带式输送机传动装置中一级圆柱齿轮减速器设计书.docx

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带式输送机传动装置中一级圆柱齿轮减速器设计书

带式输送机传动装置中一级圆柱齿

轮减速器设计书

一、传动方案拟定

第二组第三个数据：

设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器

（1）工作条件：

使用年限10年，两班制工作，载荷平稳。

（2）原始数据：

滚筒圆周力F=2.6KN;带速V=1.6m/s；

滚筒直径D=450mm

运动简图

二、电动机的选择

1、电动机类型和结构型式的选择：

按已知的工作要求和条件，选用丫系列三相

异步电动机。

2、确定电动机的功率：

卷简、输送胶带

'带传动

（1）工作机所需功率Pw：

度则卷筒轴所需功率为:

工作机所需功率应由作阻力和运动参数计算确设计任务给出圆周力F和输

1000

输送带速度v（m/s）与卷筒直径D（mrh卷筒转速的关系为:

（2）电机所需的工作功率:

考虑传动系统的功率损耗，电动机输出功率为:

根据第12章表12-7得传动装置的效率为：

取：

n带=0.96,n轴承=0.99,n齿轮=0.97,n联轴器=0.99，n滚筒=0.95，则总效率为:

n总=n带Xn轴承Xn齿轮Xn联轴器Xn滚筒

=0.96X0.99X0.97X0.99X0.95

0.86

则可得出电动机输出功率为：

PdPw;：

总

2.61.6/0.86

4.84KW

3、确定电动机转速：

滚筒轴的工作转速：

Nw=6X1000V/nD

=60X1000X1.6/nX450

=67.9r/min

根据表12-6中推荐的合理传动比范围，取V带传动比iv=2〜4,单级圆柱齿轮传动比范围ic=3〜6，则合理总传动比i的范围为i=6〜24,故电动机转速的可选范围为nd=iXnwF（6〜24）X67.9=407.4〜1629.6r/min符合这一范围的同步转速有720r/min、960r/min和1420r/min。

由第十三章表13.1查出有三种适用的电动机型号、如下表方案电动机型

号额定功率电动机转速（r/min）传动装置的传动比：

序号

型号

同转

满转

总传动比

带

齿轮

Y160M2-8

5.5

750

720

10.6

3.53

Y132M2-6

5.5

1000

960

14.12

4.71

Y132S-4

5.5

1500

1420

20.9

6.97

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,比较两种方案可知：

方案1因电动机转速低，传动装置尺寸较大，价格较高。

方案2适中。

故选择电动机型号丫132M2-6

4、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：

5.5KW满载转速960r/min，额定转矩2.2<

三、计算总传动比及分配各级的传动比

1、总传动比：

i总=n电动/n筒=960/67.9=14.12

2、分配各级传动比

（1）取i带=3

（2）■/i总=i齿xi带

i齿=i总/i带=11.68/3=4.71

四、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）

ni=nm/i带=960/3=320（r/min）

nii=n』i齿=320/4.71=67.94（r/min）

滚筒nw=nn=67.94（r/min）

2、计算各轴的功率（KV）

P0=Fd=5.5KW

Pi=PdXn带=5.5x0.96=5.28KW

Pii=PiXn轴承Xn齿轮=5.28x0.99x0.97=5.07KW

P卷=PiiXn轴承Xn联=5.07x0.99x0.99=4.97KW

3、计算各轴转矩

Td=9.55Pd/nm=9550X5.5/1420=27.46N*m

Ti=9.55P1入/n1=9550X5.28/320=157.58N*m

Tii=9.55P2入/n2=9550X5.07/67.94=712.67N*m

T卷=9.55P2/n2=9550X4.97/67.94=698.6N*m

计算项目

电动机轴

高速轴

低速轴

卷筒轴

功率/KW

5.5KW

5.28KW

5.07

4.97

转速

960r/min

320

67.9

转矩

27.46N*m

157.58

712.67

698.6

传动比

4.71

五、传动零件的设计计算

1、皮带轮传动的设计计算

（1）选择普通V带截型

由课本表9-12得：

kA=1.2P=5.5KW

Pc*P=1.2X5.5=6.6KW

据FC=6.6KW和m=960r/min

由课本图9-10得：

选用B型V带

（2）确定带轮基准直径，并验算带速

由表9-4,表9-6和图9-10，取dd1=125mm

dd2=i带dd1（1-£）=3x125x（1-0.02）=367.5mm

由表9-4，取dd2=375mm

带速V:

