帶式輸送機傳動系統(tǒng)中單級圓柱齒輪減速器設計書

1、帶式輸送機傳動系統(tǒng)中單級圓柱齒輪減速器設計書一、課程設計的目的進一步鞏固和加深所學基本知識，使學生能綜合運用已學的有關 課程的基本知識。通過簡單的機械傳動設計，培養(yǎng)學生獨立設計能力, 掌握基本的設計方法，學會查閱技術資料，樹立正確的設計思想和嚴 謹?shù)墓ぷ髯黠L。二、設計題目帶式輸送機傳動系統(tǒng)中單級圓柱齒輪減速器帶式輸送機傳動系統(tǒng)簡圖運輸帶一、傳動方案說明用于帶輸送機轉筒的傳動裝置1、工作條件：室；2、原始數(shù)據(jù)：（1）輸送拉力F=2000N（2）輸送帶工作速度V=1.6m/s （允許輸送帶的工作速度誤差為土 5% ；（3）輸送機滾筒直徑D=280mm（4） 工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平

2、穩(wěn)，空載啟動（5）使用壽命：8年（6）工作環(huán)境：室（7）動力來源：電力，三相交流電源，電壓為 380/220伏；（8）檢修間隔期：三年一次大修（9）制造條件及生產(chǎn)批量：小批量生產(chǎn)；生產(chǎn)條件為中等規(guī)模機械廠，可加 工7 8級精度的齒輪；二、電動機的選擇1、選擇電動機類型1) 電動機類型和結構型式按工作要求和工條件，選用一般用途的丫系列三相交流異步電動機。這類電動機屬于一般用途的全圭寸閉自扇冷式電動機，其結構 簡單、工作可靠、啟動性能好、價格低廉、維護方便，適用于運 輸機。2) 電動機容量(1) 工作機所需功率Pc Fv 2000 1.63 2Pw3.21000 1000Fd=3.72kw(2)

3、電動機所需功率PdPd Pw式中：為從電動機至工作機主動軸之間的總效率，即：1? I?3?4?5式中：1, 2為從電動機至卷筒軸之間的各傳動機構和軸承的效率。由表2-2 (參考文獻【1】)查得：V帶傳動1 0.96;滾動軸 承n 2=0.99；圓柱齒輪傳動n 3=0.97;彈性聯(lián)軸器n 4=0.99；卷筒 軸滑動軸承n 5=0.96;2n =0.96 x 0.99 x 0.97 x 0.99 x 0.96 0.86所以PdPv3.2 3.72kw0.86因載荷平穩(wěn)，電動機的額定功率Ped大于Pd即可，由表17-1選Y132M1-6型電動機，額定功率 4kV。3) 選擇電動機的轉速卷筒的轉速為：

4、nw=109.19(r/mi n)n w=60 1000v/3.14D=(60 1000 1.6)/(3.14280)=109.19(r/mi n)通常，V帶傳動常用傳動比圍ii=24,單級圓柱齒輪傳動比圍i 2=35,則電動機轉速可選圍為：n' =nii' i2' =(2 34 5) 109.19=655.142183.8(r/min) 符合這一同步轉速的圍有 750r/min、1000r/min、1500r/min。根 據(jù)前述若選用750r/min同步轉速的電動機，則電動機重量較大， 價格昂貴；1000r/min、1500r/min的電動機，從其重量、價格以 及傳動

5、比等考慮，選用 Y132M1-6型電動機。電動機主要參數(shù)、 尺寸見下表電動機主要性能參數(shù)、尺寸電動機型號額定功率(kw)電動機滿載 轉速(r/min)軸徑(mr)i啟動轉矩/ 額定轉矩最大轉矩額定轉Y132M1-64960242.02.02、計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比(1)傳動裝置的總傳動比由前面計算得輸送機卷筒轉速i總nv=109.19r/min,則總傳動比為:nm 960nw 109.198.79i=8.79(2)分配各級傳動比取V帶傳動的傳動比i13，則單級圓柱齒輪減速器的傳動比為：i21總8.79 2.93ii3所得i 2值付合般齒輪傳動和圓柱單級齒輪減速器傳動比的常用圍。3

