带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器的设计zhongyao.doc

【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器的设计zhongyao.精品文档.设计题目：一级圆柱齿轮减速器的设计目录一、    电动机的选择-二、    计算传动设计-三、    各轴运动的总传动比并分配各级传动比-四、    带传动设计-五、    齿轮传动设计-六、    轴的设计-七、    轴的考核键的校核- 八、    联轴器的选择-九、    减速器的结构设计-十、    润滑与密封-十一、             参考资料- 机械零件课程设计任务书设计题目：带式输送机传动装置中的一级直齿减速器。运动简图工作条件 传动平稳，输送带单向工作，24小时工作制，使用5年，输送带速度误差±5%原始数据已知条件题号14输送带拉力2.1输送带速度1.6滚筒直径400设计工作量 设计说明书一份减速器装配图1张减速器零件大齿轮1张，输出轴1张二、电动机的选择计算步骤设计计算与内容设计结果 1、选择电动机的类型。  2、电动机输出功率   按照工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇式笼型三相异步电动机。  滚筒的功率: Pw=Fw.Vw/1000w =2100 ×1.6/（1000×0.96） =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/又因为=12334 =0.96×0.98×0.97×0.97×0.96 =0.82P0=PW/ =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 = (24) ×(35)=620 n=(620) ×76.43 =458.581528.6r/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计算步骤设计计算与内容设计结果 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计算步骤设计计算与内容设计结果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=4.27KW n0=960r/minT0=9550P0/n0 =9550×4.27/960=42.48N.mP1=P0×1 =4.27×0.96=4.10KWn1=n0/i1=960/3.2=300/minT1=9550P1/n1=9550×4.10/300=130.52N.mP2=P1×23 =4.27×0.98×0.97=4.06KWn2=n1/i2=300/3.93=76.34r/minT2=9550P2/n2=9550×4.06/76.34=507.90N.mPW=P2×3×4 =4.06×0.97×0.96=3.78KWnw=n2=76.34r/min TW=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)4.274.104.063.78转速n(r/min)96030076.3473.89转矩T（N.m）42.48129.24507.90457.86传动比i3.23.931效率0.960.950.96P0=4.27KWn0=960r/min  P1=4.06KW n1=300r/min T1=129.24N.mn2=76.34r/min T2=491.25N.m PW=3.66KWnw=76.34r/minTW=457.86N.m 四、V带传动设计计算步骤设计计算与内容设计结果1、      确定设计功率PC2、      选择普通V带型号3、      确定带轮基准直径dd1、dd2。       4、      验证带速V5、      确定带的基准长度Ld和实际中心距a。                6、      校核小带轮包角1  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=1.3PC=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=125ddmin=75mmdd2=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=dd1n1/60×1000=（125××960）/（60×1000）m/s=6.28m/s带速在525m/s范围内。由式(8.14)得0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2）0.7（125+400）a02(125+400)367.5a01050取a0=700由式（8.15）得 L0=2a0+(dd1+dd2) /2+(dd2-dd1)2/4a0 =2×700+（125+400）/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 aa0+（La-L0）/2=700+ =694.37mm694mm中心距a的变动范围为amin=a-0.015Ld =694.37-0.015×2240 =660.77mmamax=a+0.03Ld=694.37+0.03×2240=761.57mm由式（8.17）得 1=180o-（dd1-dd2）/×57.3o =180o-57.3o×（400-125）/694.37 =157.31o120o由式（8.18）得 ZPc/(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=Kfn1（1-1/Ki）由表8.18查的Kf=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K=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） =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-1600GB 11544-89V带，中心距a=694mm，带轮直径dd1=125，dd2=400mm，轴上压力FQ=1381.36N。 KA=1.3Pc=5.55kw  dd1=125mmdd2=400mm    i=3.2n2=300   V=6.28m/s      a0=700 La=2240mm   a694mm  amin=616.2mm  amax=717mm 1=157.30o      P0=1.38kw     Kf=1.0275×10-3 P0=0.12kw  K=0.96  Z=4   F0=177.84N   FQ=1394.92N        结果选择4根A-1600GB 11544-89V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设计结果1、         选择齿轮材料及精度等级。  2、按齿轮面接触疲劳强度设计                                 3、         主要尺寸计算        4、         按齿根弯曲疲劳强度校核           5、         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Ra3.26.3um。 