带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器的设计Word格式.docx

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0.96）

=3.5kw

电动机输出功率：

根据简图，查手册2-3得：

V带传动效率

PQ=Pw/η

又因为η=η1η2η3η3η4

=0.96×

0.98×

0.97×

0.96

=0.82

P0=PW/η

=3.5/0.82=4.27KW

电动机的额定功率：

P=（1.0-1.3）P0=4.27-5.55KW

电动机的额定功率为5.5KW.

滚筒转速：

NW=60Vw×

1000/∏D

=60×

1.6×

1000/（3.14×

400）

=76.43r/min

确定总传动比的范围电动机的转速n；

按表推荐的各种传动比范围取V带传动比i1‘=（2-4），单级圆柱齿轮传动比i2’=（3-5）,总的传动比范围为：

i=i1×

i2

=（2～4）×

（3～5）=6～20

n=（6～20）×

76.43

=458.58～1528.6r/min

在该范围内电动机的转速有：

750r/min、1000r/min、1500r/min，取电动机同步转速为1000r/min，因此选择电动机行型号为：

Y132M1-6

同步转速1000r/min

满载转速：

960r/min，

额定功率4KW。

PW=3.5KW

P0=4.27kw

Nw=76.43r/min

同步转速为1000r/min

额定功率为4kw

1、 

计算总传动比

2、 

各级传动比分配

i=nm/nw=960/76.43=12.56

为使V带传动的外部尺寸不至于过大，初选传动比i=3.2。

则齿轮传动比为：

i2=i/i1=12.56/3.2=3.93

i1=3.2

i2=3.93

三、各轴运动参数和动力参数的计算

1、0轴（电动机轴）

2、1轴（高速轴）

3、2轴（低速轴）

4、3轴（滚筒轴）

P0=4.27KWn0=960r/min

T0=9550P0/n0

=9550×

4.27/960=42.48N.m

P1=P0×

η1=4.27×

0.96=4.10KW

n1=n0/i1=960/3.2=300/min

T1=9550P1/n1=9550×

4.10/300=130.52N.m

P2=P1×

η2η3

=4.27×

0.97=4.06KW

n2=n1/i2=300/3.93=76.34r/min

T2=9550P2/n2

=9550×

4.06/76.34=507.90N.m

PW=P2×

η3×

η4

=4.06×

0.96=3.78KW

nw=n2=76.34r/minTW=9550PW/nw=9550×

3.66/76.34=457.86N.m

参数

轴号

0轴

1轴

2轴

W轴

功P（KW）

4.27

4.10

4.06

3.78

转速n（r/min）

960

300

76.34

73.89

转矩T（N.m）

42.48

129.24

507.90

457.86

传动比i

3.2

3.93

1

效率

0.95

P0=4.27KW

n0=960r/min

P1=4.06KW

n1=300r/min

T1=129.24N.m

n2=76.34r/min

T2=491.25N.m

PW=3.66KW

nw=76.34r/min

TW=457.86N.m

四、V带传动设计

确定设计功率PC

选择普通V带型号

3、 

确定带轮基准直径dd1、dd2。

4、 

验证带速V

5、 

确定带的基准长度Ld和实际中心距a。

6、 

校核小带轮包角α1

7、 

确定V带根数Z

8、 

求初拉力F0及带轮轴上的压力F0

9、 

带轮的结构设计

10、设计结果

由<

<

机械设计基础>

>

表8-21得KA=1.3

PC=KAP0=1.3×