V=ndd1厲/60x1000

=nX125X960/60x1000

=6.28m/s

在5〜25m/s范围内，带速合适。

（3）确定带长和中心距

初定中心距a°=500mm

4x450）

Ld0=2a0+n（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）2/4a0

=2X500+3.14（125+375）+（375-125）2/（=2570.27mm

根据表（9-2）选取相近的Ld=2500mm

确定中心距a〜ac+（LcrLdo）/2=500+（2500-2570.27）/2

=464.9mm

（4）验算小带轮包角

a1=18d-57.30x（dd2-dd1）/a

=1800-57.3°x（375-125）/464.9

=149.19°>120°（适用）

（5）确定带的根数

单根V带传递的额定功率.据ddi和ni，查课本图9-7得Pi=1.67KW

i工1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查机械设计基础表9-9得

△Pi=0.3KW

查机械设计基础表9-2，得K=1.03;查表9-11得Ka=0.92

Z=Pc/[（P心Pl）KaK_]

=6.6/[（1.67+0.3=1.7）X0.92X1.03]

=4.097（取5根）

（6）计算轴上压力

由课本表9-1查得q=0.19kg/m，单根V带的初拉力：

Fo=500FC/ZV[（2.5/Ka）-1]+qV2

=500X6.6/[5X6.28（2.5/0.92-1）]+0.19X6.282

=188kN

则作用在轴承的压力Fq

FQ=2ZF）sin（a1/2）

=2X5X188sin（149.190/2）=10*188*0.964

=1812.4N

2、齿轮传动的设计计算

（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。

查阅机械设计基础课程设计表11-5，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260HBS大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为215HBS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

由d1>32KT1U1ZHZE

\duH

确定有关参数如下：

传动比i齿=4.7取小齿轮齿数乙=24。

贝U大齿轮齿数：

乙=iZ1=4.7X24=112.8

取Z2=113

由课本表5-14取©d=0.8

（3）小齿轮名义转矩Ti

Ti=9.55X106XPi/ni

=157.6N/m

⑷载荷系数k:

取k=1.3

由表5-12，查取弹性系数Ze=189.8MPa

节点区域系数ZH=2.5（a=20°）

（5）许用接触应力[（7H]

[7h]=7HlimZn/SHmin

由图5-24查得：

7Hliml=590Mpa7Hlim2=550Mpa

（6）接触应力循环次数N、N2

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

Ni=60X320X10X300X16=0.922X109

M=N/4.7=2.76X109/4.7=1.96X108

（7）接触疲劳强度寿命系数ZN1、Zn2

查课本图5-26查取接触疲劳强度寿命系数：

得Zn1=1Zn2=1.12

（8）按计算许用接触应力[7H]1、[7h]2

计算按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0。

可计算出接触应用力

[7H]1=7Hlim1Zni/SHmin=590x1/1=590Mpa

[7H]2=7Hlim2ZjnJSHmin=550x1.12/1=616Mpa

可取[7h]=[7H]1=590Mpa

（9）试算小齿轮的分度圆的直径

d1>3

〔2KJu1ZHZE2

21.11576004.712.5189.8

=69.73

d1n13.1469.73320彳

贝vt11==1.17m/s

601000601000

（10）确定载荷系数K

由表5-10查取使用系数K=1

根据vz/100=1.17X24/100=0.28由图5-28，动载系数

Kv=1.025

直齿轮传动，齿间载荷分配系数Ka=1

由表5-11，齿向载荷分配系数Kb=1.03

故K=1.056

d1=d1t3kk=69.7331.0561.3=65

（11）确定齿轮传动主要参数和几何尺寸

模数：

m=d/Z1=65/24=2.7mm

取表5-1标准模数第一数列上的值，m=3

d1=24X3=72

d2=113X3=339

a=d^^72339=205.5

b=0.8X72=57.6

取b仁60mmb2=55mm

（11）校核齿根弯曲疲劳强度

斜丫尸玄丫日

bd1m

确定有关参数和系数

由表5-13

Yfb1=2.65YFa2=2.169

由表5-13

YSa1=1.58YSa2=1.802

由图5-25查得

Fliml=230MPaFlim2=21°MPa

由图5-27查得弯曲疲劳强度寿命系数:

Yn1=1、Yn2=1

弯曲疲劳强度安全系数&=1.4

计算许用弯曲应力

Flim1YSTYN123021

SF1.4

校核齿根弯曲疲劳强度

=107.5

2KT2

bd2m

YFa2Ysa2

21.056157600

60723

2.1691.802

=100

3、轴的设计计算

从动轴设计

1、选择轴的材料

确定许用应力

选轴的材料为45号钢，调质处理。

查表10-1可知:

（Tb=650MPa,[er-i]b=59MPa,[c+i]b=216MPa,[c0]b=98Mpa

2、按扭转强度估算轴的最小直径

单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑,

输出端轴径应最小，最小直径为：

查［2］表10-17可得，45钢取C=110

贝Ud>110X（4.87/68.1）1/3mm=45.7mm

考虑键槽的影响轴径增加5%以及联轴器孔径系列标准，取d=50mm联轴器为弹性柱销联轴器J50X84/Y50X112

3、齿轮上作用力的计算

齿轮所受的转矩：

T=9.55X106P/n=9.55X106X2.53/121.67=198582N齿轮作用力：

圆周力：

Ft=2T/d=2X198582/195N=2036N

径向力：

Fr=Fttan200=2036Xtan200=741N

4、轴的结构设计

轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。

（1）、联轴器的选择

可采用弹性柱销联轴器J50X84/Y50X112

（2）、确定轴上零件的位置与固定方式

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。

轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位

（3）、确定各段轴的直径

将估算轴d=50mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=55mm齿轮和左端轴承从左侧装入，考

虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=60mm为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=65mm齿轮左端用用套筒固定，右端用轴环定位，轴环直径d5满足齿轮定位的同时，还应满足右侧轴承的安装要求，根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同，取d6=55mm.

（4）选择轴承型号.初选深沟球轴承，代号为6011,查手册可得：

轴承宽度

B=18,安装尺寸D=90,故轴环直径d5=90mm.

（5）确定轴各段直径和长度

I段：

d仁50mm长度取Li=82mm

II段:

d2=55mm

初选用6011深沟球轴承，其内径为55mm宽度为19mm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距离而定，为此，取该段长为55mm安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm故II段长：

L2=（2+20+18+55）=95mm

III段直径d3=60mm

L3=L1-L=65-2=63mm

W段直径d4=65mm

长度与右面的套筒相同，即L4=20mm

V段直径ds=62mm.长度Ls=10mm

W段直径d6=55mn长度取Le=18mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm

（6）按弯矩复合强度计算

1求分度圆直径：

已知d1=195mm

2求转矩：

已知T2=198.58N*m

3求圆周力：

根据课本P127（6-34）式得

Ft=2TJd2=2X198.58/195=2.03N

4求径向力Fr

根据课本式得

Fr=Ft*tana=2.03Xtan20°=0.741N

5因为该轴两轴承对称，所以：

LA=LB=48mm

（1）绘制轴受力简图（如图a）

（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：

FAY=HBY=Fr/2=0.74/2=0.37N

FAz=FBz=Ft/2=2.03/2=1.01N

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=0.37X96-2=17.76N*m

截面C在水平面上弯矩为：

MC2=FAZL/2=1.0X96-2=48.48N?

（4）绘制合弯矩图（如图d）

MC=（MC12+MC22）1/2=17.762+48.482）1/2=51.63N*m

⑸绘制扭矩图（如图e）

转矩：

T=9.55X（P2/n2）X106=198.58N*m

（6）绘制当量弯矩图（如图f）

转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化，取a=0.2,截面C处的当量弯矩:

Mec=[MC?

+（aT）2]1/2

=[51.632+（0.2X198.58）2]1/2=65.13N?

（7）校核危险截面C的强度

由式（6-3）

（Te=65.13/0.1d33=65.13X1000/0.1X453=7.14MPa<[（T-1]b=60MPa

•••该轴强度足够。

主动轴的设计

1、选择轴的材料确定许用应力

选轴的材料为45号钢，调质处理。

查[2]表13-1可知：

（Tb=650Mpa,cs=360Mpa查[2]表13-6可知：

[（Tb+1]bb=215Mpa

[（To]bb=102Mpa,[c-1]bb=60Mpa

2、按扭转强度估算轴的最小直径

单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，

从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：

dC3.I

查［2］表13-5可得，45钢取C=118

贝Ud>118X（2.64/473.33）1/3mm=20.92mm

考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm

3、齿轮上作用力的计算

齿轮所受的转矩：

T=9.55X106P/n=9.55X106X2.64/473.33=53265N齿轮作用力：

圆周力：

Ft=2T/d=2X53265/50N=2130N径向力：

Fr=Fttan20°=2130Xtan20°=775N

确定轴上零件的位置与固定方式

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置

在齿轮两边。

齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定轴通过两端轴承盖实现轴向定位，

4确定轴的各段直径和长度

初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm宽度为16mm考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm则该段长36mm安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm

（2）按弯扭复合强度计算

1求分度圆直径：

已知d2=50mm

2求转矩：

已知T=53.26N*m

3求圆周力Ft:

根据课本P127（6-34）式得

Ft=2Ta/d2=2X53.26/50=2.13N

4求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得

Fr=Ft*tana=2.13X0.36379=0.76N

5•••两轴承对称

|_A=LB=50mm

⑴求支反力FAXFBYFAZFBZ

FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N

FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N

（2）截面C在垂直面弯矩为

MC仁FAxL/2=0.38<100/2=19N?

（3）截面C在水平面弯矩为

MC2=FAZL/2=1.065<100/2=52.5N*m

（4）计算合成弯矩

M=（MC12+M22）

1/2

=55.83N*m

⑸计算当量弯矩：

根据课本P235得a=0.4

<53.26）2]1/2

Mc=[MC2+（aT）2]1/2=[55.832+（0.4

=59.74N*m

（6）校核危险截面C的强度

由式（10-3）

（Te=Mc/（0.1d3）=59.74<1000/（0.1<303）

=22.12Mpa<［（T-1］b=60Mpa

•••此轴强度足够

（7）滚动轴承的选择及校核计算

从动轴上的轴承

根据根据条件，轴承预计寿命

L'h=10<300X16=48000h

（1）由初选的轴承的型号为：

6209,

查［1］表14-19可知:

d=55mm外径D=85mm宽度B=19mm基本额定动载荷

C=31.5KN,基本静载荷Co=20.5KN,

查［2］表10.1可知极限转速9000r/min

（1）已知m=121.67（r/min）

两轴承径向反力：

FR仁FR2=1083N根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力

FS=0.63FR则FS仁FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N

⑵tFS1+Fa=FS2Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=682NFA2=FS2=682N

⑶求系数x、y

Fai/FR1=682N/1038N=0.63

Fa2/Fr2=682N/1038N=0.63

根据课本P265表（14-14）得e=0.68

Fai/FRi

y仁0y2=0

（4）计算当量载荷P1、P2

根据课本P264表（14-12）取fp=1.5

根据课本P264（14-7）式得

P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5X（1X1083+0）=1624N

P2=fp（x2FR1+y2FA2）=1.5X（1X1083+0）=1624N

（5）轴承寿命计算

r=r故取P=1624N

•••深沟球轴承&=3

根据手册得6209型的Cr=31500N

由课本P264（14-5）式得

LH=106（ftCr/P）£/60n

=106（1X31500/1624）3/60X121.67=998953h>48000h

•••预期寿命足够

二.主动轴上的轴承：

（1）由初选的轴承的型号为：

6206

查［1］表14-19可知:

d=30mm外径D=62mm宽度B=16mm基本额定动载荷

C=19.5KN基本静载荷CO=111.5KN查［2］表10.1可知极限转速13000r/min，根

据根据条件，轴承预计寿命

L'h=1OX300X16=48000h

（1）已知m=473.33（r/min）

两轴承径向反力：

FR仁FR2=1129N

根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力

FS=0.63FR则FS仁FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N

⑵tFS1+Fa=FS2Fa=0

故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端

FA1=FS1=711.8NFA2=FS2=711.8N

⑶求系数x、y

FA1/FR1=711.8N/711.8N=0.63

FA2/FR2=711.8N/711.8N=0.63

根据课本P265表（14-14）得e=0.68

FA1/FR1

y1=0y2=0

（4）计算当量载荷P1、P2

根据课本P264表（14-12）取fP=1.5

根据课本P264（14-7）式得

P1=fP（x1FR1+y1FA1）=1.5X（1X1129+0）=1693.5N

P2=fp（x2FR1+y2FA2）=1.5X（1X1129+0）=1693.5N

（5）轴承寿命计算

tP1=P2故取P=1693.5N

•••深沟球轴承&=3

根据手册得6206型的Cr=19500N

由课本P264（14-5）式得

LH=106（ftCr/P）£/60n

=106（1X19500/1693.5）3/60X473.33=53713h>48000h

•••预期寿命足够

七、键联接的选择及校核计算

1•根据轴径的尺寸，由[1]中表12-6

高速轴（主动轴）与V

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