距ad2d1d2ha2ha2508mm2hf2hfhf300mm1.25m5mm90mm490mm9mm7.选择齿轮传动的润滑油粘度、润滑方式因齿轮的圆周速度

13、v<12m/s,所以选用浸油润滑,通常将大齿轮浸入油池中进行润滑，齿轮浸入油中的深度为一个齿高。由表7-11查得运动粘度值V50c100mm2/s参考附表7.1(机械设计书P123)选择工业15式齿轮油L-CKB220GB5903-1995。六、轴的设计主动轴的设计1、选择轴的材料，确定许用应力由已知条件知减速器传递功率属中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经正火处理。查表B600MPa查表化55MPa2、按扭转强度估算轴径查表得A=10入118。一P一4.39d128mm则dA3；(107118)3；一mm24.6127.14mm因I轴上开有键槽，因增大轴颈以考虑键槽对轴强度的削

14、弱，则直径应增大3%-5%取为25.8428.50mm由设计手册取标准直径d128mm03、设计轴的结构并绘制结构草图由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，又由于圆柱齿轮的齿根圆直径和轴径相差不多，所以可制成齿轮轴。将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸安装带轮。1）确定轴上零件的位置和固定方式要确定轴的结构形式，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。参考图如上图所示。齿轮的左端用轴肩定位，右端用套筒固定。这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮的周向周定采用平键连接。轴承对称安装于齿轮的两侧，其轴向用轴肩固定，周向采用过盈配合固定。2 ）确定各轴段的直径如图下图（图a）所示，di

15、d228mm30mm轴1（外伸端）直径最小，di28mm；考虑到要对安装在轴段1da32mm上的带轮进行定位，轴段2上应有轴肩，同时为能很顺利地在轴d435mmd590mm段3上安装轴承，轴段2必须满足小于轴承内径的标准，故取轴d635mm段2的直径，d2为30mm轴段3安装轴承，必须满足轴承内径的标准，故d332mm；为了便于拆卸右轴承，可查6208型滚动轴承的安装高度为3.5mm取d435mm,轴段5因是齿轮轴，因此5段的直径为齿轮的齿根直径d590mm；轴承是成对安dy32mm装，因此d7d3,用相同的方法确定d635mm3）确定各轴段的长度齿轮轮毂宽度为75,因此1575mm；为保证齿

16、轮端面与箱体不相碰，齿轮断面与箱体内壁间应留有一定的间距，取为间距15mm为保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为18mm,并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm说以轴段4的长度取为I420mm,用同样方法确定20mm,轴承支点距离1132mm；根据箱体结构及带轮距轴承要有一定距离的要求，取I240mm；查阅有关的带轮手册取li为60mm根据轴承6208型宽度取I720mm,I317mm,在轴段1上加工出键槽，键槽的长度比相应的轮毂宽度小约510mm键槽的宽度按轴段直径查手册得到，对于轴段1键宽b=10mm槽深h=5.0mm键长L=50mm4）选定轴的结构细节，如圆角、倒角、退

17、刀槽等的尺寸。按设计结果画出轴的结构草图：（图a）4、按弯扭合成强度校核轴径已知传递功率P14.39kW,主动轴的转速为n1384.0r/min,分度圆直径d1100mm,转矩Ti169900N?mm圆周力2Ti2169900n3398Nd1100径向力Fr1Ft1tan3398tan20N1236.77N1 ）画出轴的受力图（图b）1234567132mm60mm40mm17mm20mm75mm20mm20mm10mm5.0mm50mm2 ）作出平面的弯矩图（图c）支点反力为：FhaiFhbiFt13398N1699N22I-I截面处的弯矩为132-MH11699112134N?mm23）作

18、垂直面内的弯矩图，支点反力为（图d）匕11236.772618.39NFvb1F1Fva11236.77I-I截面左侧弯矩为Mvi左Fvai?7618.392I-I截面右侧弯矩为Mvi右Fvbi?-618.382618.39618.38N132.N?mm40813.7N?mm2132.N?mm40813.7N?mm2Fva1618.39NFvb1618.38NMvi右40183.7N.mmMvi左40183.7N.mmMI119330.6N.mmM由119330.6N.mm4）作合成弯矩图（图e）MJmHM;I-I截面：MI左的:左MHId'40813.721121342119330.

