螺旋輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器1

1、計算項目及內(nèi)容計算結果一、課題任務（一）課程設計的目的1. 綜合運用所學知識，進行設計實踐T鞏固、加深和擴展2. 培養(yǎng)分析和解決設計簡單機械的能力T為以后的學習打基礎。3. 進行工程師的基本技能訓練T計算、繪圖、運用資料（二）具體任務：1、分析傳動方案和運動簡圖；2、 選擇電動機（型號，轉速，功率）；3、計算總傳動比并分配各級傳動比；4、 計算傳動裝置運動和動力參數(shù)（P、T、n）；5、 傳動零件的設計計算（齒輪傳動的主要尺寸和參數(shù)）；6、 軸的設計計算（估算，結構設計）；7、聯(lián)軸器的選擇；8軸承選型及組合設計；9、校核軸的強度；10、計算軸承壽命；11、進行軸上零件的結構設計；12、檢查和修改

2、草圖。（三）已知條件：1、 輸送機螺旋軸功率：PL =4kw。2、輸送機螺旋軸轉速 n= 55r/mi n3、工作條件：螺旋運輸機單向運轉，有輕微振動，輸送機螺旋軸轉速的容許誤差為5%5、使用期：兩班制工作，使用期5年6、產(chǎn)量：小批量生產(chǎn)。二、傳動方案的擬定和及說明1、傳動系統(tǒng)的作用：作用：介于機械中原動機與工作機之間，主要將原動機的運動和動力傳給工作機，在此起減速作用，并協(xié)調(diào)二者的轉速和轉矩。2、分析傳動方案：此傳動方案的特點：特點：結構簡單、效率高、容易制造、使用壽命長、維護方便。電機不會與箱體發(fā)生干涉。三、電動機的選擇1、選擇電動機系列按工作要求及工作條件，選用Y系列三相交流異步電動機，

3、封閉式結構，電壓為 380V，。2、選電動機功率(1 )傳動裝置總效率 n按文獻表12-8確定各部分效率如下：彈性套柱銷聯(lián)軸器效率：邛=0.992深溝球軸承效率：住=0.998級精度的一般齒輪傳動效率：n3= 0.97開式圓錐齒輪傳動效率：口4 =0.94螺旋軸效率：兔=0.96n = n2 匯 n2 匯 n3 x n 匯=0.9922 匯 0.994 匯 0.97匯 0.94 匯0.96 = 0.827(3)電動機功率Pd =比 二4000 =4.88kwn 0.827從設計手冊表22-1中可選額定功率為 5.5kw的電動機3、確定電動機轉速按表2-2的傳動比范圍，單級圓柱齒輪減速器傳動的傳

4、動比4蘭/蘭6 ,開式圓錐齒輪傳動的傳動比i 2蘭5 ,則總傳動比為范圍i： =20 30，轉速可選范圍：nd = ia 匯 n = (20 30 卜 55 蘭 1100 1650r / min可見，電動機同步轉速可選750r/min , 1000r/min,1500r/min三種，根據(jù)相同功率的三種轉速，從表19-1中查出三個電動機型號n = 0.827Fd =4.88kw型號額定功率kw轉速r/min啟動電流/額定電流啟動轉矩/額定轉矩最大轉矩/額定轉矩Y132M2-65.510006.52.22.2KBHDADEFGHLAB1517831521638801033132515280方案電動

5、機型號額定功FedKw同步轉速r/min滿載轉速r /min1Y132S-45.5150014402Y132M2-65.510009603Y160M2-85.5750720綜合考慮第2種方案比較合適，因此選用電動機型號為Y132M2-6，其主要參數(shù)和安裝尺寸如下:nd = 960r / min4、傳動比分配i =17.45i, = 4.5i2 二 3.88根據(jù)電動機滿載轉速 nm及工作機轉速n,可得傳動裝置的總傳動比。總傳動比ia =加=西2 =17.45，綜合分配傳動比，nw55i a il * i2得：圓柱齒輪傳動比i, =4.5，圓錐齒輪傳動比i2 =3.885、運動條件及運動參數(shù)分析計

6、算(1)、各軸輸入功率高速軸I輸入功率R = Pd 汽 n = 4.88 匯 0.992 = 4.84kw低速軸n的輸入功率P2 = R X 葉2江“3 = 4.84 匯0.99 父 0.97 = 4.65kw圓錐齒輪軸川的輸入功率F3 = P2 匯“2 江口！ =4.65x 0.992 x0.99 = 4.57kw螺旋軸W的輸入功率R = P3 況 n 匯 n = 4.47 江 0.99 江 0.94 =4.25kw各軸輸出功率高速軸I輸出功率P； = Pi 漢=4.84 漢 0.99 = 4.79kw低速軸n的輸出功率P2 = P2 漢2 = 4.65 漢 0.99 = 4.60kw圓錐齒

