带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器课程设计说明书Word文件下载.docx
《带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器课程设计说明书Word文件下载.docx》由会员分享，可在线阅读，更多相关《带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器课程设计说明书Word文件下载.docx（34页珍藏版）》请在冰点文库上搜索。
η总=η1×
η２3×
η３×
η４×
η5
根据《机械设计课程设计》Ｐ7表1式中：
η1、η2η3、η4、η5分别为带、滚动轴承（三对）、圆柱直齿轮传动、联轴器和滚筒的传动效率。
取η１=0.95，η２＝0.98，η３＝0.97，η４＝０.９9、η5=0.96
则：
η总=0.95×
0.983×
0.97×
0.99×
0.96=0.82
所以：
电机所需的工作功率：
Pd =ＰＷ/η总=3.18/0.82=3.88（KW）
η总=0.82
Pd=4.77（kw）
3、确定电动机转速
卷筒轴工作转速为：
n筒=60×
1000V/πD=60×
1000×
1.87/（3.14×
500）
＝71.5r/min
根据《机械设计课程设计》Ｐ7表1推荐的传动比合理围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比围i1=3～６。
V带传动的传动比ｉ０=２～４。
则总传动比理论围为：
ｉａ’＝ｉ０×
i1=６～24。
故电动机转速的可选为
Nd’=ｉａ’×
n筒
=（6～24）×
71.5
=429～1716r/min
则符合这一围的同步转速只有750r/min
根据容量和转速，由p167查出此种电动机型号：
（如下表）
电动机型号
额定功率
电动机转速（r/min）
电动机重量（N）
参考价格
传动装置传动比
同步转速
满载转速
总传动比
V带传动
减速器
Y160M1-8
4
750
720
118
2100
9.31
2.5
3.72
n筒=40.6r/min
Nd’=243.6～974.4r/min
此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能：
中心高H
外形尺寸
L×
（AC/2+AD）×
HD
底角安装尺寸A×
B
地脚螺栓孔直径K
轴伸尺寸
D×
E
装键部位尺寸F×
GD
１６０
605×
433×
385
254×
210
1５
４２×
110
１２×
41
电动机主要外形和安装尺寸
二、计算传动装置的运动和动力参数
（一）确定传动装置的总传动比和分配级传动比
由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n
1、可得传动装置总传动比为：
ia=ｎｍ/n筒=720/71.5=10.49
ia=17.73
总传动比等于各传动比的乘积
分配传动装置传动比
ia=i0×
i（式中i0、i分别为带传动和减速器的传动比）
2、分配各级传动装置传动比：
根据指导书P7表1，取i0=4（带传动i=2～4）
因为：
ia＝i0×
i
i＝ia／i0＝10.49/4=2.62
四、传动装置的运动和动力设计：
将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴，Ⅱ轴，......以及
i0,i1，......为相邻两轴间的传动比
η01，η12，......为相邻两轴的传动效率
PⅠ，PⅡ，......为各轴的输入功率（KW）
TⅠ，TⅡ，......为各轴的输入转矩（N·
m）
nⅠ,nⅡ,......为各轴的输入转矩（r/min）
可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数
i0=4
ii＝4.43
1、运动参数及动力参数的计算
（1）计算各轴的转速：
n电=nm=720（r/min）
Ⅰ轴（高速轴）：
nⅠ=nm/i0=720/2=360（r/min）
Ⅱ轴（低速轴）：
nⅡ=nⅠ/i=360/5.25=68.6r/min
III轴（滚筒）：
nⅢ=nii/i2=68.6/2.5=27.44r/min
（2）计算各轴的输入功率：
Ⅰ轴（高速轴）：
PⅠ=Pd×
η01=Pd×
η1=pd×
η带
=3.18×
0.95=3.35（KW）
Ⅱ轴（低速轴）：
PⅡ=PⅠ×
η12=PⅠ×
η2×