6、、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)0軸-電動機軸F0=3.72kwPo=Fd=3.72(kw)T°=37.01nu=nm=96U(r/mi n)N mTu=955U Pu/n u37.U1(N m)1軸-高速軸：R=3.57kwPi=FUi=3.72 x 0.96 3.57(kw)n1=320r/mn1=n0/i 1=320(r/mi n)inT1=9550 R/n1 106.54(N m)T1=106.542軸-低速軸：N mP2=P12=R23=3.57 x 0.99 x 0.97 3.43(kW)F2=3.43kwn2=n1109.22 (r/min)i22.93n2=109.22

7、P3 43T29550 29550299.91(N m)n2109.22r/mi nT2=299.913軸-卷筒軸：N mP3=Pi23=F45=3.43 x 0.99 x 0.96 3.26(kW)F3=3.26kwn3=nw=109.19(r/mi n)n3=109.193.26、r/mi nT3955U955U285. I3(N m)n31U9.19將計算的運動參數(shù)和動力參數(shù)列于下表中計算所得運動參數(shù)和動力參數(shù)T3=285.13N m參數(shù)軸名0軸1軸2軸3軸轉速（r/min ）960320109.22109.19 :輸入功率 （kW3.723.573.433.26輸入轉矩（n m37.0

8、1106.54299.91285.13傳動比32.93效率0.960.990.970.99三、皮帶輪傳動的設計計算1、確定計算功率Pea由參加考文獻【2】表8-7查得Ka=1.3 ,FCa=5.2kw故 Pca二&Rd=1.3 x 4=5.2(kw)2、選擇V帶的型號根據(jù)計算功率Ra=5.2kw，主動輪轉速m=960r/min,由參考文獻 圖7-17選擇A型普通V帶dmin =75mm3、確定帶輪基準直徑dd1、dd2由參考文獻【3】表7-6和圖7-17得dmin=75mm取 dd1 =100mm>min大帶輪基準直徑i帶n13dd2n1 dd1 3 100 300mm由參考文獻

9、【3】表7-7選取標準值dd2=300mm則實際傳動比i , 從動輪的實際轉速分別為dd2 300 dd1 100n2 n1960 320r/mini 34、驗算帶速Vdd1“60 1000100 96060 10005.024m/s帶速在525的圍dd2=300mmi=3n2=320e/minV=5.024m/5、確定帶的基準長度Ld和實際中心距aLd0=1628mmLd=1800mmLdLd0aa° 26、校驗小帶輪包角a15001800 16282586mm由計算公式參考文獻【2】8-25得:a=586mm1 1801 180dd2 dd157.3a300 200 57.358

10、6170.27、確定V帶根數(shù)Za 1=>(1)初取中心距ao由估算公式參考文獻【2】公式8-20得:0.7 (ddi+dd2)三 ao 2(d di+dd2)得 280 ao 800取 ao=5OOmm(2)確定帶長Ld 由計算公式參考文獻【2】公式8-22得:2Ld0(dd 2 ddi)(ddi dd2)24a°,(300 100)Ld0 2 500(100 300)1628mm24 500查參考文獻【2】表8-2取Ld=1800mm 計算實際中心距 由計算公式參考文獻【2】公式8-23得:由計算公式參考文獻【3】7-31得:PeaZ (PoR)K Kl查參考文獻【3】表7-

11、8和表7-10得：F0=0.97kwPo=O.97kW, Po=O.11kW查參考文獻【3】表7-9和表7-3得：Ka=0.98K l=1.01貝卩z 5.24.86z=5根(0.97 0.11) 0.98 1.01取z=5根&求初拉力F。及帶輪軸上的壓力Fq由計算公式參考文獻【3】公式7-33得：F。500(芟 1)蟲 qv2F0=163NK zv查參考文獻【3】表7-11得：q=0.10kg/m則F。500( 2.5 1) 5.20.1 5.0242 163.0(N)0.985 5.024由參考文獻【3】公式7-32可得作用在軸上的壓力Fz為：170 2Fz=1623.5NFZ 2

12、zF0sin 12 5 163.0 sin1623.5(N)2 29、設計結果選用 5根 A型 V帶，中心距 a=586mm帶輪直徑 d d1=100mmdd2=300mm,軸上壓力 Fz=1623.5N四、齒輪傳動的設計計算1、選擇齒輪材料及精度等級根據(jù)參考文獻【4】表10.9，齒輪選用20CrMnMc鋼，滲碳淬 火，齒面硬度為5862HRC心部硬度32HRC因為是普通減 速器、由參考文獻【4】表10.21選8級精度，要求齒面粗糙 度 Ra 3.2 6.3 m。2、按齒面接觸疲勞強度設計因兩齒輪均為鋼質(zhì)齒輪，可應用參考文獻【4】式（10.22 ）求出d1值。確定有關參數(shù)與系數(shù)：1）轉矩TT1

