带式输送机课程设计一级圆柱齿轮1.docx

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带式输送机课程设计一级圆柱齿轮1

 设计任务

一．设计题目

1．设计题目名称

带式输送机用单级圆柱齿轮减速器。

2．工作条件

电动机驱动，预定使用寿命8年（每年工作300天），工作为两班制工作，载荷轻，带式输送机工作平稳。

工作环境：

室内灰尘较大，环境温度350。

动力来源：

电力，三相交流380/220伏。

3.原始数据

1）输送带拉力  F=2600N

2）输送带速度  V=1.45m/s

3）滚筒直径    D=420mm（效率0.96）

二．设计方案分析

本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。

传动方案采用了1级传动，带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。

齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。

本设计采用的是单级直齿轮传动。

再说明直齿轮传动的优缺点。

减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。

一、传动方案拟定……………………………………………………………………2

二、电动机的选择……………………………………………………………………4

三、计算总传动比及分配各级的传动比……………………………………………5 

四、运动参数及动力参数计算………………………………………………………5

五、传动零件的设计计算……………………………………………………………6

六、轴的设计计算……………………………………………………………………11

七、键联接的选择及计算……………………………………………………………17

八、箱体结构设计……………………………………………………………………17

九、参考文献…………………………………………………………………………19

设计计算

一、传动方案拟定

1、工作条件：

使用年限8年，两班工作制，载荷轻，工作平稳，室内灰尘较大，环境最高温度35摄氏度。

2、原始数据：

输送带拉力F=2600N；带速V=1.45m/s；滚筒直径D=420mm；

3、设计方案:

单级圆柱齿轮减速器和一级带传动

 本设计原动机为电动机。

工作机为皮带输送机。

传动方案采用了单级传动，为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟订传动方案，可以由已知道条件计算驱动卷筒的转速：

    n筒=60×1000V/πD

        =60×1000×1.45/（π×420）

         =65.97r/min

一般常用同步转速为750r／min或者1000r/min的电动机为原动机，因此传动方案传动比约为11.37～15.16。

传动方案分析与论证：

所给定方案结构尺寸大、传动效率较高、工作寿命较短、成本低、连续工作性较好、环境适应性差。

在所给的条件和理论分析上比较满足要求。

二.电动机选择

1、电动机类型的选择：

卧式封闭型Y系列（ZP44）三相异步电动机

2、电动机功率选择：

①传动装置的总功率：

查表2-4取弹性连轴器、圆柱齿轮、滚动轴承、V带的效率分别为η联轴器=0.99；η齿轮=0.96；η轴承=0.99；η带=0.95

η总=η带×η轴承2×η齿轮×η联轴器×η滚筒

=0.95×0.992×0.96×0.99×0.96

=0.85

②电机所需的工作功率：

P工作=FV/1000η带

=2600×1.45/（1000×0.95）

=3.97kW

　则Po=P工作/η总=3.97/0.85　

=4.67kW

按手册表推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动

比I1=3～6。

取V带传动比I2=2～4，则总传动比范围为I总=6～24。

故电动机转速范围为

 n电动机=I总×n筒=（6～24）×65.97=395.8~1583.3r/min

符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。

根据容量和转速，查有关手册有两种适用的电动机型号：

现比较

两种如下

型号

额定功率

同步转速

满载转速

电动机质量

总传动比

Y160M-8

5.5kW

750r/min

720r/min

119kg

10.91

Y132M2-6

5.5kW

1000r/min

960r/min

84kg

14.55

根据传动方案：

综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带

传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min 。

③确定电动机型号

根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y132M2-6。

其主要性能：

额定功率：

5.5kW，满载转速960r/min。

三、计算总传动比及分配各级的传动比

1、总传动比：

i总=n电动/n筒=960/65.97=14.55

2、分配各级传动比:

1）.取V带i带=3.3（单级减速器i=2～4合理）

2）.∵i总=i齿轮×i带

  ∴i齿轮=i总/i带=14.55/3.3=4.4

  所得传动比符合一般圆柱齿轮传动和单级圆柱齿轮传动的常用范围

四、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速

电动机轴为Ⅰ轴,减速器高速轴为Ⅱ轴,低速轴为Ⅲ轴

nI=n电动机=960r/min

nII=nI/i带=960/3.3=290.9r/min

nIII=nII/i齿轮=290.9/4.4=65.97r/min

2、计算各轴的功率

PI=4.39kW;

