一级带式运输机传动装置机械设计课程设计Word下载.doc
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=0.95×
0.993×
0.97×
0.99×
0.96
=0.849
4、电机所需的工作功率：
Pw=FV/1000
=1400×
1.55/1000=2.17KW
Pd=Pw/η总
=2.17/0.849=2.56KW
5、确定电动机转速：
计算滚筒工作转速：
n筒=60×
1000V/πD
=60×
1000×
1.55/（π×
250）
=118.47r/min
按手册表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I齿轮=3~5。
取V带传动比I带=2~4，则总传动比理时范围为Ia=6~20。
故电动机转速的可选范围为
nd=Ia×
n筒=（6~20）×
118.47=711~2374r/min
符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。
根据容量和转速，由有表19-1查出适用的电动机
型号：
方案
电动机型号
额定
Kw
电动机转速n（r/min）
同步转速
满载转速
1
Y100L2-4
3
1500
1440
2
Y132S-6
1000
960
Y132M-8
750
710
综合考虑多方面因素，选择第二种方案，即选电动机型号为Y132S-6，则电动机的技术参数如下表：
额定功
6、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Y132S-6。
其主要性能：
额定功率：
3KW，满载转速960r/min，额定转矩2.0。
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=960/118.47=8.10
2、分配各级传动比
据指导书表2-1，取齿轮i齿轮=4（单级减速器i=3~5合理）
∵i总=i齿轮×
i带
∴i带=i总/i齿轮=8.10/4=2.025
四、运动参数及动力参数计算
1、计算各轴转速
n电机=960r/min
nI=n电机/i带=960/2.025=474.07（r/min）
nII=nI/i齿轮=474.07/4=118.51（r/min）
2、计算各轴的功率（KW）
P电机=2.56KW
输入轴：
PI=P电机×
η带×
η轴承=2.56×
0.95×
0.99=2.41KW
输出轴：
PII=
=2.56×
0.992×
0.97
=2.31KW
滚筒轴：
PIII=η带×
η联轴器
0.99
=2.27KW
4、计算各轴扭矩（N·
mm）
TI=9.55×
106PI/nI=9.55×
106×
2.41/474.07
=48549N·
mm
TII=9.55×
106PII/nII
=9.55×
2.31/118.51
=186149N·
TIII=9.55×
106PI/nI=9.55×
2.27/118.47
=182987N·
轴的明细表：
轴名
功率P（KW）
转矩T（N·
转速
r/min
传动比
电动机轴
2.56
25467
4
Ⅰ轴
2.41
48549
474.07
Ⅱ轴
2.31
186149
118.51
2.025
卷筒轴
2.27
182987
118.47
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2-10得：
ka=1.1
PC=KaP=1.1×
2.56=2.82KW
由课本2-17得：
选用A型V带
（2）、确定带轮基准直径，并验算带速
推荐的小带轮基准直径为≥75mm
则取dd1=125mm
dd2=n1/n2·
dd1=960/474.07×
125=253mm
取dd2=250mm
实际从动轮转速n2’=n1dd1/dd2=960×
125/250
=480r/min
传动比误差为：
（i。
—i）/i=2.025-2/2.025
=0.0125<
0.05（允许）
带速V：
V=πdd1n1/60×
=π×
125×
960/60×
=6.28m/s
在5~25m/s范围内，带速合适。
（3）、确定带长和中心矩
0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）
0.7（100+200）≤a0≤2×
（100+200）
所以有：
262.5mm≤a0≤750mm
初选a0=600mm
L0=2a0+1.57（dd1+dd2）+（dd2-dd1）/4a0
=2×
600+1.57（125+250）+（250-125）2/4×
600
=1795.26mm
取Ld=1800mm
a≈a0+Ld-L0/2=600+（1800-11795.26）/2
=602.37mm
（4）验算小带轮包角
α1=1800-（dd2-dd1）/a×
57.30
=168.10>
1200（适用）
（5）确定带的根数
根据课本表（2-5）P0=1.37KW
根据课本表（2-7）△P0=0.11KW
根据课本表（2-9）Kα=0.974
根据课本表（2-2）KL=1.01
Z=PC/（P0+△P0）KαKL
=2.82/（1.37+0.11）×
0.974×
1.01
=1.87根
Z=2根
（6）计算轴上拉力
由课本表2-1查得q=0.1kg/m，由式单根V带的初拉力：
F0=+qV2
=[×
（2.5/0.974-1）+0.1×
6.282]N
=177.33N
则作用在轴承的压力FQ
FQ=2ZF0sinα1/2=2×
2×
177.33sin（168.1/2）
