帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器

1、目 錄一、傳動方案擬定 2二、電動機的選擇 2三、計算總傳動比及分配各級的傳動比3四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算 3五、傳動零件的設(shè)計計算 4六、軸的設(shè)計計算 7七、鍵聯(lián)接的選擇及計算14八、減速器箱體、箱蓋及附件的設(shè)計計算15九、潤滑與密封16十、設(shè)計小結(jié)17十一、參考資料目錄17 09機制01班 孫賢林 湖南電氣職業(yè)技術(shù)學(xué)院 二0一0年十二月十四日一、傳動方案擬定第二組第三個數(shù)據(jù)：設(shè)計帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器（1） 工作條件：使用年限10年，每年按300天計算，兩班制工作，載荷平穩(wěn)。（2） 原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=2.5KN；帶速V=1.5m/s；滾筒直徑D=450mm。運動簡

2、圖二、電動機的選擇1、電動機類型和結(jié)構(gòu)型式的選擇：按已知的工作要求和 條件，選用 Y系列三相異步電動機。2、確定電動機的功率：（1）傳動裝置的總效率：總=帶2軸承齒輪聯(lián)軸器滾筒=0.960.9920.970.990.95=0.86(2)電機所需的工作功率：Pd=FV/1000總=25001.5/10000.86 =4.36KW3、確定電動機轉(zhuǎn)速：滾筒軸的工作轉(zhuǎn)速：Nw=601000V/D=6010001.5/450=63.69r/min根據(jù)【2】表2.2中推薦的合理傳動比范圍，取V帶傳動比Iv=24，單級圓柱齒輪傳動比范圍Ic=35，則合理總傳動比i的范圍為i=620，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為

3、nd=inw=（620）63.69=3821273r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有960 r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三種適用的電動機型號、如下表方案電動機型號額定功率電動機轉(zhuǎn)速（r/min）傳動裝置的傳動比KW同轉(zhuǎn)滿轉(zhuǎn)總傳動比帶齒輪1Y132s-6310009607.932.632Y100l2-431500142011.6833.89綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，比較兩種方案可知：方案1因電動機轉(zhuǎn)速低，傳動裝置尺寸較大，價格較高。方案2適中。故選擇電動機型號Y100l2-4。4、確定電動機型號根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定

4、功率及同步轉(zhuǎn)速，選定電動機型號為Y100l2-4。其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉(zhuǎn)速1420r/min，額定轉(zhuǎn)矩2.2。三、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1420/121.5=11.682、分配各級傳動比（1） 取i帶=3（2） i總=i齒i 帶i齒=i總/i帶=11.68/3=3.89四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算1、計算各軸轉(zhuǎn)速（r/min）nI=nm/i帶=1420/3=473.33(r/min)nII=nI/i齒=473.33/3.89=121.67(r/min)滾筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)2、 計算各軸的功率（

5、KW） PI=Pd帶=2.760.96=2.64KW PII=PI軸承齒輪=2.640.990.97=2.53KW3、 計算各軸轉(zhuǎn)矩Td=9.55Pd/nm=95502.76/1420=18.56Nm TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26Nm TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58Nm 五、傳動零件的設(shè)計計算1、 皮帶輪傳動的設(shè)計計算（1） 選擇普通V帶截型由課本1P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KWPC=KAP=1.22.76=3.3KW據(jù)PC=3.3KW和n1=473.33r/min由課本1P18

6、9圖10-12得：選用A型V帶（2） 確定帶輪基準(zhǔn)直徑，并驗算帶速由1課本P190表10-9，取dd1=95mmdmin=75dd2=i帶dd1(1-)=395(1-0.02)=279.30 mm由課本1P190表10-9，取dd2=280帶速V：V=dd1n1/601000=951420/601000 =7.06m/s在525m/s范圍內(nèi)，帶速合適。（3） 確定帶長和中心距初定中心距a0=500mmLd=2a0+(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0=2500+3.14(95+280)+(280-95)2/4450=1605.8mm根據(jù)課本1表（10-6）選取相近的Ld=160