PII=PI×η带=4.39×0.95=4.17kW

PIII=PII×η轴承×η齿轮=4.17×0.99×0.96=3.96kW

3、计算各轴扭矩

T1=9550×Po/nI=9550×4.39/960=43.67N·m

TII=9550×PII/nII=9550×4.17/290.9=136.9N·m

TIII=9550×PIII/nIII=9550×3.96/65.97=573.26N·m

五、传动零件的设计计算

 ㈠.皮带轮传动的设计计算

1）.确定计算功率Pc

由于每天工作时间T=16h，运输装置工作时载荷平稳，由表8-7查得工作情况系数KA=1.1，故Pc=KA×P=1.1×4.39kW=4.83kW

2）.选择V带的带型

根据Pc,n1由图8-10选择A型V带。

3）.确定带轮的基准直径dd1并验算带速υ

①由表8-6和8-8，取小带轮的基准直径dd1=125mm。

②按式（8-13）验算带速:

υ=πdd1nI/（60×1000）

=π×125×960/60000

=6.28m/s

因为5m/s<υ<30m/s,故带速合适。

4）.计算大带轮的基准直径dd2根据式（8-15a）则

dd2=i带×dd1=3.3×125=412.5mm由表8-3取整dd2=400mm

5）.确定V带的中心距a和基准长度Lo

①根据式0.7（dd1+dd2）

Lo≈2a+0.5π（dd1+dd2）+0.25（dd2-dd1）2/a

=2×700+0.5π×（125+400）+0.25×（400-125）2/700

=2251mm≈2240mm　　

6）.验算小带轮的包角α　

由包角公式α≈1800-（dd2-dd1）57.50/a

=1800-（400-125）×57.50/700=157.40>1200 

 7）.计算带的根数z 

   ①由dd1=125mm和nI=960r/min，查表8-9得Po=1.37kW.