7、輪軸川的輸出功率p3 = P3 漢*2 = 4.57 漢0.99 = 4.52kw螺旋軸W的輸出功率p4 = p4 匯n2 =4.25 漢 0.99 = 4.21kw(2) 、各軸輸入轉速高速軸I輸入轉速m = nd = 960r /min中間軸n的輸入轉速n2 =西=藝=213r/mini14.5圓錐齒輪軸川的輸入轉速n3 = n2 =213r / minn213螺旋軸w的轉速n4 - 55r / mini23.88(3) 、各軸輸入扭矩R = 4.84kwP2 = 4.65kwF3 = 4.57kwP4 = 4.25kwm = 960r /min n2 = 12132r / minn3 =

8、 213r /minn4 = 55r/ m in5 / 16電動機軸輸出轉矩p4 88Td - 9550-955048.55kN mnd960高速軸I輸入扭矩P4 84h -95501 -9550：48.15kN mn1960低速軸n輸入扭矩po4 65T2 -9550：2 -9550231.29kN mn2192圓錐齒輪軸川輸入扭矩T3 -95503 -9550227.31kN mn3192螺旋軸w的輸入轉矩T4 -9550 P4 -95504.25 - 737.95kN mn455T| = 48.15N mT2 二 231.29kN mT3 二 227.31kN mT4 二 737.95k

9、N m6 / 16# / 16各軸的輸出轉矩分別為各軸的輸入轉矩的0.99 （球軸承的效率）綜上可列出下表：軸名功率P ( KW)轉矩T (kNm)轉速r/min輸入輸岀輸入輸岀電動機軸4.8848.55960I軸4.844.7948.1547.67960n軸4.654.60231.29228.98213皿軸4.574.52227.31225.04213w軸4.254.21737.95730.5755四、傳動零件的設計計算1、選材小齒輪選用40號鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為260HBS大齒輪選用40號鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為210HBS。2、確定需用應力查課本第 166 頁表 11-1 得到二H =560Mp

10、a,；FE =460Mpa查課本第 171 頁表 11-5 得：。Sh =1.1, SF =1.25查課本表 11-4 得：ZH =2.5, ZE =188”460八 Fi = ： F2 ”- 368Mpa1.25 560H1H2 J卜 F1 I -卜 F2 -=368 MpaI” H 1 I = L H 2二 509Mpa1.1=509Mpa3、按輪齒彎曲強度設計計算齒輪按8級精度制造，按課本11-3取載荷系數(shù)K=1.2，從課本表11-6中查得齒寬系數(shù) 爲=0.8 , 小齒輪上的轉矩為 人=48.15kN m則|2kT u+1/ZeZh、23：2 x1.2x 48.15S03 x (5 +

11、1) ,188d3=36d 所 以該軸 是安 全 0.1* 4bY 0.1 漢 70的。軸承壽命校核：106 cfKf = 1.87a軸承壽命可由式 Lh =()卻進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，所以60n PfPP，查課本 279 頁表 16-8,9, 10 取 ft =1, fp =12 ??；： =3按最不利考慮，則有Fn=F；FiH環(huán)=J60.8821108.32371.6 = 1491.6NF2二,F2VF2：F2F = 601.422889.221971.6 二 3045.1NF 632 5取 e=0.68，有 _! =0 83 e 可由課本表 16-11 查 X=0.41

12、,Y=0.87Fr762.3心廣1.40K=2.8798(Tf lim 1 =510 Mpa 葉 lim 2 = 460MpaSF min= 1.25Lh 二 60nh=1 x60 553.8*4.5如03 ”J .2 漢 862.8-17.88年 5年因此所該軸承符合要求。4）、彎矩及軸的受力分析圖如下:3、鍵的設計與校核9Nl1 =1.64 10 ,Nl2=0.41 109丫叫二 0.90Yn2 二 0.95Yx =1.0p =XFr YFa =0.41 762.3 0.87632.5 =862.8N參考課程設計課本第 156頁表10-9,由于公稱直徑d=20mm,在1722mm范圍內(nèi)，故