4.27=5.55KW

根据PC=5.55KW,n0=960r/min。

由图8.13应选A型V带。

由《机械设计基础》图8.13取dd1=125mm，

dd1=125＞ddmin=75mm

dd2=n0dd1/n1=960×

125/300

=400mm

按表8.3取标准直径dd2=400mm，则实际传动比i、从动轮的实际转速分别为：

i=dd2/dd1=400/125=3.2

n2=n1/i=960/3.2=300

从动轮的转速误差为（300-300）/300=0%

在±

5%以内，为允许值。

V=πdd1n1/60×

1000=（125×

π×

960）/（60×

1000）m/s=6.28m/s

带速在5～25m/s范围内。

由式（8.14）得

0.7（dd1+dd2）≤a0≤2（dd1+dd2）

0.7（125+400）≤a0≤2（125+400）

367.5≤a0≤1050

取a0=700

由式（8.15）得

L0=2a0+（dd1+dd2）π/2+（dd2-dd1）2/4a0

=2×

700+（125+400）π/2+（400-125）2/（4×

700）

=2251.26mm

由表8.4选取基准长度La=2240mm

由式（8.160得实际中心距a为

a≈a0+（La-L0）/2

=700+=694.37mm≈694mm

中心距a的变动范围为

amin=a-0.015Ld

=694.37-0.015×

2240

=660.77mm

amax=a+0.03Ld=694.37+0.03×

2240=761.57mm

由式（8.17）得

α1=180o-（dd1-dd2）/α×

57.3o

=180o-57.3o×

（400-125）/694.37

=157.31o＞120o

由式（8.18）得

Z≥Pc/（P0+△P0）KaKL

根据dd1=125mm，n1=960r/min，查表8.9得，用内插法得

P0=1.19+（960-800）×

=1.37666KW

取P0=1.38kw

P0=1.38kw

由式（8.11）得功率增量△P0为

△P0=K[σf]n1（1-1/Ki）

由表8.18查的K[σf]=1.0275×

10-3

根据传动比i=3.6，查表8.19得Ki=1.1373，则

△P0=〔1.0275×

10-3×

960（1-1/1.1373）〕kw

=0.12kw

由表8.4查得带长度修正系数KL=1.06，由图8.11查得包角系数Kα=0.96,得普通V带根数

Z==3.995根

圆整得根

由表8.6查得A型普通V带的每米长质量q=0.10kg/m，根据式（8.19）得单根V带的初拉力为

F0=×

（-1）+qv2

=〔×

（-1）+0.1×

6.282〕

=177.84N

由式（8.20）可得作用在轴上的压力FQ为

FQ=2×

F0Zsin（157.31o/2）

177.84×

4×

sin（157.31o/2）

=1394.92N

按本章8.2.2进行设计（设计过程略）。

选用4根A-1600GB11544-89V带，中心距a=694mm，带轮直径dd1=125，dd2=400mm，轴上压力FQ=1381.36N。

KA=1.3

Pc=5.55kw

dd1=125mm

dd2=400mm

i=3.2

n2=300

V=6.28m/s

a0=700

La=2240mm

a≈694mm

amin=616.2mm

amax=717mm

α1=157.30o

P0=1.38kw

K[σf]=1.0275×

△P0=0.12kw

Kα=0.96

Z=4

F0=177.84N

FQ=1394.92N

结果选择4根A-1600GB11544-89V带。

五、齿轮传动设计

设计一单级直齿圆柱齿轮减速器中齿轮传动，已知：

传递功率P1=4.06KW电动机驱动，小齿轮转速n1=300r/min，大齿轮转速n2=76.34r/min，传递比i=3.93，单向运转，载荷变化不大，使用期限五年，两班工作。