η3=PI×
η轴承×
η齿轮
=3.35×
0.99x0.95=3.15（KW）
III轴（滚筒）：
PⅢ=PⅡ·
η23=PⅡ·
η2·
η4=PⅡ·
η轴承·
η联轴器
=3.15×
0.99=3.09（KW）
n电=720（r/min）
nⅠ=180（r/min）
nⅢ=nⅡ=40.6r/min
PⅠ=4.53（KW）
PⅡ=4.31（KW）
PⅢ=4.18（KW）
（3）计算各轴的输入转矩：
电动机轴输出转矩为：
Td=9550·
Pd/nm=9550×
3.18/720=42.18N·
m
TⅠ=Td·
i0·
η01=Td·
η1=Td·
=42.18×
2×
0.95=80.1N·
m
Ⅱ轴（低速轴）：
TⅡ=TⅠ·
i·
η12=TⅠ·
η3=TⅠ·
=80.1×
5.25×
0.95=395.7N·
TⅢ=TⅡ·
η4=395.7x0.99x0.99=387.8N·
（4）计算各轴的输出功率：
由于Ⅰ～Ⅲ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：
故：
P’Ⅰ=PⅠ×
η轴承=3.35×
0.99=3.32KW
P’Ⅱ=PⅡ×
η轴承=3.15×
0.99=3.12KW
P’Ⅲ=PⅢ×
η轴承=3.09×
0.99=3.06KW
（5）计算各轴的输出转矩：
T’Ⅰ=TⅠ×
η轴承=80.1×
0.99=79.30N·
T’Ⅱ=TⅡ×
η轴承=395.7×
0.99=391.74N·
T’Ⅲ=TⅢ×
η轴承=387.8×
0.99=383.92N·
TTd=63.29N·
TⅠ=240.5N·
TII=1012.78N·
TⅢ=
982.6N·
PI=4.44KW
PII=4.22KW
PIII=4.10Kw
TI=235.69
N·
TII=992.52
TIII=962.95N·
综合以上数据，得表如下：
轴名
功效率P（KW）
转矩T（N·
转速n
r/min
传动比i
效率
η
输入
输出
电动机轴
4.77
63.29
0.95
Ⅰ轴
4.53
4.44
240.5
235.69
960
4.43
Ⅱ轴
4.31
4.22
184.68
1012.78
992.52
0.97
Ⅲ轴
4.18
4.10
982.6
962.95
200
1
三、V带的设计算
（一）、V带的选择
（1）选择普通V带截型，由于单班工作，工作平稳，则由《精密机械设计》P122表7-5得，KA=1.1，则
Pca=KA×
P=5.5×
1.1=6.05（ＫＷ）
由Pca=6.05KW和n1=720r/min查图7-17选取A型V带
由图7-17可知A型V带推荐小带轮直径D1=112~140，选择D1=140，则大带轮直径：
D2=（n1/n2）×
D1（1-）=（720/180）×
140×
（1-0.02）
=548.8（mm）,（=0.02）由表7-7，取D2=560
（2）验算带速V
V=πD1n1/60×
1000=π×
720÷
60×
1000m/s=5.28m/s
介于5~25m/s围，故合格。
（3）确定带长和中心距a：
0.7（D1+D2）≤a0≤2（D1+D2）则有：
490≤a0≤1400，初选a0=850mm则带长：
L0=2·
a0+π·
（d1+d2）/2+（d2-d1）2/（4·
a0）=2851（mm）
由表7-3选取Ld=2800mm
实际中心距a=a0+（Ld-L0）/2=850+（2800-2851）/2=824.5mm
（4）验算小带轮包角α1
α1=1800-（d2-d1）×
57.30÷
a=150.80>
1200
（5）计算V带根数Z：
由表7-8得P0=1.29KW，由表7-9得Kα=0.92，由表7-3得KL=1.11，由表7-10得△P0=0.09Kw，则V带根数为：
Z=PC÷
（（P0+△P0）·
KL·
K=6.05÷
（（1.29+0.09）×
0.92×
1.11）=3.63则Z=4
（6）计算轴上的载荷Fz：
由表7-11查得A型V带单位长度质量为q=0.10kg/m
单根V带紧力：
F0=500（2.5÷
Kα-1）Pd÷
zv+qv2=248.77N
轴上载荷：
Fz=2zF0sin（α/2）
=2×
4×
248.77×
sin（150.80/2）=1925.9N
四、减速器传动件的设计计算
（一）、减速器传动零件设计
（1）、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
齿轮精度初选8级,齿面粗糙度R<
1.6~3.2um.