19、6N?mmM%'M%右MH1,4081321121342119330.6N?mm5)转矩图(图f)T1169900N?mm6）求单量弯矩因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，修正系数aM1167951N.mm为0.6。I-I截面:MeiM(Ti)2V141418.92(0.6151000)2167951N?mm7)确定危险截面及校核强度由于I-I截面直径最大，若此截面没有危险，则其他截面也就没有危险，因此只需校核I-I即可。eiMei167951W0.1d331679510.17533.98MPa查表14.2得化55MPa,满足e化的条件，故设计的轴有足够强度，并有一定裕量。5

20、.修改轴的结构因所设计轴的强度裕度不大，此轴不必再作修改。(TU3.98MPa。1b55MPa从动轴的设计1、选择轴的材料，确定许用应力由已知条件知减速器传递的功率属小功率，对材料无特殊要求，故选45钢并经调质处理，由表查得强度极限B=650Mpa再由表得许用弯曲应力化60MPa。2、按扭转强度估算轴径根据表14.1得C=107118又由式14.2得P33845.249.9mmdC3(107-118)3'.,n；44.7考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大3%5%,取为46.652.4mm由设计手册标准直径di50mmo3、设计轴的结构并绘制结构草图由于设计

21、的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装半联轴器。1）确定轴上零件的位置和固定方式要确定轴的结构形状，必须先确定轴上零件的安装配合顺序和固定方式。参考上图，确定齿轮从轴的左端装入，齿轮的右端用轴肩定位，左端用套筒固定。这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮的周向固定采用平键连接。轴承对称安装于齿轮的两侧，其轴向用轴肩固定，周向采用过盈配合固定。d1d2d3d4d550mm55mm60mm70mm59mm2）确定各轴端的直径如图1-1所示，轴段1直径最小，d150mm；考虑到要对安装在轴段1上的联轴器进行定位，轴段2上用轴肩，同时为能很顺利地在轴段2

22、上安装轴承，轴段2必须满足轴承内径的标准，故取轴段2的直径，d255mm；用相同的方法确定轴段3、4的直径d3=60mmd4=70mm为了便于拆卸右轴承，可查出6211型滚动轴承的安装高度为4.5mm取d5=59mm3）确定各轴段的长度齿轮轮毂宽度为65mm为保证齿轮固定可靠，轴段3的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取为63mm为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距，该间距为15mm为保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为21mm,并l128mm考虑轴承的润滑，取轴承端面距内壁的距离为6mm所以轴段4的长度取为21mm轴承支点距离l2（10.52165/2）mm128

23、mm,根据箱体结构及联轴器距轴承距轴承盖要有一定距离的要求，取l"75mm,查阅有关的联轴器手册取1'为70mm在轴段1、3上分别加工出键槽，使两键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮毂宽度小约510mm键槽的宽度按轴段直径查手册得到。4）选定轴的结构细节，如圆角、退刀槽等的尺寸。按设计结果画出轴的结构草图（图1-1）4、按弯曲合成强度校核轴径1）画出轴的受力图（图1-2）2）作水平面内的弯矩图（图1-3）支点反力为：Ft2Fha2Fhb21953N2I-I截面处的弯矩为128-Mhi1953125013N?mm2II-II截面处的弯矩为Mh195332.5N?mm

24、63472N?mm3）作垂直面内的弯矩图（图1-4）支点反力为Fr2Fvb2711N2FvA2Fr2Fvbi711NI-I截面左侧弯矩为一Lcl-128八一MV|左FvA2?71145504N?mm22I-I截面右侧弯矩为Mvi右Mvi左45504N?mmII-II截面处的弯矩为MvFva2?32.571132.523107.5N?mm4）作合成弯矩图（图1-5）M、，M；mV2I-I截面：'22-Z-2IZ72-_Mi右Mi左JMvi左MhiJ45504125013133037N?mmII-II截面：MMmH.23107263472267547N?mm5）求转矩图（图1-6）T273

25、2.5N?m732500N?mm6）求当量弯矩因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，修正系数a为0.6。I-I截面：Mel.Mil(T2)2.1330372(0.6732500)2459194N?mmII-II截面:Me,M2(T2)2、675472(0.6732500)2444660N?mm7）确定危险截面及校核强度由图可以看出，截面l-l、II-II所受转矩相同，但弯矩MelMdl,且轴上还有键槽，故截面I-I可能为危险截面。但由于轴径d3>d2,故也因对截面II-II进行校核。I-I截面:e1Me1W45919445919433MPa21MPa0.1d30.160II-II

26、截面:44466030.1d34446601V3MPa267MPa0.1553查表14.2得化60MPa,满足e1b的条件，故设计的轴有足够强度，并有定裕量。5.修改轴的结构因所设计轴的强度裕度不大，此轴不必再作修改。七、滚动轴承的选择及寿命计算选用深沟球轴承，已知主动轴的直径d主30mm,转速n1274.3r/min,从动轴的直径d从50mm,转速n254.9r/min,工作温度正常，要求轴承预定寿命Lh10360828800hFr主Fhi2Fvi21533.8525522N1485NFr从FJJ1533.7527662N1624N1.主动轴上的轴承1)求当量动载荷PfP(XFrYFa)查表

