课程设计说明书-带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器

设计说明书带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器

目录一．设计要求 41．工作条件 42．工作要求 4二．设计计算说明 41．电动机的选择及运动参数的计算 41.1电动机功率计算 41.2电动机转速计算 51.3选择电动机 52．计算传动装置的总传动比和各级传动比的分配 62.1计算总传动比 62.2分配各级传动比 63．计算传动装置的运动和动力参数 63.1各轴转速计算 63.2各轴输入功率和输出功率 63.3各轴输入转矩和输出转矩 74．V带的传动设计 84.1选择V带型号 84.2大小带轮基准直径的计算 84.3验算带速v 84.4基准长度和中心距的计算 84.5验算小带轮包角 94.6V带根数z计算 94.7作用在带轮轴上的压力 94.8带轮结构设计 95．齿轮传动的设计 105.1选定齿轮类型、材料和确定许用应力 105.2按齿面接触强度计算分度圆直径和中心距 105.3验算轮齿弯曲强度 115.4齿轮的圆周速度计算和验算精度 115.5齿轮的结构设计 116．轴的设计 126.1主动轴的设计 126.2从动轴的设计 157．滚动轴承的选择和校核 177.1主动轴轴承的选择和校核计算 177.2从动轴轴承的选择和校核计算 188．键的选择计算和校核 188.1主动轴上键连接的设计和校核计算 188.2从动轴上键连接的设计和校核计算 199．联轴器的选择 1910．减速器的润滑 1910.1齿轮的润滑 1910.2轴承的润滑 2011．减速箱箱体结构及尺寸 20三．绘制装配图和零件图 22四．总结 22五．参考文献资料 23一．设计要求按下列的运动简图、工作条件和原始数据，设计一个带式输送机的传动装置。运动简图如下：1、电动机；2、三角带传动；3、减速器；4、联轴器；5、传动滚筒；6、运输平皮带1．工作条件输送机连续工作，单向运转，载荷变化不大，空载起动，二班制，使用期限10年（每年工作日300天），两班制工作，输送带速度容许误差为±5%。2．工作要求输送带拉力F=800N输送带速度v=1.4m/s已知滚筒直径D=250mm二．设计计算说明1．电动机的选择及运动参数的计算1.1电动机功率计算电动机所需工作功率Pd满足Pd=Pwη其中：Pw为带式输送机的有效功率，η总又Pw=Fv而η总满足η总其中：η1为V带传动效率η2η3η4η5查阅文献[2]得：η1=0.94，η2=0.98，η3=0.98以上数值代入<1-3>得：η则电动机所需工作功率为P1.2电动机转速计算滚筒转速：n=查阅文献[2]知：V带传动的传动比在2<i圆柱齿轮传动比在3<i则总传动比范围是：6<i所以电动机转速可选范围是：n1.3选择电动机根据计算所得的电机工作功率Pd和转速范围nm'，并考虑极数少而转速高的电动机具有较好的经济性和防止传动比增大导致传动系统结构变复杂的条件，选择电动机型号为Y90L-4。查阅文献[2]得电动机Y90L-4的性能参数和部分尺寸参数分别如表1-1Y90L-4性能参数型号额定功率(kW)满载时堵转电流堵转转矩最大转矩电流(A)转速(r/min)效率（%）功率因素Y90L-41.53.71400790.796.52.22.2表1-2Y90L-4部分尺寸参数中心高H外形尺寸L×(底角安装尺寸A×B地脚螺栓直径K轴伸尺寸D×E装键部位尺寸FGD90335×242.5×190140×1251024×50820242．计算传动装置的总传动比和各级传动比的分配2.1计算总传动比总传动比计算公式：i总=n其中nm为电动机转速，ni2.2分配各级传动比各级传动比满足：i总其中iv为V带传动比，i为使传动外廓不致过大，使ivi3．