（2）、初选主要参数
小齿轮齿数：
Z1=18，齿轮传动比：
u=4.43
大齿轮齿数：
Z2=Z1·
u=18×
4.43=79.74取Z2=80由表10-7选取齿宽系数φd＝1
（3）按齿面接触疲劳强度计算
计算小齿轮分度圆直径
d1t≥
确定各参数值
1）试选载荷系数K=1.3
2）计算小齿轮传递的转矩
T1=9.55×
106×
P/n1=9.55×
4.44/180
=2.36×
105N·
mm
3）材料弹性影响系数
由《机械设计》表10-6取ZE=189.8
由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限
；
大齿轮的接触疲劳强度极限。
4）由式10－13计算应力循环次数
N1＝60n1jLh＝60×
180×
1×
（8×
300×
8）＝2.07×
108
N2＝N1÷
4.43＝4.67×
107
5）由图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；
KHN2＝0.98
6）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得
[σH]1＝
＝0.95×
600MPa＝570MPa
[σH]2＝
＝0.98×
580MPa＝568.4MPa
7）、计算
（1）试算小齿轮分度圆直径d1t，代入[σH]中较小值
d1t≥
==68.9mm
（2）计算圆周速度
v=
==0.649m/s
V<
5m/s,故选择8级精度合适。
（3）计算齿宽b及模数mt
b=φd×
d1t=1×
68.9mm=68.9mm
mt=
==3.83mm
h=2.25mt=2.25×
3.83mm=8.62mm
b/h=68.9÷
8.62=7.99
（4）计算载荷系数K
根据v=0.649m/s,8级精度，由图10—8查得动载系数KV=1；
直齿轮KHα=KFα=1；
由表10-2查得KA=1，
Pca=6.05KW
D1=140
D2=560
V=5.28m/s
L0=2851（mm）
a=824.5mm
α1=150.80
Z=4
F0=248.77N
Fz=1925.9N
φd＝1
Z1=18
Z2=80
T1=2.36×
N1＝2.07×
N2＝4.67×
[σH]1＝570MPa
[σH]2＝568.4MPa
d1t≥68.9mm
v=0.649m/s
b=68.9mm
mt=3.83mm
h=8.62mm
b/h=7.99
由表10—4用插值法查得8级精度，小齿轮相对轴承对称布置时，KHβ=1.355
由图10—13查得KFβ=1.45故载荷系数
K=KA×
KV×
KHα×
KHβ=1×
1.355=1.355
（5）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得
d1=
=mm=69.8mm
（6）计算模数m
m
=69.8/18mm=3.87mm
8）按齿根弯曲强度设计
由式（10—5）得弯曲强度的设计公式为
m≥
1）确定计算参数
由图10-20C查小齿轮的弯曲疲劳强度极限
，大齿轮的弯曲疲劳强度极限
由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90，KFN2=0.97
计算弯曲疲劳应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则
[σF]1=KFN1×
/S=500×
0.90/1.4=321.43MPa
[σF]2=KFN2×
/S=380×
0.97/1.4=263.29MPa
计算载荷系数K：
K=KA×
KFα×
KFβ=1×
1.45=1.45
查取齿型系数由表10－5查得YFa1=2.91；
YFa2=2.22
查取应力校正系数由表10－5查得Ysa1=1.53；
Ysa2=1.77
计算大、小齿轮的
并加以比较
==0.0139
==0.0149
大齿轮的数值大。
9）、设计计算
m≥=3.26mm
对比计算结果，可取由弯曲强度算得的模数3.26并就近圆整为标准值m=3.5mm按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=69.86mm，算出小齿轮齿数Z1=d1/m=69.86/3.5=19.96取Z1=20
大齿轮齿数Z2=4.43x20=88.6取Z2=89
10）、几何尺寸计算
a）计算分度圆直径
d1=m·
Z1=3.5×
20=70mm
d2=m·
89=311.5mm
b）计算中心距
a=（d1+d2）/2=190.75
c）计算齿轮宽度
b=d1·
φd=70
取B2=70mmB1=75mm
11）、按齿根弯曲疲劳强度校核计算
由公式：
进行校核。
由《机械设计基础》P196图6-32查得:
：
σFlim1=210MPa；
σFlim2=190Mpa
查表6-9得：
安全系数SF=1.30，YNT1=YNT2=1，则：
=136.9MPa<
［σF］1
=120.8MPa＜［σF］2
故满足齿根弯曲疲劳强度要求。
齿轮的基本参数如下表所示：
名称
符号
公式
齿1
齿2
齿数
Z
89
分度圆直径
d
d=mz
70
311.5
齿顶高
ha
ha=ha*m
3.5
齿顶圆直径
da
da=d+2ha
77
318.5
a
A=m（z1+z2）/2
190.75
（9）、结构设计
大齿轮采用腹板式，如图10-39（《机械设计》）
五、轴的设计计算
（一）、减速器输入轴（I轴）
1、初步确定轴的最小直径
选用40Cr调质，硬度280HBS，抗拉强度极限应力
σB=700MPa，屈服极限σs=500MPa；
轴的输入功率为PI=4.53KW