7、0mm確定中心距aa0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2=497mm (4) 驗算小帶輪包角1=1800-57.30 (dd2-dd1)/a=1800-57.30(280-95)/497=158.6701200（適用） （5） 確定帶的根數(shù)單根V帶傳遞的額定功率.據(jù)dd1和n1，查課本圖10-9得 P1=1.4KWi1時單根V帶的額定功率增量.據(jù)帶型及i查1表10-2得 P1=0.17KW查1表10-3，得K=0.94；查1表10-4得 KL=0.99Z= PC/(P1+P1)KKL=3.3/(1.4+0.17) 0.940.99=2.26 (取3根) (6) 計算

8、軸上壓力由課本1表10-5查得q=0.1kg/m，由課本式（10-20）單根V帶的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/K）-1+qV2=500x3.3/3x7.06(2.5/0.94-1)2 =134.3kN則作用在軸承的壓力FQFQ=2ZF0sin(1/2)=23134.3sin(158.67o/2)=791.9N2、齒輪傳動的設(shè)計計算（1）選擇齒輪材料與熱處理：所設(shè)計齒輪傳動屬于閉式傳動，通常齒輪采用軟齒面。查閱表1 表6-8，選用價格便宜便于制造的材料，小齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)，齒面硬度260HBS；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215HBS；精度等級：運輸機是一般機器，速度

9、不高，故選8級精度。(2)按齒面接觸疲勞強度設(shè)計由d1 (6712kT1(u+1)/duH2)1/3確定有關(guān)參數(shù)如下：傳動比i齒=3.89取小齒輪齒數(shù)Z1=20。則大齒輪齒數(shù)：Z2=iZ1= 20=77.8取z2=78 由課本表6-12取d=1.1(3)轉(zhuǎn)矩T1T1=9.55106P1/n1=9.551062.61/473.33=52660Nmm(4)載荷系數(shù)k : 取k=1.2(5)許用接觸應(yīng)力HH= Hlim ZN/SHmin 由課本1圖6-37查得：Hlim1=610Mpa Hlim2=500Mpa接觸疲勞壽命系數(shù)Zn：按一年300個工作日，每天16h計算，由公式N=60njtn 計算N

10、1=60473.331030018=1.36x109N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4108查1課本圖6-38中曲線1，得 ZN1=1 ZN2=1.05按一般可靠度要求選取安全系數(shù)SHmin=1.0H1=Hlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 MpaH2=Hlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa故得：d1 (6712kT1(u+1)/duH2)1/3=49.04mm 模數(shù)：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm取課本1P79標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)第一數(shù)列上的值，m=2.5(6)校核齒根彎曲疲勞強度 bb=2KT1YFS/bmd1確定有關(guān)參數(shù)和系數(shù)

11、分度圓直徑：d1=mZ1=2.520mm=50mm d2=mZ2=2.578mm=195mm齒寬：b=dd1=1.150mm=55mm取b2=55mm b1=60mm(7)復(fù)合齒形因數(shù)YFs 由課本1圖6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95 (8)許用彎曲應(yīng)力bb根據(jù)課本1P116：bb= bblim YN/SFmin由課本1圖6-41得彎曲疲勞極限bblim應(yīng)為： bblim1=490Mpa bblim2 =410Mpa由課本1圖6-42得彎曲疲勞壽命系數(shù)YN：YN1=1 YN2=1彎曲疲勞的最小安全系數(shù)SFmin ：按一般可靠性要求，取SFmin =1計算得彎曲疲勞許用應(yīng)力為b

12、b1=bblim1 YN1/SFmin=4901/1=490Mpabb2= bblim2 YN2/SFmin =4101/1=410Mpa校核計算bb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa bb1bb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa bb2故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠(9)計算齒輪傳動的中心矩aa=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm(10)計算齒輪的圓周速度V計算圓周速度=n1d1/601000=3.14473.3350/601000=1.23m/s因為m/s，故取級精度合適六、軸的設(shè)計計算 從動軸設(shè)計 1、選擇軸的材料 確定許用應(yīng)力 選軸