计算传动装置的运动和动力参数3.1各轴转速计算主动轴I：n从动轴II：n滚筒轴III：n3.2各轴输入功率和输出功率主动轴I：输入功率P输出功率P从动轴II：输入功率P输出功率P滚筒轴III：输入功率P输出功率P3.3各轴输入转矩和输出转矩电机输出转矩：T主动轴I：输入转矩T输出转矩T从动轴II：输入转矩T输出转矩T滚筒轴III：输入转矩T输出转矩T计算结果汇总如下：两轴连接件、传动件V带传动齿轮传动传动比34.34轴号电动机一级减速器滚筒轴0轴I轴II轴III轴转速(r/min)1400466.67107107输入功率(kW)\1.2221.1741.143输出功率(kW)1.3(额定：1.5)1.1981.1511.097输入转矩(N∙m)\25.013104.259101.459输出转矩(N∙m)8.8724.513102.17497.4014．V带的传动设计4.1选择V带型号已知电动机功率Pd=1.3kW,转速nm由电动机的工作工况（带式输送机，工作小时为10～16h）查阅文献[1]得：K则计算功率为P根据Pc=1.56kW和4.2大小带轮基准直径的计算由文献[1]知d1不应小于50mm,因此取d1=71mmdε为传动带的滑动率。取基准直径系列，d2=212mm（这样使4.3验算带速vv=带速在5～25m/s内，故合适。4.4基准长度和中心距的计算初步选取中心距a取a0=425mm，符合在由下式得带长：L=查文献[1]，对Z型带选用Ld=1400mm则实际中心距为a=4.5验算小带轮包角∝大于120°，故合适。4.6V带根数z计算由下式计算z:z=P由nm和d1传动比为i=由nm和i查得：∆P0=0.03kW,由将以上已知值代入<4-1>得：z=因此z取5。4.7作用在带轮轴上的压力查表得：q=0.06kg/m，则单根V带初拉力为F0F作用在轴上的压力为：F4.8带轮结构设计4.8.1小带轮结构设计电动机轴ds=24mm，由于dB=L=4.8.2大带轮结构设计由于3dB=dds=ss由主动轴的计算可知：dsddL=5．齿轮传动的设计5.1选定齿轮类型、材料和确定许用应力齿轮类型：该减速箱采用直齿圆柱齿轮。材料：小齿轮采用40 MnB，调质，硬度241-286HBS，σHlim1大齿轮采用45号钢，正火，硬度156-217HBS，σHlim2对于一般工业用齿轮传动，采用一般可靠度。因此对于一级圆柱齿轮减速器，最小安全系数取SHσσσσ5.2按齿面接触强度计算分度圆直径和中心距设齿轮按8级精度制造。取中等冲击情况下的载荷系数K=1.5，齿宽系数φd=0.8,小齿轮的转矩为T1=25.013N∙m=25.013×103N∙mm。取弹性系数ZD=小齿轮齿数取z1=24，则故实际传动比为ic=z齿宽：b=取b2=50mm模数：m=因此模数取第一系列的m=2.5。则实际的小齿轮和大齿轮的分度圆直径分别为：DD中心距为a=5.3验算轮齿弯曲强度分别根据小齿轮和大齿轮的齿数查出各自的齿形系数和齿根修正系数：YY则小齿轮和大齿轮的齿轮弯曲强度为σ=σ两齿轮的弯曲强度均小于许用应力，故安全。5.4齿轮的圆周速度计算和验算精度小齿轮转速为nv=因此选用8级精度是合适的。5.5齿轮的结构设计5.5.1大齿轮的结构设计由于大齿轮的分度圆直径在200mm和500mm之间，所大齿轮采用腹板式结构，选择正常齿制，具体几何尺寸计算如下：齿轮模数：m=2.5齿数：z分度圆直径：D齿顶圆直径：D齿根圆直径：D=254mm齿宽：b由从动轴的计算可知齿轮孔径：d则轮毂直径d轮毂长度l腹板厚度c=0.3δ=3.6m=3.6×2.5=9mm5.5.2小齿轮的结构设计由于小齿轮的分度圆直径在小于200mm，所小齿轮采用实心式结构，选择正常齿制，具体几何尺寸计算如下：齿轮模数：m=2.5齿数：z分度圆直径：D齿顶圆直径：D齿根圆直径：D=53.75mm齿宽：b由主动轴的计算可知齿轮孔径：d6．轴的设计6.1主动轴的设计6.1.1轴的材料主动轴的材料采用45号钢，调质，硬度217-255HBS，强度极限σB=650MPa，屈服极限σS6.1.2轴端直径的计算已知主动轴输入功率为PⅠ=1.222kW，输入转矩为TⅠ=25.013N∙m，转速为d轴端有一个键槽，轴的直径扩大5%，即de1=15.16×1.05=15.9mm，则轴的最小直径取18mm,为主动轴伸出6.1.3确定轴向尺寸和各段轴径齿轮的简图如6-1所示。