因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式（10.22）求出d1值。确定有关参数与系数：（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d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【fH】由图机械设计基础中10.24查的fHlim1=580MPa fHlim2=550Mpa由表10.10查得SH=1N1=60njLh=60×960×（5×52×5×24） =1.80×109N2=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 【fH】1= ZNT1fHlim1/SH =1×580/1=580MPa 【fH】2=ZNT2fHlim2/SH 1.07×550/1=588.5MPa故d176.43× =76.43× =62.06mmm= = =2.48由表10.3取标准模数m=2.5mmd1=mz1=2.5×25mm=62.5mmd2=mz2=2.5×100=250mmf2= d×d1=1×62.5mm=62.5mm经圆整后取f2=65mm f1=f2+5mm=70mm a= m（z1+z2）=0.5×2.5×（25+99）=155mm由式（10.24）得出fF,如fF【fF】则校核合格确定有关系与参数：（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【fF】由图10.25查得fFlim1=210MPa，fFlim2=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 【fF】1= = =162MPa 【fF】2= = =146MPa故fF1= YFYS = ×2.65×1.59 =113.15MPa【fF】1=162MPa fF2=fF1 =113.15× MPa =105.48MPa【fF】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/min2= = =3.3%输送带允许带速误差为±5%合格。         T1=130516.67N.mm     Z1=25Z2=100   fHlim1=580MPafHlim2=550Mpa N1=1.80×109 N2=4.58×108ZNT1=1 ，ZNT2=1.07 【fH】1=580MPa【fH】2=588.5MPa       m=2.5mm f=62.5mm f1=70mm a=155mm        SF=1.3YNT1=YNT2=1            V=0.98m/s  齿轮的基本参数标准齿轮有ha*=1 c*=0.25齿顶高ha=ha*×m=2.5mm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。设计步骤计算方法和内容设计结果1、         选择轴的材料，确定许用应力。 2、         按钮转强度估算轴径。   3、         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                                                                       4、         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fB=650MPa，在查书1，272页表1402得许用弯曲应力【f-1f】=60MPa。根据书1，271页表14.1得C=107118.又由式（14.2）得：dC× . =（107118）× =40.2344.37mm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41.7146.59mm。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× =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。齿轮用轴肩与轴套作轴向定位，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、由上述可知轴段1直径最小d1=45mm。轴的直径d101818303050508080100轴上圆角/倒角C1/R11.62.03.04.05.0最小轴肩高度hmin22.53.54.55.5轴环宽度ff1.4h轴上圆角半径R0.81.01.622.5 、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。、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。、轴段4一般要比轴段3的直径大10mm，所以有 d4=d3+10mm=70mm、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、轴段6与轴段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、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。、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。、为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距，可取该间距为18mm。、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）×2 =123mm、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，与齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距相同，故取套筒的长度为20mm。套筒左端紧靠与齿轮的内圈横截面，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。f、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： 1=0.02a+1mm =0.02×155+1=4.125mm8mm取1=8mm轴承端盖螺钉直径：d3=（0.4-0.5）df =（0.40.5）×20mm=（810）mm 取d3=8mm查书2，17页表4.1的，轴旁连接螺栓直径为： d1=0.75df =0.75×20=15mm由于较大的偶数则d1=16mm，所以轴承的连接螺栓直径为16mm写为M16查手册表4.2,cmin=22，c2min=20所以轴承座端面距离内箱壁的距离为y为： y=1+C1min+C2min+（510） =8+22+20+5=55mmC、外壁圆角半径一般为35mm，取圆角半径为4mm。