27、15-12得fP1.2，式中径向载荷系数X和轴向载荷系数Y要根据且信查取。C°r是轴承的径向额定静载荷，未选轴承型号C0r前暂不知道，故用试算法计算；查表15-13,暂取丛0,则，由Fa主/Fr主0；C0r查表15-13得x1,y0,WJ,P1(14850)N1485N2)验算轴承的寿命按要求轴承的最短寿命为：Lh'103651658400h工作时间，根据下式：106C10625500Lhh60nP604801485(3对于球轴承取3)3)选择轴承型号查有关轴承的手册，根据d=30mm选得6208轴承2.从动轴上的轴承1)求当量载荷P根据式15.1得

28、：Pfp(XFrYFa)查表15-12得fp1.2，式中径向载荷系数X和轴向载荷系数Y要根据且值查取。C°r是轴承的径向额定静载荷，未选轴承型号C0r前暂不知道，故用试算法计算。查表15-13,暂取三至0,C0r查表15-13得x1,y0,则P1(16240)N1624N2)计算所需的径向额定动载荷值由式15.6可得：11P60n1Lh-36706074.77弓C(1L6hj)(628800)3N18542NfT1011063)选择轴承型号查后关轴承的手册，根据d50mm选彳#晒8轴承的润滑方式：滚动轴承最常用的润滑剂为润滑脂。八、键的选择及其强度校核1. I轴键的选择（主动轴）轴段

29、1与带轮配合的键：1 ）根据di=35mm从手册选取圆头（A型）平键，b=10mmh=8mmL=50mm（比轮毂长度小10mm2）按式p篇p校核该联接的强度4Thld42287008(5010)3582MPa由表查得p100MPa,则该键联接强度足够。3)结论选取键10X50GB/T10962. II轴键的选择（从动轴）轴段1与联轴器配合的键1）根据d1=50mm从手册选取圆头（A型）平键，b=14mmh=9mmL=60mm（比轮毂长度小10mm2)按p4Tdhlp校核该联接的强度4Thld46657009(6014)50129MPa查表14.9查得p150MPa,则该键联接强度足够。3)结论

30、选取键14X60GB/T1096轴段3与齿轮配合的键1）根据d3=60mm从手册选取圆头（A型）平键，b=18,h=11mmL=55mm（比轮毂长度小8mm2）按p"p校核该联接的强度dhl109MPa150MPa4T4665700hld11(5518)60查表14.9查得p150MPa,则该键联接强度足够。3）结论选取键18X55GB/T1096九、联轴器的选择由于所连接的轴的转速较低，传递的转矩较大，减速器与工作机常不在同一底座上，而要求有较大的轴线偏移补偿。因此，选择十字滑块联轴器。十、减速器的润滑与密封1 .传动件的润滑由于齿轮的圆周速度小于12m/s,所以通常选择浸油润滑，

31、将大齿轮浸入油池中进行润滑，齿轮浸入油中的深度至少为10mm转速低可浸深一些，但浸入过深则会增大运动阻力并使温度升高，浸油齿轮可将油甩到齿轮箱壁上，有利于散热。而一般浸油深度为一个大齿轮齿高。1 .滚动轴承的润滑减速器中滚动轴承的润滑应尽可能利用传动件的润滑油来实现，通常根据齿轮的圆周速度来选择润滑方式，本设计采用润滑脂润滑，并在轴承内侧设置挡油环，以免油池中的稀油进入舟车功能而使润滑脂稀释。3.润滑剂的选择润滑剂的选择与传动类型、载荷性质、工作条件、转动速度等多种因素有美。轴承负荷大、温度高、应选用粘度较大的润滑油。而轴承负荷较小、温度低、转速图时，应选用粘度较小的润滑油，一般减速器常米用H

32、T-40,HT-50号机械油，也可采用HL-20,HL-30齿轮油。当采用润滑脂润滑时，轴承中润滑脂装入量可占轴承室空间的1/31/2。4.减速器的密封减速器的密封是为了防止漏油和外界灰尘和水等进入常见的漏油部位肩分箱面、轴头、盖端及视孔盖等。为了保持良好的润滑效果及工作环境，防止润滑油泻出，阻止灰尘、杂物及水分的浸入，必须设计可靠的滚动轴承的密封结构。滚动轴承密封装置的选择与润滑的种类、工作环境和温度、密封表面的圆周速度等因素有关。本设计采用接触式但毡圈密封。卜、设计小结课程设计是机械设计当中的个非常重要的一环，本次课程设计时间一周略显得仓促一些。但是通过本次很充实的课程设计，从中得到的收获还是非常多的。这次的课程设计对于我来说有着深刻的意义。这种意