13、的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。查2表13-1可知： b=650Mpa,s=360Mpa,查2表13-6可知：b+1bb=215Mpa 0bb=102Mpa,-1bb=60Mpa 2、按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的最小直徑 單級齒輪減速器的低速軸為轉(zhuǎn)軸，輸出端與聯(lián)軸器相接，從結(jié)構(gòu)要求考慮，輸出端軸徑應(yīng)最小，最小直徑為： dC 查2表13-5可得，45鋼取C=118 則d118(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm 考慮鍵槽的影響以及聯(lián)軸器孔徑系列標(biāo)準(zhǔn)，取d=35mm 3、齒輪上作用力的計算 齒輪所受的轉(zhuǎn)矩：T=9.55106P/n=9.551062.53/121.67=198582 N 齒輪作用

14、力： 圓周力：Ft=2T/d=2198582/195N=2036N ：Fr=Fttan200=2036tan200=741N 4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 軸結(jié)構(gòu)設(shè)計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結(jié)構(gòu)草圖。 （1）、聯(lián)軸器的選擇 可采用彈性柱銷聯(lián)軸器，查2表9.4可得聯(lián)軸器的型號為HL3聯(lián)軸器：3582 GB5014-85 （2）、確定軸上零件的位置與固定方式 單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置 在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯(lián)軸器，齒輪靠油環(huán)和套筒實現(xiàn)軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現(xiàn)周向固定，兩端軸承靠套筒實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定 ，軸

15、通過兩端軸承蓋實現(xiàn)軸向定位，聯(lián)軸器靠軸肩平鍵和過盈配合分別實現(xiàn)軸向定位和周向定位 （3）、確定各段軸的直徑將估算軸d=35mm作為外伸端直徑d1與聯(lián)軸器相配（如圖），考慮聯(lián)軸器用軸肩實現(xiàn)軸向定位，取第二段直徑為d2=40mm齒輪和左端軸承從左側(cè)裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應(yīng)大于d2，取d3=4 5mm，為便于齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應(yīng)大于d3，取d4=50mm。齒輪左端用用套筒固定,右端用軸環(huán)定位,軸環(huán)直徑d5滿足齒輪定位的同時,還應(yīng)滿足右側(cè)軸承的安裝要求,根據(jù)選定軸承型號確定.右端軸承型號與左端軸承相同,取d6=45mm. (4)選擇軸承型號.由1P270初選深溝球軸

16、承,代號為6209,查手冊可得:軸承寬度B=19,安裝尺寸D=52,故軸環(huán)直徑d5=52mm. (5）確定軸各段直徑和長度段：d1=35mm 長度取L1=50mmII段:d2=40mm 初選用6209深溝球軸承，其內(nèi)徑為45mm,寬度為19mm.考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應(yīng)根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應(yīng)有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應(yīng)比輪轂寬度小2mm,故II段長：L2=（2+20+9+55）=96mmIII段直徑d3=45mmL3=L1-L=50-2=48mm段直徑d4=50mm長度與右面

17、的套筒相同，即L4=20mm段直徑d5=52mm. 長度L5=19mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=96mm(6)按彎矩復(fù)合強度計算求分度圓直徑：已知d1=195mm求轉(zhuǎn)矩：已知T2=198.58Nm求圓周力：Ft根據(jù)課本P127（6-34）式得Ft=2T2/d2=198.58/195=2.03N求徑向力Fr根據(jù)課本P127（6-35）式得Fr=Fttan=2.03tan200=0.741N因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=48mm(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）軸承支反力：FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37NFAZ=FBZ=Ft/2=2.