=705.51N
2、齿轮传动的设计计算
（1）选择齿轮材料及精度等级
考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。
小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为241~286HBW，取260HBW。
大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度197~255HBW，取230HBW；
选8级精度。
（2）确定许用应力
确定有关参数如下：
传动比i齿=4
取小齿轮齿数Z1=24。
则大齿轮齿数：
Z2=iZ1=4×
24=96
齿数比：
u=i=4
查表4.19—3得：
αHlim1=710MpaαHlim2=580Mpa
查表4.21—3得：
αFlim1=600MpaαFlim2=450Mpa
查表4—10得：
SHlim1=1.1
FHlim1=1.25
N1=60×
474.07×
8×
300×
12
=8.19×
108
N2=N1/u=2.05×
查图4—20ZN1=1.016ZN2=1.068
查图4—22YN1=0.872YN2=0.898
查图4—23YX1=YX2=1
[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=（710×
1.016/1.1）Mpa
=655.78Mpa
[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=（580×
1.068/1.1）Mpa
=563.13Mpa
[σF]1=σFlim1YX1YN1/SFmin=（600×
0.872/1.25）Mpa
=418.56Mpa
[σF]2=σFlim2YX2YN2/SFmin=（450×
0.898/1.25）Mpa
=323.28Mpa
（3）按齿面接触疲劳强度设计
1、转矩T1
=48549N·
2、初步算小齿轮的直径
d1≥Ad
取Ad=96=1
d1≥96=55.24mm
取d1=60mm
则齿宽B1=×
d1=60mm
2、按齿面接触疲劳强度设计
d1≥
KA=1.5
设计齿轮精度等级为8级，
V=取Kv=1.02
=1查图4.12，取=1.05
表4—5=1.1
K=KAKv=1.5×
1.02×
1.05×
1.1=1.77
4、计算齿面接触应力
查图4.14得=2.5
查表4—6得=189.8
==1.713
=
=
=50.83mm
模数：
m=d1/Z1=50.83/24=2.12mm
取标准模数：
m=2.5mm
d1=m×
Z1=60mm=60mm
（4）校核齿根弯曲疲劳强度
有图4.18查得=2.58=2.22
有图4.16查得=1.62=1.75
因=1.713所以得
=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.713=0.688
根据（4—11）式
=54.68<
[σF1]=418.56Mpa
=37.09<
[σF2]=323.28Mpa
大小齿轮弯曲疲劳强度满足要求
（5）确定齿轮主要尺寸
d1=60mm=d1=60mm
d2=d1i=60×
4=240mm=54mm
a=（d1+d2）/2=（60+240）/2=150mm
（6）计算齿轮的圆周速度V
V=πd1n1/60×
=3.14×
60×
474.07/60×
1000=1.49m/s
名称
小齿轮
大齿轮
中心距a
150mm
传动比i
d
60mm
240mm
Z
24
96
m
2.5mm
齿顶高系数
顶隙系数
0.25
da
65mm
245mm
df
53.75mm
233.75mm
齿宽b
54mm
六、轴的设计计算
1、低速轴的设计计算
各轴间用圆角过渡倒角
（1）按扭矩初算轴径
选用45钢调质，硬度217～255HBW
根据表3—1，取C=120
d0≥C=120×
（2.31/118.47）1/3mm=32.29mm
考虑有键槽，将直径增大5%，则
d0=32.29×
（1+5%）mm=33.90mm
∴选d0=34mm
2、轴的结构设计
为满足轴上的零件的定位，紧固要求和便于轴的装拆，常将轴做成阶梯状。
小齿轮的直径小，可以直接铸造到轴上，为了能选用合适的圆钢和减少切削加工量，阶梯轴各相邻轴段的直径不宜相差太大，一般非定位轴肩取1～2mm，定位轴肩取5～10mm。
各段的两个阶梯之间的直径之差视具体情况而定。
为了便于切削加工，一根轴上的圆角半径应尽可能相同；
各退刀槽（砂轮越程槽）应取相同的宽度及相同的倒角尺寸；
一根轴上各键槽应开在轴的同一母线上。
为了便于加工和检测，轴的直径应取圆整值；
与标准件配合的轴段应取标准值。
为了便于装配，轴端应加工出倒角。
单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，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定
（2）确定轴各段直径、圆角和长度
由外向内确定各段直径，由内向外确定各段长度
工段：
d1=34mm长度取L1=50mm
有表12-13R=1.6mmh=3mm
考虑轴承端面和箱体内壁，齿轮端面和箱体内壁应有一定距离，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度。
II段:
d2=d1+2h=34+2×
3=40mm
d2=40mmL2=40mm
初选用6009型申购球轴承，其内径为45mm,
宽度为16mm.