13、 =9.55 x 106 P 9.55 1063.57 N mm=1.07X 105 N mmn13202）載荷系數(shù)K查參考文獻【4】表10.11取K=1.13 ）齒數(shù)z和齒寬系數(shù)d小齒輪的齒數(shù)Z1取為25,則大齒輪齒數(shù)Z2=73。因單級齒輪 傳動為對稱布置，而齒輪齒面又為軟齒面，由參考文獻【4】 表10.20選取d=1。4）許用的接觸應力 h由參考文獻【4】圖10.24查得Hlim1= Hlim 2=1500 Mp3由參考文獻【4】表10.10查得Sh=1T1 = 1.07 x105 N mmK=1.1=1Hlim1560MpaH lim2=530MpaNi=60njLh=60X 320X

14、1X( 2X 8X 300X 16) =1.475 X 1092二Nji=1.475 X 109/3=4.917 X 108查參考文獻【4】圖10.27得Znt1=0.95, Znt2=1.06由參考文獻【4】式(10.13)可得：Z NT1 H lim10.95 1500ShMPa1425MPaZe-材料彈性系數(shù)（），按表查取Ze=189.8Zh-節(jié)點區(qū)域系數(shù)，考慮節(jié)點處輪廓曲率對接觸應力的影響, 由圖查取。對于標準直齒輪，a=25°, Zh=2.5Ze-重合度系數(shù)，考慮重合度對單位齒寬載荷的影響，其值可由圖查取，Ze=0.76，故d13 KT1(u1)(ZEZHZe)22dU H

15、3 1.1 1.07 105 3.93(189.8 2.5 0.76)2 1 2.93 1425221.6mmm=d121B mm250.864mm由參考文獻【4】表10.3取標準模數(shù)m=1.0mm3、主要尺寸計算d1mz.1.0 25mm25mmd2mz21.0 73mm73mmbd d11 25mm25mmN = 1.475x 1092=4.917X 108h 1=532MPah 2 =562MPam=0.8mmd1=25mmd2=73mmb=25mm取 b1=25mmb2 =b1+2.5mm=27.5mmb2=27.5mma=61.5mm11a m z z2- 1.0 25 73 mm

16、=61.5mm224、按齒根彎曲疲勞強度校核由參考文獻【4】式（10.24 ）得出f，女口 f f貝“校核合格。確定有關系數(shù)與參數(shù)：1）齒形系數(shù)Yf查參考文獻【4】表10.13得Yf1 =2.65 , Yf2=2.182）、應力修正系數(shù)Ys查參考文獻【4】表10.14得yS1 1.59, yS2 1.80yF1 =2.65yF2=2.183）許用彎曲應力 f由參考文獻【4】圖10.25查得F lim 1F lim 2 450MPa。由參考文獻【4】表10.10查得Sf=1.13。由參考文獻【4】圖10.26查得YnYnt2 1由參考文獻【4】式（10.24）可得F12Kbm2Z1YNT 1 F

17、 lim 1YfYs52 1.1 1.07 1025 1.02 25Sf2.65 1.594501.13=400MPa376.6MPaF 1 400MPa齒根彎曲強度校核合格。5、齒輪的圓周速度vdm25 320/,v m/s 0.42m/s60 1000 60 1000由參考文獻【4】表10.22可知，選8級精度是合適的6、 幾何尺寸計算及繪制齒輪零件工作圖。（見零件圖1）五、軸的設計計算1、選擇軸的材料，確定許用應力由已知條件知減速器傳遞的功率屬小功率，對材料無特殊要求，故選用45鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。由參考文獻【4】表14.7 查得強度極限B=650MPa，再由參考文獻【4】表14.2得許 用

