用于胶带运输机的单级圆柱齿轮减速箱设计

1、- -机械零件设计 (设计说明书)MACHINED COMPONENT DESIGN(Design specifications )题 目：用于胶带运输机的单级圆柱齿轮减速箱设计学 院专 业学 号学生姓名指导教师起讫日期机械零件设计课程设计任务书班级姓名学号、项目设计：用于胶带运输机的单级圆柱齿轮减速箱、运动简图V带传动；单级减速器;运输带；联轴器；电动机；卷筒。三、原始数据 TOC o 1-5 h z 运输带工作拉力1150N ；运输带工作速度 16m/s ；运输带速度允许误差 5%；卷筒直径260mm ；工作年限 6 年 2 班制。四、设计工作量减速器装配图（A1号图纸）1张;零件工作图（

2、A3号图纸）3张;1.大带轮工作图1张；2.低速轴工作图1张；3.大齿轮工作图1张。设计说明书1份五、设计期限指导教师： 发题日期：传动参数计算 4传动零件的设计计算带传动齿轮传动轴的设计及强度计算高速轴（小齿轮轴）设计低速轴（大齿轮轴）设计.轴承的寿命计算高速轴轴承寿命计算低速轴轴承寿命计算其它零部件选用及强度校核键的强度校核联轴器的选用铸铁减速箱体的主要结构尺寸技术要求参考文献设计小结计 算 及 说 明主要结果- -主要结果- -计算及说明1.传动参数计算1.1工作机功率1)原始数据：运输带工作拉应力：F=1150 N 运输带工作速度：V=1.6 m/s 工作年限6年2班制2)传动效率：查

3、【1】14页表2-3得V带传动效率：1 =0.96滚动轴承效率：2 =0.998级精度一般齿轮传动效率：3 二 0.97弹性联轴器传动效率：4 =0.99传动滚筒效率：5 二 0.961 = 0.96二 0.99二 0.97二 0.99二 0.96总效率：n =0.8594)输入电机功率:PdPwPw 二 FV1000PwFV 11506 =1.84 kW10001000PdhPw = 1.84- -2.14 kW0.859Ped率略大于Pd即可5)因为载荷平稳，所以电动机功Ped=2.2kW。确定电动机转速：60I000V60000.6, nw117.53 r/min一 : 260Pd=2.

4、14kW电动机功率:Pec=2.2kW3)总效率：=1 3 3 4 5 =0.96 0.993 0.97 0.99 0.96 =0.859由【1】10页表2-1 得: V带的传动比范围：ic =24,由【1】1014页表2-2得：一级圆柱齿轮减速器ij 5则总传动比 的=220,电动机转速的可选范围=220,得电动机的 可选范围为：nnw = （220） X117.53=236-2351 r/min电动机型号:符合这一范围的同步转速有 750 r/min、1000 r/min和1500 r/min，将这三种方案列表进行比较，由【1】203页表17-1 得：方 案电动机型 号额定功 率Ped/k

5、W电动机转速n/(r/mi n)电动机 质量m/kg总传动 比ia同步 转速、卄 +、， 满载 转速1Y1325-8 :2.2 :750720636.042Y112M-6 :2.21000940458.003Y100L-42.2150014303412.17表中所列方案3电动机质量轻，价格便宜，但总传动比最大, 转动装置外廓尺寸大，制造成本大，方案 1中电动机质量最 重，且价格昂贵，综合考虑，现选用方案 2。即选定电动机 型号为：Y112M-6由【1】204页表17-3得：电动机轴伸出端长：E=60mm电动机轴中心高：H=112mm电动机轴直径：D=28mm1.2确定传动系统的总传动比和分配各

6、级传动比Y112M-6电动机轴伸 出端长：E=60mm电动机轴中 心高：H=112mm电动机轴直 径：D=28mm总传动比:ia=8.00ianm940= =nw117.53-8.002) V带传动比取齿轮的传动比为i齿=3.5，得:ia8i 齿3.5二 2.286V带传动比:i 带=2.2861.3计算传动系统的运动和动力参数1) 0轴(电动机轴)P0=Pd=2.14kWn0=n m=940 r/minP0=2.14kW n0=940 r/mi n T0=21.74 N m1)总传动比：P1=2.0544kW n 1=411 r/min T1=47.71N mP214T0 =9550 0 =