设计步骤

计算方法和内容

选择齿轮材料及精度等级。

2、按齿轮面接触疲劳强度设计

主要尺寸计算

按齿根弯曲疲劳强度校核

验算齿轮的圆周速度v。

6、验算带的带速误差。

小齿轮选用45调质钢，硬度为230HBS；

大齿轮选用45钢正火，硬度为200HBS。

因为是普通减速器，由表《机械设计基础》第二版中表选8级精度，要求齿面粗糙度Ra≤3.2～6.3um。

因两齿轮均为钢质齿轮，可使用式（10.22）求出d1值。

确定有关参数和系数：

（1） 

转矩T1

T1=9.55×

106P/n

=9.55×

106×

=130516.67N.mm

（2） 

载荷系数K

查表10.11取K=1.1

（3） 

齿轮Z1和齿宽系数ψd

小齿轮的齿数z1取为25，则大齿轮齿数Z2=3.93×

25=99。

故Z2=99因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表10.20选取d=1。

（4） 

许用接触应力【[σf]H】由图《机械设计基础》中10.24查的

[σf]Hlim1=580MPa[σf]Hlim2=550Mpa

由表10.10查得SH=1

N1=60njLh=60×

960×

（5×

52×

5×

24）

=1.80×

109

N2=N1/i=1.80×

109/3.93=4.58×

108

查图10.27得：

ZNT1=1，ZNT2=1.07

由式（10.13）可得

【[σf]H】1=ZNT1[σf]Hlim1/SH

=1×

580/1=580MPa

【[σf]H】2=ZNT2[σf]Hlim2/SH

1.07×

550/1=588.5MPa

故d1≥76..43×

=76.43×

=62.06mm

m===2.48

由表10.3取标准模数m=2.5mm

d1=mz1=2.5×

25mm=62.5mm

d2=mz2=2.5×

100=250mm

[σf]2=d×

d1=1×

62.5mm=62.5mm

经圆整后取[σf]2=65mm

[σf]1=[σf]2+5mm=70mm

a=m（z1+z2）=0.5×

2.5×

（25+99）=155mm

由式（10.24）得出[σf]F,如[σf]F≤【[σf]F】则校核合格确定有关系和参数：

（1）、齿形系数YF

查表10.13得YF1=2.65，YF2=2.184

（2）、应力修正系数YS

查表10.14得YS1=1.59，YS2=1.7985

（3）、许用弯曲应力【[σf]F】

由图10.25查得[σf]Flim1=210MPa，[σf]Flim2=190MPa。

由表10.10查得SF=1.3

由图10.26查得YNT1=YNT2=1

由式（10.14）可得

【[σf]F】1===162MPa

【[σf]F】2===146MPa

故[σf]F1=YFYS

=×

2.65×

1.59

=113.15MPa＜【[σf]F】1=162MPa

[σf]F2=[σf]F1

=113.15×

MPa

=105.48MPa＜【[σf]F】2=146MPa

齿根弯曲强度校核合格

V=

==0.98m/s

由表10.22可知，选8级精度是合适的。

nw===960/（3.2×

3.93）

=76.34r/min

γ2===3.3%

输送带允许带速误差为±

5%合格。

T1=130516.67N.mm

Z1=25

Z2=100

[σf]Hlim1=580MPa

[σf]Hlim2=550Mpa

N1=1.80×

N2=4.58×

【[σf]H】1=580MPa

【[σf]H】2=588.5MPa

m=2.5mm

[σf]=62.5mm

[σf]1=70mm

a=155mm

SF=1.3

YNT1=YNT2=1

V=0.98m/s

齿轮的基本参数

标准齿轮有ha*=1c*=0.25

齿顶高ha=ha*×

齿根高hf=1.25×

m=1.25×

2.5=3.125mm

齿全高h=2.25m=2.25×

2.5=5.625mm

齿顶高直径da=m（z+2ha）=2.5×

（99+2×

1）=252.5mm

齿根圆直径df=m（z-2ha*-2c*）=2.5×

（99-2×

1-2×

0.25）=241.25mm

六、轴的设计

由前面计算可知：

传动功率P2=4.06KW,转速n2=73.89r/minh，工作单向转动轴采用深沟球轴承支撑。

选择轴的材料，确定许用应力。

按钮转强度估算轴径。

设计轴的结构并绘制结构草图

（1）、确定轴上零件的位置和固定方式

（2）、确定各轴段的直径

（3）、确定各轴段的长度

按弯曲扭合成强度校核轴径

（!

）、画出轴的受力图。

（2）、作水平面内的弯矩图，支点反力为。

（3）、作垂直面内的弯矩图，

（4）、作合成弯矩图

（5）、作转矩图

（6）、求当量弯矩

（7）、确定危险截面及校核强度。

由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率，对材料五特殊要求，故选用45钢并经调质处理。

查书1（见备注）273页表14.2得强度极限[σf]B=650MPa，在查书1，272页表1402得许用弯曲应力【[σf]-1[σf]】=60MPa。

根据书1，271页表14.1得C=107～118.又由式（14.2）得：

d≥C×

.