以下是各段的尺寸（从左起）：第一段：安装大带轮的轴段，根据6.1.2的计算，轴径为φ1=20mm，长度为第二段：与透盖相接处，为第二阶梯外伸轴，限制大带轮的向右的轴向位移，轴径φ2=26mm，长度第三段：支承段，初步选定轴承6006，轴径φ3=30mm，长度第四段：限制轴承向右的轴向位移，轴径φ4=38mm，长度第五段：限制齿轮向左的轴向位移，轴径φ5=44mm，长度第六段：安装小齿轮，并由套筒限制小齿轮的向右的轴向位移，轴径φ6=36mm，长度第七段：安装轴承，由套筒限制小齿轮向左的轴向位移，轴径φ7=30mm，长度L主动轴总长：L6.1.4主动轴强度校核计算已知小齿轮分度圆直径D1=60mm，主动轴扭矩TⅠ=25.013N∙m，压力角FF由带轮的计算可知，带轮作用在轴上的力为F根据主动轴结构设计内容作出轴的计算简图（图6-1）。轴的支承点分别为两轴承的轴向中心处。做轴的计算简图，先求出轴上受力零件的载荷。将轴上受力零件的载荷分解为水平分力和垂直分力。如图6-1a所示。左端的伸出端连接大带轮处受到转矩TⅠ和带轮作用在轴上的力F左轴承处受水平反力FBX和垂直反力FBY，右轴承处受到水平反力FDX和垂直反力FDY小齿轮中心位置处受到圆周力Ft和径向力F水平支反力的计算：FF垂直支反力的计算：FF根据轴的支反力计算轴的弯矩和扭矩，绘制轴的水平弯矩图（a）、垂直弯矩图扭矩图(b)、水平与垂直弯矩合成图(c)、扭矩图(d)和弯扭合成当量弯矩图(e)，如图6-1(a)到（e）所示。由弯扭合成当量弯矩图可知，截面B为危险截面，计算截面B的当量弯矩：水平弯矩的计算：M垂直弯矩的计算：M水平与垂直弯矩合成的计算：M=扭矩的计算（如图6-1e所示）：T=当量弯矩的计算（如图6-1f所示）：M对截面B进行强度校核：根据以上计算数据，以及轴的单向旋转，扭转切应力为循环变应力，取∝=0.6，则截面C的计算应力为：σ对于调质的45号钢，σ-1=60MPa,σ6.2从动轴的设计6.2.1轴的材料从动轴的材料采用45号钢，调质，硬度217-255HBS，强度极限σB=650MPa，屈服极限σS6.2.2轴端直径的计算已知从动轴输出功率为PⅡ'=1.151kW，输出转矩为TⅡ'd轴端有一个键槽，轴的直径扩大5%，即de2=25.4×1.05=26.67mm。从动轴轴端位置安装联轴器，根据输出转矩和转速，采用弹性套柱销联轴器，轴孔选用d=32mm,孔深为L=60mm则从动轴轴端的直径为6.2.3确定轴向尺寸和各段轴径齿轮的简图如6-2所示。以下是各段的尺寸（从左起）：第一段：安装联轴器的轴段，根据6.2.2的计算，轴径为φ1=32mm，长度为第二段：与透盖相接处，为第二阶梯外伸轴，限制联轴器向右的轴向位移，轴径φ2=40mm，长度第三段：支承段，初步选定轴承6009，轴径φ3=45mm，长度第四段：限制轴承向右的轴向位移，轴径φ4=50mm，长度第五段：限制齿轮向左的轴向位移，轴径φ5=60mm，长度第六段：安装大齿轮，并由套筒限制大齿轮向右的轴向位移，轴径φ6=50mm，长度第七段：安装轴承6009，由套筒限制大齿轮向左的轴向位移，轴径φ7=45mm，长度L从动轴总长：L6.1.4从动轴强度校核计算由于从动轴的受力分析与主动轴类似，由以上的主动轴的校核计算过程分析可知，从动轴的危险截面位于齿轮径向对称面上，因而只需对从动轴上大齿轮轴段的中间截面进行校核计算。因而，以下计算过程只对该截面处的受力进行分析计算。已知大齿轮分度圆直径D1=260mm，从动轴扭矩TⅡ'=102.174N∙mFF计算水平弯矩：FFM计算垂直弯矩：FFM合成弯矩的计算：M=扭矩的计算：T=当量弯矩的计算：M危险截面的计算应力：