18、彎曲應力 ib =60MPa。2、按扭轉強度估算軸徑根據(jù)參考文獻【4】表14.1得C=107118又由參考文獻【4】 式(14.2 )得P3 57I 軸：d C3(107118)3：mm 23.9 26.4mm3 43(107118)巾碩 口口 33.837.3mmX n 320II 軸：d C3 PVn考慮到軸的最小直徑處要安裝聯(lián)軸器，會有鍵槽存在，故將估算直徑加大3%5%取為24.627.7mm。由設計手冊取標準直徑d1=25mm I軸取為34.8 39.2mm由設計手冊取標準直徑d1=35mm六、聯(lián)軸器的選擇聯(lián)軸器通常用來連接兩軸并在其間傳遞運動和轉矩，聯(lián)軸器 所連接的兩軸，由于制造及安

19、裝誤差、受載變形和溫度變化等影 響，往往存在著某種程度的相對位移。因此，設計聯(lián)軸器時要從 結構上采取各種不同的措施，使聯(lián)軸器具有補償上述偏移量的性 能，否則就會在軸、聯(lián)軸器、軸承中引起附加載荷，導致工作情 況惡化。綜上所述，故選擇撓性聯(lián)軸器，這種聯(lián)軸器具有一定的 補償兩軸偏移的能力，再根據(jù)聯(lián)軸器補償位移方法，選彈性柱銷 聯(lián)軸器，它僅用彈性柱銷（通常用尼龍制成）將兩半聯(lián)軸器連接 起來，它傳遞轉矩的能力大、結構更簡單、耐用性好，故選擇彈 性柱銷聯(lián)軸器。為了隔離震動、緩和沖擊和安裝方便，擬I軸選用選彈性柱銷 聯(lián)軸器，"軸選用無彈性元件擾性聯(lián)軸器2）計算轉矩Tci=138.5N m d1=2

20、5mmTc2=390.0N m d2=35mm由設計手冊查的K=1.3Tc1=K x 9550 P =1.3 x 9550 X 3.57 =138.5N mn1320P3 43Tc2=KX 9550 P =1.3 x 9550X 3.43 =390.0N mn2109.23）選擇型號及尺寸由 Tc1=138.5N - m di=25mm , Tc2=390.0N- m d2=35mm,查GB432 84, I軸選用選彈性柱銷聯(lián)軸器，型號為TL6,其中Tn=250 N - m,n= 3800r/min;H軸選用無彈性元件擾性聯(lián)軸器，型號為HL3,其中Tn=630N m， n= 5000r/min

21、七、潤滑、密封裝置的選擇根據(jù)參考文獻【4】1118頁，再根據(jù)齒輪的圓周速度，軸承可以用脂潤 滑和油潤滑潤滑，由于齒輪的轉速是小于 2m/s,故軸承潤滑采用脂潤滑，為 防止箱體的軸承與潤滑脂的配合，防止?jié)櫥魇В瑧谙潴w側裝擋油環(huán)， 潤滑脂的裝填量不應超過軸承空隙體積的，在減速器中，齒輪的潤滑方式根 據(jù)齒輪的圓周速度而定，由于 V<12m/s所以采用油池潤滑，齒輪浸入油池 1-2個齒高深度，大齒輪的齒頂?shù)接偷酌娴木嚯x為 40mm箱體采用SH0357-92 中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度。軸承蓋中采用氈圈油封密封。八、減速器的設計名稱符號減速器型式、尺寸關系/mm結果齒輪減速器箱座壁厚0.0

22、25a+1 > 88箱蓋壁厚10.025a+1 > 88箱蓋凸緣厚度b11.5 112箱座凸緣厚度b1.512箱座底凸緣厚度b22.520地腳螺釘直徑df0.036a+1222地腳螺釘數(shù)目nA> 250 時，n=66軸承旁連接螺栓直徑di0.75 dfi6蓋與座連接螺栓直徑d2(0.5 0.6 ) dfi2連接螺栓d2的間隔li50 200i50軸承端蓋螺釘直徑d3(0.4 0.5 ) dfi0檢查孔蓋螺釘直徑d4(0.3 0.4 ) df8定位銷直徑d(0.70.8) d29d f、di、d2 J至外箱壁距離Ci見參考文獻【4】表4.2df : Ci =30di : C1=22 d2 : C1 =18df、d2至凸緣邊緣距離C2見參考文獻【4】表4.2df: C2=26 d2 : C2 =16軸承旁凸臺半徑RiC216凸臺高度h根據(jù)低速級軸承座外徑確 定，以便于扳手操作為準20外箱壁至軸承座端面的距離liG +C2 + (5+i0)36齒輪頂圓與箱壁間的距離1i.210齒輪端面與箱間的距離29箱蓋、箱座肋厚m