18、03/2=1.01N由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為MC1=FAyL/2=0.37962=17.76Nm截面C在水平面上彎矩為：MC2=FAZL/2=1.01962=48.48Nm(4)繪制合彎矩圖（如圖d）MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63Nm(5)繪制扭矩圖（如圖e）轉(zhuǎn)矩：T=9.55（P2/n2）106=198.58Nm(6)繪制當(dāng)量彎矩圖（如圖f）轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭剪文治武功力按脈動循環(huán)變化，取=0.2，截面C處的當(dāng)量彎矩：Mec=MC2+(T)21/2=51.632+(0.2198.58)21/2=65.13Nm(7)

19、校核危險截面C的強度由式（6-3）e=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1453=7.14MPa -1b=60MPa該軸強度足夠。 主動軸的設(shè)計 1、選擇軸的材料 確定許用應(yīng)力 選軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。查2表13-1可知： b=650Mpa,s=360Mpa,查2表13-6可知：b+1bb=215Mpa 0bb=102Mpa,-1bb=60Mpa 2、按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的最小直徑 單級齒輪減速器的低速軸為轉(zhuǎn)軸，輸出端與聯(lián)軸器相接，從結(jié)構(gòu)要求考慮，輸出端軸徑應(yīng)最小，最小直徑為： dC 查2表13-5可得，45鋼取C=118 則d118(2.64/473.33)1/3mm=

20、20.92mm 考慮鍵槽的影響以系列標(biāo)準(zhǔn)，取d=22mm 3、齒輪上作用力的計算 齒輪所受的轉(zhuǎn)矩：T=9.55106P/n=9.551062.64/473.33=53265 N 齒輪作用力： 圓周力：Ft=2T/d=253265/50N=2130N ：Fr=Fttan200=2130tan200=775N 確定軸上零件的位置與固定方式 單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置 在齒輪兩邊。齒輪靠油環(huán)和套筒實現(xiàn) 軸向定位和固定 ，靠平鍵和過盈配合實現(xiàn)周向固定，兩端軸承靠套筒實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定 ，軸通過兩端軸承蓋實現(xiàn)軸向定位， 4 確定軸的各段直徑和長度初選用6206

21、深溝球軸承，其內(nèi)徑為30mm,寬度為16mm.。考慮齒輪端面和箱體內(nèi)壁，軸承端面與箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長36mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。(2)按彎扭復(fù)合強度計算求分度圓直徑：已知d2=50mm求轉(zhuǎn)矩：已知T=53.26Nm求圓周力Ft：根據(jù)課本P127（6-34）式得Ft=2T3/d2=253.26/50=2.13N求徑向力Fr根據(jù)課本P127（6-35）式得Fr=Fttan=2.130.36379=0.76N兩軸承對稱LA=LB=50mm(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZFAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38NFAZ=FBZ=Ft

22、/2=2.13/2=1.065N(2) 截面C在垂直面彎矩為MC1=FAxL/2=0.38100/2=19Nm(3)截面C在水平面彎矩為MC2=FAZL/2=1.065100/2=52.5Nm(4)計算合成彎矩MC=（MC12+MC22）1/2=（192+52.52）1/2=55.83Nm(5)計算當(dāng)量彎矩：根據(jù)課本P235得=0.4Mec=MC2+(T)21/2=55.832+(0.453.26)21/2=59.74Nm(6)校核危險截面C的強度由式（10-3）e=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1303)=22.12Mpa-1b=60Mpa此軸強度足夠（7） 滾動軸承的

23、選擇及校核計算 一從動軸上的軸承根據(jù)根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命Lh=1030016=48000h (1)由初選的軸承的型號為: 6209, 查1表14-19可知:d=55mm,外徑=85mm,寬度B=19mm,基本額定動載荷C=31.5KN, 基本靜載荷CO=20.5KN, 查2表10.1可知極限轉(zhuǎn)速9000r/min （1）已知nII=121.67(r/min)兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1083N根據(jù)課本P265（11-12）得軸承內(nèi)部軸向力FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N(2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端

24、為壓緊端FA1=FS1=682N FA2=FS2=682N(3)求系數(shù)x、yFA1/FR1=682N/1038N =0.63FA2/FR2=682N/1038N =0.63根據(jù)課本P265表（14-14）得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR248000h 預(yù)期壽命足夠 二.主動軸上的軸承: (1)由初選的軸承的型號為:6206 查1表14-19可知:d=30mm,外徑=62mm,寬度B=16mm,基本額定動載荷C=19.5KN,基本靜載荷CO=111.5KN, 查2表10.1可知極限轉(zhuǎn)速13000r/min 根據(jù)根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命Lh=1030016=48000h （1）