7、955021.74N mn09402）I轴（高速轴）R 二 Po 1 =2.14 0.96 =2.0544 kWno 940c , nt411.2 r/mi ni 带 2.286P2=1.973kW n 2=117.5r/m in T2=160.4N mR2 0544h =9550=955047.71 N mn1411.23）U轴（低速轴）P3=1.934kW n3=117.5r/min T3=157.2N m TOC o 1-5 h z P2 二 R 2 3 = 2.0544 0.99 0.97 = 1.973 kW ni 411.2.n 2 =117.5 r/mi ni 齿 3.5p21

8、973T2 =9550 亠9550160.36 N mn2117.54)川轴(滚筒轴)P3 =P2 2 4 973 0.99 0.99= 1.934 kWn1117.5.n2117.5 r/mini341P21.934T2 -9550 2 =9550 157.2 N mKa=1.2Pc=2.64kWn2117.5PC =KAPed =1.2 2.2=2.64kW2）选用V带型号： 选用普通V带已知：Pc=2.64 kW,n0=940 r/min由【2】219页图13-15得点位于A型区域，故选用A型3）大、小带轮直径：已知为A型带轮由【2】219页表13-9得：d1 _ 75mm，现选取 d1

9、=125mmd2 =i 带 4 1-；1=2.286 1251-0.02280.035 mm取 d2=280mm4）验算带速V:d1=125mmd2=280mmV=6.15 m/s各轴运动和动力参数轴名功率P/kW转矩T/(N m)转速n/(r/mi n)传动比i a效率n电机轴2.1421.749402.2860.96高速轴2.054447.71411.23.50.96低速轴1.973160.36117.510.98滚筒轴1.934157.2117.52传动零件的设计计算2.1带传动1）计算功率：已知传动载荷平稳，为两班制工作，工作机为轻载荷输送机。由【2】218页表13-8查的：Ka=1.

10、2故计算功率：兀di niH X125 汇 940 匚 /V6.15 m/s60 1000 60 1000在520m/s内，所以带轮直径是合适的。5)求V带基准长度Ld和中心距a：初步选取中心距：a0=1.5(125+28O)=6O7.5mm,取 a0=600mm 符合：0.7 d1 d2 : a。： 2d1 d?初步确定V带基准长度：兀(d_d fL =2a + 二(di +d2 )十 1= 1846.18mm24a。由【2】212213表13-2得：Ld=1800mmLd L0-6001800 -1846.18=576.91 mmLd=1800mm a=576.71mm再计算实际中心距：0

11、=164.66)验算小带轮包角:。1 =180 一d2 一* 57.3=180 一28一125 =164.6a120a576.91所以合适。7)求V带根数:PcP0R k.KlP0=1.37已知 n1 =940 r/min,d1=125mm, 由【2】214215页表13-3,得:P0 -1.37传动比:i 带=2.286d2d1 1 - ；2801251-0.02二 2.286已知i带2且为A型带轮，小轮转速为940 r/min=0.11 kW由【2】216页表13-5，查得：P0 =0.11 kW已知0=164.6 由【2】表13-7，并结合线性校正得:K：164.6 -1600.98 -

12、0.95（170 160）0.95 =0.9638K 尸0.9638已知 Ld=1800mm, 由 2 212-213 M表 13-2 得:Kl=1.012.641.370.110.9638 1.01二 1.832取 Z=2。8)求作用在带轮上的预紧力和压力已知为普通A型V带，由【2 212页表13-1查得: q=0.1 kg/m单根V带的预紧力为：F。500PcZVK51qVKl=1.01Z=2500 22 6.15广 2 5、2:1 1 + 0.1 6.15 )0.9638丿= 174.83 NF0=174.83 N作用在轴上的压力FqFq =2ZFSin ：=2 2 174.83 Sin

13、164.6 = 693.0 N2 2名称:结果名称结果名称结果带型A型传动比i 带=2.286根数2基准直 径dd1=125mm基准长 度Ld=1800mm预紧 力174.83Ndd2=280mm中心距a=576.91mm压轴 力693N9) V带结构参数由2 224页表13-10 得：槽型Abd11mmhamin2.75mme15mmfmin9mmhmin8.7mm餡in6mm34皮带轮由3 149页表12-3得：选用板孔式带轮Fq=693.0 Nbd=11mm hamin=2.75mm e=15mm fmin=9mm hmin=8.7mmShin=6mm忻34- -计 算 及 说 明主要结