取套筒长为20mm，取该段长为mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故III段长：
L3=（2+24+16）=42mm直径d3=45mm
Ⅳ段直径：
c=1h=1.5
d4=d3+2h=45+2×
1.5=48mm
长度L4=54-2=52mm
Ⅴ段直径d5=56mm.长度L5=12mm
Ⅵ段直径d6=45mm长度L6=28mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=224mm
3、按弯矩复合强度计算
①已知d1=34mm
②求转矩：
已知T2=186149N·
③求圆周力：
Ft
根据课本P142得
Ft=2T2/d1=2×
186149/34=10949N
④求径向力Fr
Fr=Ft·
tanα=10949×
tna200=3985.45
⑤因为该轴两轴承对称，所以：
（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=FBY=Fr/2=1992.73N
FAZ=FBZ=Ft/2=5474.5N
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=1992.73×
50/2=49818.25N·
（3）绘制水平面弯矩图（如图c）
截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=5474.5×
50/2=136862.5N·
（4）绘制合弯矩图（如图d）
MC=（MC12+MC22）1/2=（49818.32+136862.52）1/2
=145647N·
（5）绘制扭矩图（如图e）
转矩：
T=9.55×
（P2/n2）×
106=186149N·
（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α=1，截面C处的当量弯矩：
Mec=[MC2+（αT）2]1/2
=[1456472+（1×
186149）2]1/2
=236356N·
（7）校核危险截面C的强度
σe=Mec/0.1d43=236356/0.1×
483
=21.31MPa<
[σ-1b]=60MPa
∴该轴强度足够。
2、高速轴的设计计算
选用45调质钢，硬度（217～255HBW）
根据课本表6-3取c=115
d0≥c（P3/n3）1/3=115（2.41/474.07）1/3=19.8mm
取d0=22mm
6.2.2轴的结构设计
（1）轴的零件定位，固定和装配
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。
（2）确定轴的各段直径和长度
初选6006型深沟球轴承，其内径为30mm，宽度为13mm。
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18mm，则该段长31mm。
d0=22mm
d1=22mmL1=40md2=28mmL2=40mm
d3=30mmL3=31mmd4=36mmL4=10mm
d5=48mmL5=60mmd6=36mmL6=10mm
d7=30mmL7=31mmL=226mm
低速轴
高速轴
d1=34mm
L1=50mm
d1=22mm
L1=40mm
d2=40mm
L2=40mm
d2=28mm
L2=30mm
d3=45mm
L3=42mm
d3=30mm
L3=31mm
d4=48mm
L4=52mm
d4=36mm
L4=10mm
d5=56mm
L5=12mm
d5=48mm
L5=60mm
d6=45mm
L6=28mm
d6=30mm
L6=33mm
L=224mm
d7=30mm
L7=31mm
L=222mm
七、滚动轴承的选择及校核计算
低速轴轴承6009B=16mmd=45mmD=75mm
低速轴轴承6006B=13mmd=30mmD=55mm
八、键联接的选择及校核计算
8.1输入轴与带轮联接采用平键联接
轴径d1=22mm,L1=40mm
查手册123页得，选用A型平键，得：
键A6×
32GB/T1096-2003L=32mm
TI=48549N·
mmh=6mm
根据课本P149（6.15）式得
σp==4×
48549/22×
6×
32
=45.97Mpa<
[σp]=110Mpa
8.2输出轴与大齿轮联接用平键联接
轴径d4=48mmL4=64mmT2=186149N·
查手册123页得，选用A型平键
键14×
56GB/T1096-2003
L=56mmh=9mm
据课本P149（6.15）式得
σp=
=4×
186149/48×
9×
56=30.8Mpa<
[σp]=110Mpa
8.3输出轴与传送带联接用平键联接
轴径d1=34mmL1=50mmT2=186149N·
键10×
45GB/T1096-2003
L=45mmh=8mm
186149/34×
45=60.8Mpa<
九、箱体结构的设计
减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量。
1.机体有足够的刚度
在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度
2.考虑到机体内零件的润滑，密封散热。
因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H大于40mm。
为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为6.3
3.机体结构有良好的工艺性.
铸件壁厚为8mm，圆角半径为R=5。
机体外型简单，拔模方便.
4.对附件设计
A视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固
B油螺塞：
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。
C油标：
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。
油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
D通气孔：
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。
E位销：
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。
F吊钩：
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体。
减速器机体结构尺寸如下：
符号
计算公式
箱座壁厚
8
箱盖壁厚
箱盖凸缘厚
箱座凸缘厚
b
箱座底凸缘厚度
20
地脚螺钉直径
M18
地脚螺钉数目
a≤250
轴承旁联接螺栓直径
M14
机盖与机座联接螺栓直径
（0.5～0.6）
M12
轴承端盖螺钉直径
（0.4～0.5）
M10
视孔盖螺钉直径
0.3～0.4）
M8
定位销直径
（0.7～0.8）
10
，，至外机壁距离
查表4.2
18
，至凸缘边缘离
查表4.2
22
16
外机壁至轴承座端面距离
++（8～12）
48
大齿轮顶圆与内机壁距离
≥
齿轮端面与内机壁距离
11
机座肋厚
轴承端盖外径
+
（5～5.5）
98
轴承旁连接螺栓距离
s
以和互不干涉为准，一般取s≈
十.润滑密封设计
对于单级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度小于12m/s，所以采用浸油润滑。
油的深度为
从密封性来讲为了保证机盖与机座连接处密封，凸缘应有足够的宽度，连接表面应精刨，密封的表面要经过刮研。
而且，凸缘连接螺柱之间的距离不宜太大，并均匀布置，保证部分面处的密封性。
轴承端盖采用嵌入式端盖，易于加工和安装。
十一.联轴器设计
1.类型选择.
为了隔离振
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