25、已知nI=473.33(r/min)兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1129N根據(jù)課本P265（11-12）得軸承內(nèi)部軸向力FS=0.63FR 則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N(2) FS1+Fa=FS2 Fa=0故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端FA1=FS1=711.8N FA2=FS2=711.8N(3)求系數(shù)x、yFA1/FR1=711.8N/711.8N =0.63FA2/FR2=711.8N/711.8N =0.63根據(jù)課本P265表（14-14）得e=0.68FA1/FR1e x1=1 FA2/FR248000h 預(yù)期壽命足夠 七、鍵聯(lián)接的選

26、擇及校核計算1根據(jù)軸徑的尺寸，由1中表12-6高速軸(主動軸)與V帶輪聯(lián)接的鍵為：鍵836 GB1096-79大齒輪與軸連接的鍵為：鍵 1445 GB1096-79軸與聯(lián)軸器的鍵為：鍵1040 GB1096-792鍵的強度校核 大齒輪與軸上的鍵 ：鍵1445 GB1096-79bh=149,L=45,則Ls=L-b=31mm圓周力：Fr=2TII/d=2198580/50=7943.2N擠壓強度：=56.93125150MPa=p因此擠壓強度足夠剪切強度：=36.60120MPa=因此剪切強度足夠鍵836 GB1096-79和鍵1040 GB1096-79根據(jù)上面的步驟校核，并且符合要求。八、

27、減速器箱體、箱蓋及附件的設(shè)計計算1、減速器附件的選擇通氣器由于在室內(nèi)使用，選通氣器（一次過濾），采用M181.5油面指示器選用游標(biāo)尺M12起吊裝置采用箱蓋吊耳、箱座吊耳.放油螺塞選用外六角油塞及墊片M181.5根據(jù)機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計表5.3選擇適當(dāng)型號：起蓋螺釘型號：GB/T5780 M1830,材料Q235高速軸軸承蓋上的螺釘：GB578386 M8X12,材料Q235低速軸軸承蓋上的螺釘：GB578386 M820,材料Q235螺栓：GB578286 M14100，材料Q235箱體的主要尺寸：(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025122.5+1= 4.0625 取z=8 (2)箱

28、蓋壁厚z1=0.02a+1=0.02122.5+1= 3.45 取z1=8 (3)箱蓋凸緣厚度b1=1.5z1=1.58=12 (4)箱座凸緣厚度b=1.5z=1.58=12 (5)箱座底凸緣厚度b2=2.5z=2.58=20 (6)地腳螺釘直徑df =0.036a+12= 0.036122.5+12=16.41(取18) (7)地腳螺釘數(shù)目n=4 (因為a250) (8)軸承旁連接螺栓直徑d1= 0.75df =0.7518= 13.5 (取14) (9)蓋與座連接螺栓直徑 d=(0.5-0.6)df =0.55 18=9.9 (取10) (10)連接螺栓d的間距L=150-200 (11)

29、軸承端蓋螺釘直d3=(0.4-0.5)df=0.418=7.2(取8) (12)檢查孔蓋螺釘d4=(0.3-0.4)df=0.318=5.4 (取6) (13)定位銷直徑d=(0.7-0.8)d=0.810=8至外箱壁距離C1 (15) Df.d2 (16)凸臺高度：根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準(zhǔn)。(17)外箱壁至軸承座端面的距離C1C2510(18)齒輪頂圓與內(nèi)箱壁間的距離：9.6 mm (19)齒輪端面與內(nèi)箱壁間的距離：=12 mm (20)箱蓋，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm (2)軸承端蓋外徑d3 D軸承外徑(2)軸承旁連接螺栓距離：盡可能靠近，以d1和d3互不干涉為準(zhǔn)，一般取.九、潤滑與密封1.齒輪的潤滑采用浸油潤滑，由于為單級圓柱齒輪減速器，速度12m/s，當(dāng)m20 時，浸油深度h約為1個齒高，但不小于10mm，所以