转速为nI=180r/min
根据课本P370（15-2）式，并查表15-3，取A0=100
d≥，考虑到有键槽，将直径增加3%~5%，则取d=32mm。
2、轴的结构设计
1）轴上零件的定位，固定和装配：
一级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，用平键作周向过渡配合固定。
轴的轴向定位是用轴端盖凸缘单向固定外圈来实现的。
轴外伸段半联轴器用轴肩和轴端挡圈作轴向定位的，用平键作周向过渡配合定位。
2）确定轴的各段直径和长度
①由上述可知轴的右起第一段直径最小d1=32mm。
长度为：
L1=80mm。
②轴的右起第二段考虑到要对安装在轴段1上的带轮进行定位，轴段2上应有轴肩，由于该段穿过轴承盖且安装垫圈，取d2=36mm，长度为：
L2=72mm。
③轴的右起第三段要安装滚动轴承和套筒，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208型轴承，其尺寸为d×
B=40×
80×
18，那么该段的直径d3=40mm，长度为：
L3=40mm。
④轴的右起第四段安装齿轮，一般要比轴段3的直径大1~5mm，由于齿轮的齿顶圆直径为77mm，分度圆直径为70mm，轮毂的宽度为75mm，则，此段的直径为d4=45mm，长度为：
L4=73mm
⑤、轴的右起第五段位轴环，对齿轮定位作用，取d5=55mm，长度为：
L5=7mm。
⑥、轴的右起第七段与轴的右起第三段安装相同型号的轴承，所以该轴径为：
d6=d3=40mm，长度为L6=41mm。
3）求作用在齿轮上的受力
轴承支点的距离为：
L=（18/2+2+18+75/2）×
2=133mm
因已知道小齿轮的分度圆直径为d1=70mm，
小齿轮转矩：
=236N·
而圆周力：
Ft1=
=2×
2.36×
105÷
（70×
10-3）=6743N
径向力：
Fr1=Ft
=6743×
tan200=2454N
水平支点反力：
FHA=FHB=Ft÷
2=6743÷
2=3372N
垂直支点反力：
FVA=FVB=Fr÷
2=2454÷
2=1227N
水平弯矩：
MHC=FHA×
L÷
2=3372×
133×
10-3÷
2=224.2N·
垂直弯矩：
MVC=FVA×
2=1227×
2=81.6N·
综合弯矩：
当量弯矩：
它们图形如下所示：
4）、判断危险截面并验算强度
右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。
已知MeC=277.6Nm,由课本表15-1有:
［σ-1］=70Mpa则：
σe1=MeC/W=MeC2/（0.1·
d43）=30.5MPa<
［σ-1］
右起第一段虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：
σe2=Mec/W=MD/（0.1·
d13）=156÷
（0.1×
0.0323）
=47.6MPa<
所以确定的尺寸是安全的。
（二）、减速器输出轴（II轴）
选用45#调质，硬度240HBS，抗拉强度极限应力
σB=640MPa，屈服极限σs=355MPa；
轴的输入功率为PⅡ=4.31KW
转速为n=40.6r/min
d≥，考虑到有键槽，将直径增加3%~5%，则取d=50mm。
1、从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取d1=50mm，根据计算转矩：
TC=KA×
TⅡ=1.2×
1012.78=1215.34Nm，查标准GB/T4323—2002，选用弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=80mm,轴段长L1=80mm
2、右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取d2=55mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=70mm
3、右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6212型深沟球轴承，其尺寸为d×
B=60×
100×
22，那么该段的直径为d3=60mm，长度为L3=39mm
4、右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为311.5mm，则第四段的直径取d4=65mm,齿轮宽为b=70mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=68mm
5、右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为d5=75mm,长度取L5=7mm
⑥、右起第六段与右起第三段安装同类型滚动轴承，则d6=d3=55mm，长度L6=51mm
3、）求作用在齿轮上的受力
因已知道大齿轮的分度圆直径为d2=260mm
大齿轮转矩：
T=9.55×
P/n2=9.55×
4.31/40.6
=1.0×
106N·
mm=1000Nm
大齿轮分度圆直径：
d=311.5mm
1.0×
106/311.5=6420.5N
=6420.5×
tan200=2336.9N
FHA=FHB=Tt/2=6420.5/2=3210.25N
FVA=FVB=Fr/2=2336.9/2=1168.45N
L/2=3210.25×
0.12/2=192.6N·
L/2=1168.45×
0.12/2=70N·
1）判断危险截面并验算强度
已知MeC2=634N
升级会员 