d、由f、步可知d3=8mm查书2，23页表4.5得，螺钉连接外装式轴承的厚度为： e=1.2d3 =1.2×8mm=9.6mme、轴段2伸出箱体外的长度一般为1520mm，为了方便计算取该轴段的伸出长度为17.4mm。综合上述，轴段2的长度为： 2+18+55+4+9.6+17.4=106mm、轴段1的长度确定，根据联轴器的长度来确定其长度，查书2，68页附表1.7得，L=82mm。、在轴段1、3上分别加工出键槽，使两键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮廓宽度约小510mm，键槽的规格查书2，108页附表5.11得，轴段1的键槽深度为5.5mm，宽度为14mm；轴段3的键槽深度为7mm，宽度为18mm。 （1）   、画出轴的受力图如图f所示（2）   、作水平面内的弯矩图 列出平衡弯矩图如下： FHA·L+FHB·L=0 支点为：Ft= = =4135.68N Fr=Ft×tan20o =4135.68×tan20o=1505.26NFHA=FHB=Ft/2=4135.68/2=2067.84N-截面处的弯矩为：MHC1= = =127172.16N.mm-截面处的弯矩为：MHC2=FHA×29 =2067.84×29=59967.36N.mm其弯矩图如c图所示。（3）、作垂直平面内的弯矩图去掉A支点保留B支点，则有：FVA=FVB= =1505.26/2=752.63N-截面处的弯矩为：MV=FVA· =752.63× =46286.75N·mm-截面的合成弯矩为：MV= =752.63×29mm=21826.27N·mm其弯矩图d图所示。（4）、由M= 得：-截面的合成弯矩为： M1= = =135333.74N·m-截面的合成弯矩为： M2= = =63815.91N·m其合成弯矩图如e图所示。（5）、作转矩图 T=9.55×106× =9.55×106× =507898.87mm其转矩图如f图所示。（6）   求当量转矩（弯矩合成图） 因减速器单向运转，故可以认为转矩为脉动循环变化，修正系数=0.6.由Me= 得： -截面的弯矩合成为：Me1= =333438.56N·mm-截面的弯矩合成为： Me2= = =311349.52其弯矩合成如g图所示。 （7）、确定危险截面及校核强度 由以上图可以看出，截面-、-所受转矩相同，但弯矩Me1Me2，且轴上还有键槽，故截面-可能为危险截面。但由于轴径d3d2，故也对-进行校核。截面-：由W=0.1d3，【f-1f】= 得fe1= = =15.44MPa截面-： fe2= = =18.71MPa查教材272页表14.2得【f-1f】=60MPa，满足fe【f-1f】的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定的余量。因所设计轴的强度裕度不大，此轴不必再作修改。       【f-1f】=60MPa        d1=45mm    TC=507898.87N.m L1=84mm L=112mm                    d2=52mm       d3=60mm  d4=70mm   d5=62mm  d6=d2=55mm 毂宽为65mm           B=18mm L=123mm         a =156.25mm  df=20mm     1=8mm       d1=15mm   cmin=22，c2min=20 y=55mm     e=9.6mm       L=82mm。           Ft=4135.68N Fr=1505.26N  FHA=FHB=2067.84N  MHC1=127172.16N.mm  MHC1=127172.16N.mm  MHC2=59967.36N.mm    FVA=FVB=752.63N  MV=46286.75N·mm  MV=21826.27N·mm     M1=135333.74N·m M2=63815.91N·m   T=507898.87mm        Me1=333438.56N·mm   Me2=311349.52 fe1=15.44MPa   fe2=18.71MPa     七、轴承的选择与校核设计步骤设计计算与内容设计结果一、    轴承的当量动载荷     二、    试选轴承型号       三、    由预期寿命求所需c并校核由前面计算知d2=55mm，选用6011型号的轴承。查书1，295页查表15.12知：载荷系数fp=1.2查书1，296页查表15.14知：温度系数fT=1因为此Fa=0N由式15.2得P=fp×Fr =1.2×1505.26 =1806.312N因为是球轴承=3根据轴颈d=55mm，选择6011型，并查书2129页附表10.1得该型号轴承的基本额定动载荷Cr=30.2KN基本额定静载荷Cor=21.8KN由表15.15知：轴承预期寿命Lh的参数值为5000060000h 在因为该轴承要工作5年且24小时连续工作，所以有： Lh=5×52×5×24=31200hCmax= × = × =9443.77N选择6011轴承Cr=30.2KN满足要求CmaxCr，选择合适。  fp=1.2fT=1 P=1806.312N  =3  Cr=30.2KNCor=21.8KN        满足要求CmaxCr，选择合适八、键的设计设计步骤设计计算与内容设计结果一、    联轴器的键 1、         选择健的型号      2、         写出健的型号二、    齿轮键的选择1、         选健的型号2、写出键的型号选择C型健 由轴径d1=45mm，在同表查得健宽f=14mm，健高h=9mm，L=36160mm。 L=70mm（1.61.8）d l1=L-0.5f=70-0.5×14=63mm由式14.7得fjy1= =（4×457.86×1000）/（45×9×63）=71.77MPa【fjy】选健为C14×70GB/T1096-1979选择A型健轴径d3=60mm，为了使加工方便，应尽量选取相同得健高和健宽。但强度不够。故 健宽f=18mm，高h=11mm，L=50mm l2=L-18=50-18=32mmfjy2= = =96.2MPa选取键A18×50GB/T1096-1979 选择C型键f=14mmh=9mmL=36160mm       选择A型键九、联轴器的选择设计步骤设计计算与内容设计结果一、    计算联轴器的转矩二、    确定联轴器的型号由表16.1查得工作情况系数K=1.3由式16.1得主动端 TC1=KT2 =1.3×507.94=660.322N·mm 从动端TC2=KTW =1.3×457.86=595.23N·mTm=1250N·m由前面可知： dC =40.2344.37mm又因为d（1+0.05） =（40.2344.37）（1+0.05） =42.241546.59mmn2=76.34r/minn=4000r/min由附表9.4可确定联轴器的型号为弹性柱销联轴器 HL4 GB5014-85。   TC1=660.322N·mm  TC2=595.23N·m      标记为：HL4 GB5014-85。十、减速器箱体设计设计步骤设计计算与内容设计结果轴中心距箱体壁厚箱盖壁厚机座凸缘厚度机盖凸缘厚度机盖底凸缘厚度地脚螺栓直径地脚螺钉数目轴承旁联结螺栓直径盖与座连接螺栓直径联结螺栓d2的间距轴承端盖的螺钉直径d3窥视孔盖螺钉直径d4定位销直径df、d1、d2至外壁距离df、d2