=（107～118）×

=40.23～44.37mm

考虑到轴的最小直径出要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算直径加大3%～5%，取为41.71～46.59mm。

查书2（见备注），127页附表9.4弹性柱销联轴器（GB5014-85摘录）得d1=45mm

轴的计算转矩为：

TC=9550×

103×

=507898.87N.m）

查书2，127页附表9.4弹性柱销联轴器，（GB5014-85摘录）得HL4型联轴器，半联轴器轮毂长L=112mm，键槽长L1=84mm。

（1）、确定轴上零件的布置方案和定位方式，如14.8图所示将齿轮布置在中间，对称于两端轴承。

齿轮用轴肩和轴套作轴向定位，用平键和配合H7/K6作周向定位。

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，用平键和配合H7/K6作周定位。

（2）、确定轴的各段直径

①、由上述可知轴段1直径最小d1=45mm。

轴的直径

d

10～18

＞18～30

＞30～50

＞50～80

＞80～100

轴上圆角/倒角

C1/R1

2.0

3.0

4.0

5.0

最小轴肩高度

hmin

2

2.5

3.5

4.5

5.5

轴环宽度

[σf]

[σf]≈1.4h

轴上圆角半径

R

0.8

1.0

②、轴段2考虑到要对安装在轴段1上的联轴器进行定位，轴段2上应有轴肩，同时为能很顺利地在轴段2上安装轴承，轴段2必须满足轴承内径的标准，至少应满足：

d1+2×

3.5mm=45+7=52mm

取轴径d2=55，并根据《机械设计基础课程设计指导书（第二版）》129页附表10.1选用6011型轴承。

③、轴段3不考虑对安装在轴2上的零进行定位，只要求有一定圆角即可，至少应满足：

d3=d2+2×

2mm

=55+4=59mm

圆整后取d3=60mm。

④、轴段4一般要比轴段3的直径大10mm，所以有

d4=d3+10mm=70mm

⑤、为了便于拆卸左轴承，根据书2，129页附表10.1可知，6011型轴承的最小安装直径：

da=62mm，所以取d5=62mm

⑥、轴段6和轴段2安装相同型号的轴承，所以该轴径为：

d6=d2=55mm

（3）、确定轴的各段长度

①、已知毂宽为65mm，为了保证齿轮固定可靠，轴段3的长度应略短于齿轮轮毂宽度2mm，取轴段3的长度为63mm。

②、轴环的宽度约为该最小轴肩高度的1.4倍，即附表如上可得：

所以轴环的宽度为7mm。

③、为保证齿轮端面和箱体内壁不相碰，齿轮端面和箱体内壁间应留有一定的间距，可取该间距为18mm。

④、为了保证轴承安装在箱体轴承座孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为2mm。

又查书2的附表10.1知，6011型滚动轴承的宽度为：

B=18mm。

所以轴承支点的距离为：

L=（18/2+2+18+65/2）×

=123mm

⑤、确定轴段2的长度时，要根据轴段安装的零件尺寸来决定，所以有：

a、上有一套筒，和齿轮端面和箱体内壁间应留有一定的间距相同，故取套筒的长度为20mm。

套筒左端紧靠和齿轮的内圈横截面，套筒右端有2mm的倒角，且右端使其轴承定位，由上述可知6011型滚动轴承的宽度为18mm。

[σf]、减速器中两个齿轮的中心距a=156.25mm，并且设轴承座端面距外箱体的距离为y，则：

查书2，17页表4.1得，地脚螺钉直径为：

df=0.036a+12=0.036×

156.25+12

=17.625mm

圆整后得：

df=20mm

箱盖的壁厚为：

δ1=0.02a+1mm

=0.02×

155+1=4.125mm≥8mm

取δ1=8mm

轴承端盖螺钉直径：

d3=（0.4-0.5）df

=（0.4～0.5）×

20mm=（8～