13、d軸 段上采用鍵b h : 6X 6,采用A型普通鍵：鍵校核：L=36mm,綜合考慮取I =20得_4 48 1000 dlh = 20 20 6= 80Mpa ： L_ p 115 / 16所以，所選鍵為：鍵 6 X 20（二）低速軸的結構設計1.確定各軸段直徑各軸段直徑的確定：根據(jù)課本第245 頁式 14-2# / 16# / 16式中：P軸所傳遞的功率，KWn軸的轉速， r/mi nC由軸的許用切應力所確定的系數(shù) 得：# / 16# / 16dQ.衛(wèi)=1073 n 240型=27.23mm# / 16取第一段軸徑 d=30mm,L取80mm。第二段軸徑 d1 =33mm, L1 取 56

14、mm。d2取37mm ,查課程設計課第180頁表17-5,選用6008號軸承，軸承寬度為b=14mm所以取 d2 =40mm , L2 = 23mmd3 取 50mm，故 L3 = 10mmd4 取 44mm，由于齒寬為 45m m , L4 = 45mmd5 取 40mm , L5 -38mm2、校核該軸和軸承L =80mm, L1 = 56mm, L 23mm, L3 = 10mm, L4 = 45mm, L 38mmh =67mm,l2 = 90mm,l3 = 30mm作用在齒輪上的圓周力為：Ft = =2X 264.6 X 1000/60=8820Nd徑向力為= Fttg 3=8820

15、 X 0.36=3210N軸向力 Fa=FttgP =2792 N2 如591.53F =F0 =0.25 漢x10 = 2947N270求垂直面的支反力LJFr90 域3210鳳=1840 Nh +l267 +90F2v=Fr -F1v=3210-1840=1370N計算垂直彎矩：Mav= F2vl2=1370 X 90=123.3NmMa： =F1vh=1840 X 67=123.3Nm求水平面的支承力。l2Ft90 漢8820弘=5056Nh +I267+90F2h =Ft F1H =8820-5056=3764N計算、繪制水平面彎矩圖。MaH =冃1=5056 匯69. = 3|10

16、= 40mm因為d3 d2 =50d所以該軸是安全的10.1丄V 0仆 70軸承壽命校核：軸承壽命可由式Lh =10 （Cft）；h進行校核，由于軸承主要承受徑向載荷的作用，所以h 60n PfPP =Fr，查課本 279 頁表 16-8,9, 10 取 ft =1, fp =1.2,取；=3F 2792取 e=0.68，有 = 0 87 A e 可由課本表 16-11 查 X=0.41,Y=0.87Fr 3210p =XFr YFa =0.41 32100.872792 =3745 N10660 95.54）、彎矩及軸的受力分析圖如下:因此所該軸承符合要求。/3：3二7.01年5年25.2工

17、10J .2 漢 3745 ；243、鍵的設計與校核：參考課程設計課本第 161頁表16-28,由于公稱直徑 d=50mm,在4450mm范圍內(nèi)，故 d 軸段上采用鍵b h : 14X 9采用A型普通鍵：鍵校核：L=58mm,綜合考慮取1=40得_ 4T,4 264.6 1000i_ 1c =58.8Mpa dpdlh 50 40 9六、聯(lián)軸器的選擇計算聯(lián)軸器所需的轉矩：Tc =T* Ka查機械設計課本291頁中表17-1得Ka=1.5軸 1: T KA*T1=1.5*48.5=72.75N.m軸 2: Tc=K a * T2 =1.5*231.29=350N.m查課程設計課本第145頁表17

18、-1，軸1選用型號為TL5的彈性套柱銷聯(lián)軸器；軸2選用型號為GL6滾子聯(lián)軸器。七、減速器機體結構尺寸名稱符號計算公式結果箱座厚度aa = 0.025a + 3 810箱蓋厚度6 = 0.02a + 3 X810箱蓋凸緣厚度bid =i.5w12箱座凸緣厚度bb =i.5c15箱座底凸緣厚度b2b2 =2.5cr25地腳螺釘直徑dfdf =0.036a +i2M18地腳螺釘數(shù)目n查手冊4軸承旁聯(lián)結螺栓直 徑didi =0.75dfM14蓋與座聯(lián)結螺栓直 徑d2d 2 = （0.50.6） d fM10軸承端蓋螺釘直徑d3d3= （0.40.5） d fM8視孔蓋螺釘直徑d4d4 = （0.30.4） d fM8定位銷直徑dd = （0.70.8） d28df， di， d2至外箱壁的距離Ci查手冊表112242018df， d2至凸緣邊緣距離C2查手冊表1122216外箱壁至軸承端面距離li|1=C1+C2+ （5 10）50大齒輪頂圓與內(nèi)相 壁距離也iAii.2a15齒輪端面與內(nèi)箱壁距離也2A2c10箱蓋，箱座肋厚mi, mm 0.85cr1, m 吒 0.85b99軸承端蓋外徑D2D2 = D + （55.5） d3118 （1 軸