14、果- -1）选择材料许用应力小齿轮选用45#钢，选用调制处理；大齿轮选用45#钢，选用正火处理。由【2】166页表11-1得：Hiimi =585MPa二 Hlim2 - 375MPa；fE1 =445MPa匚 fE2 二 310MPa2）计算大小齿轮的许用接触应力和弯曲应力已知齿轮为一般可靠度，再由【2】171页表11-5得:SH min= 1.1SFmin= 1.25-h lim 1585人1531.8 MPaSh1.14H2 I-、Hlim2 二 375 =341 MPaSh1.1-F1 丄 FE1. =445 =356 MPaSF 1.25-FE 2310b 尸2=248 MPaSf1

15、.25其中两齿面的接触应力应是相等的，所以取其中较危险的, 即较小的许用接触接触应力：卜 H 丨二! H H 2 丄 341 MPa3)按齿面接触强度设计二 Hlim1 =585MPafe1 =445MPaH lim2 二 375MPa；fe2 =310MPaJH丄 531.8MPaJH2 I - 341MPa bFJ-356MPaF2 I - 248MPaJ H I - 341 MPaK=1.3T1=4.77 X04N -md=12KT1 U 1讥 U已知装置原动机为电动机，载荷为有中等冲击的载荷,d -3ZeZh由【2】169 页表 11-3 得：K=1.3已经求得=4.77 X04 N

16、-m已知齿轮相对于轴承为对称布置，齿轮所选材料为软齿面，由【2】175页表11-6得：d=1已经求得U=3.50已知45#钢为锻钢，由【2】171页表11-4得：Ze=189.8已知齿轮均为标准齿轮，所以Zh=2.5已求得切=341 MPa将上述值代入公式得：Ze=189.8Zh=189.8h=341 MPad142 1.3 4.77 1013.50 13.52189.8 7.5 I 67.59mmz1=30Z2=105di 67.59m =z-i30= 2.253m=2.5 d1=75mm d2=262.5b1=80mmb2=75mma=168.75mm4)dr +d2a 二275 262.

17、52= 168.75 mm验算齿轮弯曲强度已知zi=30,z=105由【2】173页图11-8得:YFa1=2.52YFa2=2.18已知Z1=30,z=105由【2】丫 Sa1=1.65173页图11-8得:Ysa2=1.792KT“Fa1Ysa1bm2z12 1.3 4.77 104 2.52 1.62575 2.52 30YFa1=2.52YFa2=2.18Ysa1=1.65Ysa2=1.79所设计齿轮 符合弯曲强 度要求。再由【2】57页表4-1，选用第一系列，取 m=2.5,则：d1 = m 乙=2.5 30 = 75mmd2 = m z2 = 2.5 105 =262.5 mm齿宽

18、：b =44 = 1 75 = 75mm，取b2 = 75mm，0 =80mm。中心距:= 36.11 MPa _ tFJ - 356 MPaF2YFa2Ysa2YFa1YSal= 36.112.18 1.792.52 1.625= 34.41 二 MPaL F2 I - 248 MPa5)齿轮的圆周速度满足8级精度 中V23.7mm，主要结果 要求。选用45钢所以满足强度要求。3.2低速轴（大齿轮轴）设计1)2)选择材料选用45钢，经过调质处理结构设计根据零件的安装和固定要求,轴应该分为六段:轴段 轴段 轴段 轴段 轴段 轴段安装联轴器; 轴肩； 安装轴承；安装大齿轮; 轴肩；轴承。3）各轴

19、段直径轴径P1 973d1 - (107 108) 3 2 =(107 108) 3(27.4 30.216)mm此轴中有两个键槽，所以，可以增大 107%2，可以得到:d1 -1.072 (27.4 30.216) - (31.37 34.59) mmd1=35mmd2=45mmd3=50mm已知我们选用LT型弹性套柱销联轴器，由【11 147页表14-4 d4=56mm 查得应该选用LT5的联轴器，轴孔的直径可以选为：32或35，取为 d1=35mm。计 算 及 说 明主要结果- -d5=66mmd6=50mmL1=80mmL2=75mmL3=46.5mmL4=73mm轴径这一段轴作为轴肩

20、进行使用，查【1】82页表9-3,选取为d2=45mm。轴径这一轴段安装轴承，d2=45mm，轴承内径必须大于这一值， 查【1】120121页表12-1得到，可选用6210的深沟球轴承， 其内径大小为50mm，所以d3=50mm。轴径这一段的是用于安装齿轮的，按照【1】82页表9-3,选取大 于50mm的标准值，取d4=56mm。轴段这一段起轴肩作用，选取h=5m m，得：d5 = d4 2h = 56 2 5 二 66mm轴径这一段也是安装轴承的，所以d6=50mm4）各轴段长度轴长一直选用LT5轴孔直径为35mm的联轴器，由【1】147页得 轴孔长度为 82mm， L1=82-2=80mm