σ对于调质的45号钢，σ-1=60MPa,σ7．滚动轴承的选择和校核预期寿命根据减速器的工作年限计算：L=12×10×300=36000h7.1主动轴轴承的选择和校核计算主动轴轴承初步选定采用深沟球轴承6006。由主动轴的设计计算可知，轴承主要承受径向力，几乎不受轴向力的作用，因而其当量载荷为P=X左轴承所受的径向力为FBX和FBY的反作用力，由FBX=1148.98NF又因为FaFr≤e主动轴的转速为nI=466.67r/min，对于滚动轴承，ε=10L故选用深沟球轴承符合要求，可安全使用。7.2从动轴轴承的选择和校核计算从动轴轴承初步选定采用深沟球轴承6009。由从动轴的设计计算可知，轴承主要承受径向力，几乎不受轴向力的作用，因而其当量载荷为P=X左轴承所受的径向力为FBX和FBY的反作用力，由FAX=392.975NF又因为FaFr≤e从动轴的转速为nII=107r/min，对于滚动轴承，ε=103，由GB/T276-1994可得，深沟球轴承600L故选用深沟球轴承符合要求，可安全使用。8．键的选择计算和校核8.1主动轴上键连接的设计和校核计算8.1.1大带轮与主动轴的键连接键选用圆头普通平键，45号钢，许用应力为[σ]主动轴连接大带轮处，按轴径d=20mm及大带轮轮毂长B=36mm，查GB/T1096-2003，选用b×h=6×6mm,L取25mm。键的工作长度l=L-b=25-6=19mm,k=挤压应力为σ故所设计的键连接安全。8.1.2小齿轮与主动轴的键连接键选用圆头普通平键，45号钢，许用应力为[σ]主动轴安装齿轮处，按轴径d=36mm及该段轴长B=58mm，查GB/T1096-2003，选用b×h=10×8mm,L取45mm。键的工作长度l=L-b=45-10=35mm,k=挤压应力为σ故所设计的键连接安全。8.2从动轴上键连接的设计和校核计算8.2.1大齿轮与从动轴的键连接键选用圆头普通平键，45号钢，许用应力为[σ]从动轴连接大齿轮处，按轴径d=50mm及大带轮轮毂长B=57mm，查GB/T1096-2003，选用b×h=14×9mm,L取45mm。键的工作长度l=L-b=45-14=31mm,k=挤压应力为σ故所设计的键连接安全。8.2.2从动轴与联轴器的键连接键选用单圆头普通平键，45号钢，许用应力为[σ]从动轴安装联轴器处，按轴径d=32mm及该段轴长B=60mm，查GB/T1096-2003，选用b×h=10×8mm,L取45mm。键的工作长度l=L-b=45-10=35mm,k=挤压应力为σ故所设计的键连接安全。9．联轴器的选择为了隔离振动与冲击，选用弹性套柱销联轴器。联轴器计算转矩为：T查GB/T4323-2002，选用TL6型弹性套柱销联轴器，其基本参数如下：公称扭矩：250N∙m,配合轴径：32mm许用转速：3300r/min,配合长度：60mm10．减速器的润滑10.1齿轮的润滑由齿轮设计计算可知齿轮传动的圆周速度：v=1.47m/s≤12m/s，因此采用油池润滑。齿轮的齿面接触应力为σ=188×2.5×=336.6MPa<500MPa因此对于闭式齿轮传动，采用L-CKB润滑油，润滑油粘度通过以下计算得出：ζ由图查得40℃时润滑油的粘度：ν查GB/T3141-1994得其对应的ISO粘度等级为68，所以齿轮传动的润滑油采用L-CKB68。10.2轴承的润滑已知：小轴承内径为d1=30mm大轴承内径为d2=45mm则((均少于（1.5~2）×10查表选用钙基润滑脂L-XAAMHA2（GB491-1987），只需填充轴承空间的1/3-1/2，并在轴承内侧设挡油环，使油池中的油不能进入轴承以致稀释润滑脂。由于齿轮润滑采用油润滑的方式，为防止齿轮传动中飞溅出来的润滑油稀释润滑剂，在轴承与内壁之间加装挡油圈。11．减速箱箱体结构及尺寸减速箱箱体采用材料灰铸铁HT150，剖分式箱体箱体的主要结构尺寸如下表所示：名称代号尺寸（mm）箱座壁厚8箱盖壁厚8箱座高度H=200箱座凸缘厚度12箱盖凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺栓直径20地脚螺栓数目4轴承旁联接螺栓直径16箱盖与箱座联接螺栓直径12联接螺栓的间距150~200轴承端盖螺钉直径10检查孔盖螺钉直径8定位销直径8至外箱壁距离c26至外箱壁距离c22至外箱壁距离c18至凸缘边缘距离c24至凸缘边缘距离c20至凸缘边缘距离c16沉头座直径40,33,26轴承旁凸台半径R20凸台高度300外箱壁至轴承座端面距离l42轴承座孔边缘至轴承螺栓轴线的距离20齿轮顶圆与内箱壁间的距离∆10齿轮端面与内箱壁间的距离∆20箱盖、箱座肋厚77小轴承端盖外径D105大轴承端盖外径D125轴承旁联接螺栓距离