21、。轴长L2 二 G C2 5 e K2 - B - ：4已知所用螺栓为M16由【1】30页表4-1得：C1=22mm，C2=20mm， 9=8mm由【1】120121页表12-1得：B=20mmK2为启出螺钉的必要距离，取为 K2=40mm由【1】35页图5-9得：二 4 = 10 15mm,选取匚 4 = 12mmL2 = 20 225 8 1240 - 20 -12 = 75mm轴长L3 二 B e L IB为轴承宽度，已查得：B=20mm；e为轴承端盖厚度，已查得：e=12mm；L为齿轮距内箱壁距离，可算得 L=12.5mml为安装间隙，l=2mm。所以：L3 =20 12 12.5 2

22、 = 46.5mm轴长此处安装齿轮L4二B大齿-2已知B大齿=75,所以：L4 = 75 - 2 = 73mm轴长由【2】243页图14-10得：L51.4hh=5m m,所以：L5 =1.4 5 = 7mm轴长Le = B C e 2 10.5 -7B为轴承宽度，已查得：B=20mm；e为轴承端盖厚度，已查得：e=12mm；C为倒角为1.5mm；2为挡油环深入距离（由【1】140页，表13-17得：挡油环 伸入内箱壁13mm，选取为2mm）10.5为轴段套筒长度，应为此处有轴肩段常7mm，所以减 去。代入得：=20 1.5 12 2 10.5-7=39mmL5=7mmL6=3.9mm5）轴的

23、强度校核首先对轴的受力情况进行分析:AD=126AC=72mmBC=72mmFt=636.15NAC =BCL3L4 L5L6 - B246.5 73 7 39-1.5-202二 72mmFr=463.1NFrA=236.1NFrB=236.1NMtC=45.8N mMrc=16.7N mMa=48.75N mT=160.36N m齿轮力的作用点简化至齿轮中点 C。联轴器力的作用点简化至联轴器轮缘中点 D。支反力的作用点简化至滚动轴承中点，分别为 A、B点 由图可以看到存在周向和径向上的力。然后对各长度进行计算：AD -L1 1 L2 BTO T 75 20 = 126mm2 2周向上的受力:

24、Ft T272.3N; FtA 讥 =636.15N径向上的受力：Fr = Ft tan ： = Ft tan20 =463.1NFrA 二 FrB - 0.5Fr =0.5 463.1 =231.6N接着进行弯矩计算：MtC = FtA AC =636.15 72 =45.8N mM rC 二 FrC AC =231.6 72 =16.7N m1IMaMtC M rC = 45.82 16.72 = 48.75N mT =160.36N m得到弯矩图:Me=107.9N md 27.51满足强度要 求。可以看到C点处的弯矩最大，进行校核：Me 二 M：:T 2 “48.7520.6 160.

25、36 2 =107.9N m 最危险截面的直径d:P=1255NMe轴的材料选用45钢，查的（B=650MPa,由【2】246页表14-3 得：b=60MPa。所以“df=26.2mm考虑到此处安装齿轮，有键的存在，所以将d加大5%d 兰 105% 江26.2 =27.51mm而此处的直径为56mm27.5mm，满足强度要求。4.轴承的寿命计算ft=1fp=1.5C=25.5kN n=411.2 r/min=34.1高速轴轴承寿命计算10八 ftC ”60n gp x P ,这根轴没有承受轴向力，即 Fa=0,由【2】280页表16-11 ,得 e=0,且 X=1，Y=0，即:p=FrMAX=

26、1255N已知，轴承工作温度低于100C，由【2】279页表16-8得:ft=1已知，载荷存在中等冲击，由【2】279页表16-9得：fp=1.5已知，选用6207的轴承，由【1】120121页表12-1得:C=25.5kN已求得：n=411.2 r/min已知选用深沟球轴承，由【2】278页得：f3代入得：106f25500L100742.2h60V11.2 1.5x1255丿已知，采用六年两班制工作，所以需要寿命:L=6X2852 X5=24960h所以，所选轴承符合要求。4.2低速轴轴承寿命计算6 f,106ftCLh =60n J x P 丿这根轴没有承受轴向力，即 Fa=0,由【2】280页表16-11， 得 e=0,且 X=1，Y=0，即:P=FrMAX =236.16N已知，轴承工作温度低于100C，由【2】279页表16-8得:ft=1已知，载荷存在中等冲击，由【2】279页表16-9得：fp=1.5已知，选用6207的轴承，由【