根据nI=960r/min，i=3.3和A型V带，查表8-18、8-19得ΔPo=0.02kW

查图8-11得Kα=0.928，查表8-2得KL=1.06,

则Pr=（Po+ΔPo）Kα×KL=（1.37+0.02）×0.928×1.06kW=1.37kW

   ②V带根数z=Pca/Pr=4.83/1.37=3.53（根），取整z=4根

8）.计算实际中心距a=ao+0.5（L-Lo）=700+0.5×（2240-2251）=695mm

9）.计算单根V带的初拉力的最小值（Fo）min

由表8-6得A型带的单位长度质量q=0.10kg/m,所以

 （Fo）min=500（2.5-Kα）Pc/zυKα+qυ2

=500×（2.5-0.928）×4.83/（0.928×4×6.28）+0.1×6.282

=152.30N     

实际处拉力Fo>（Fo）min

10）.计算压轴力Fp

最小值压轴力为（Fp）min=2z（Fo）minSin（0.5α1）

=2×4×152.3×Sin（157/2）

=1187.2N  

11）.大带轮结构设计 

可知dd2>300mm,则选择轮辐式V带轮。

与大带轮相配的轴直径

d=Ao（P/n2）-3,查表15-3选择45号钢,取Ao=112则d=24.7,由于开有键槽可取d=26mm。

由于L=（1.5～2）d,即39mm

㈡.齿轮设计计算

1）.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。

①由传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。

②输送机为一般工作机，速度不高，故选用8级精度（GB10095—88）。

③材料选择：

由表10-1选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为240

HBS大齿轮材料为45钢（正火），硬度为210HBS，两者材料硬度差为40HBS

④选小齿轮齿数z1=25，大齿轮齿数z2=25×4.4=110。

2）.按齿面接触强度设计

①试选载荷系数：

查表10-11，得K=1.1

②计算小齿轮传递的转矩。

由公式T1=95.5×105P1/n1=95.5×105×4.17/290.9=136.9N·m

③由表10-20选取齿宽系数φd=1。

④由表10-12查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1/2。

⑤由图10-24按齿面强度查得小齿轮的接触疲劳强度极限

σHlim1=560MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限σHlim2=530MPa。

⑥由公式10-13计算应力循环次数（一年按300计算）

N1=60n1jLh=60×290.9×1×（16×300×8）=6.7×108

N2=6.7×108/4.4=1.52×108

⑦由图10-27取接触疲劳寿命系数ZNT1=1.03；ZNT2=1.12

⑧计算接触疲劳许用应力。

取失效概率为1%，安全系数S=1，由公式（10-12）得[σH]1=ZNT1σHlim1/S=1.03×560MPa=576.8MPa

[σH]2=ZNT2σHlim2/S=1.12×530MPa=593.6MPa

⑨由设计计算公式（10-9a）进行试算，

即d≥76.43[（u+1）KtT1/u[σH]2φd]1/3则小齿轮分度圆直径d1，代入[σH]中较小的值得：

d1≥76.43（1.1×13.69×104×5.4/4.4/576.82）1/3=62.82mm

⑩计算圆周速度υ=πd1tn1/60×1000

                 =π×62.82×290.9/60000=0.96m/s

⑾几何尺寸计算

模数m=d1t/z1=62.82/25mm=2.51mm

查表10-3得m=3mm

齿高h=2.25m=2.25×3mm=6.75mm

齿宽b=φdd1=62.82取b2=65mmb1=b2+5=70mm

分度圆直径d1=mz1=3*25=75mm

d2=mz2=3*110=330mm

中心距a=（d1+d2）/2=202.5mm

 3）.按齿根弯曲强度校核

①由图10-25查得 小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFlim1=210MPa；

大齿轮的弯曲疲劳强度极限σFlim2=190MPa；

②由图10-26取弯曲疲劳寿命系数YNT1=1，YNT2=1。

③计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，

 由式（10-12）得：

      [σF]1=σFlim1YNT1/S=1×210/1.4MPa=150MPa

      [σF]2=σFlim2YNT2/S=1×190/1.4MPa=135.7MPa

④查取齿形系数   由表10-13查得YF1=2.65；YF2=2.176

⑤查取应力校正系数   由表10-14查得YS1=1.59；YS2=1.808

⑥计算弯曲应力σF

σF1=2KT1YF1YS1/bm2z1=2*1.1**2.65*1.59/（60*32*25）=94MP<[σF]1

σF2=2KT1YF2YS2/bm2z1=2*1.1**2.176*1.808/（60*32*25）=87.8<[σF]2

所以齿根弯曲疲劳强度校验合格。

4）.大齿轮结构设计

 小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构。

大齿轮的有关尺寸计算如下：

轴孔直径d＝60mm

轮毂直径D1＝1.6d＝60×1.6＝96mm

轮毂长度L＝1.2d＝1.2×60＝72mm

轮缘厚度δ0＝（3-4）m＝9-12mm

      取δ0＝10mm

轮缘内径D2＝da2-2h-2δ0＝336-2×6.75－20

＝302.5mm

取D2＝300mm

腹板厚度C＝（0.2-0.3）b＝13-19.5mm

取C＝18mm

腹板中心孔直径D0＝0.5（D1+D2）＝0.5（96+300）

＝198mm

腹板孔直径d0＝15-25mm  取d0＝20mm

齿轮倒角取C2

六、轴的设计计算

Ⅰ、输入轴的设计计算

从动轴设计

   1、选择轴的材料  确定许用应力

      选轴的材料为45号钢，调质处理。

查[1]表14-7可知：

σB＝650Mpa,

查[1]表14-2可知：

[σb]-1＝60Mpa

   2、按扭矩估算轴的最小直径

      单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：

     d≥C（PⅡ／nⅡ）1／3

 查[1]表14-1C＝107-118

      则d≥（107-118）×（4.04/65.97）1/3mm＝42.17-46.49mm 

      考虑键槽的影响，故应将轴径增大5%

即d＝（42.17-46.49）×1.05＝44.2-48.8mm

      要选联轴器的转矩Tc

        Tc＝KTⅡ＝1.5×＝8.77×105N·mm

           （查[1]表20-1工况系数K＝1.5）

           查[2]附录6选用连轴器型号为YLD10

考虑联轴器孔径系列标准

故取d＝45mm

 3、轴的结构设计

     轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。

（1）联轴器的选择

联轴器的型号为YLD10联轴器：

45×112 

（2）确定轴上零件的位置与固定方式

单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置。

在齿轮两边。

轴外伸端安装联轴器，齿轮靠轴环和挡油环实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠挡油环和端轴承盖实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位。

（3）确定各段轴的直径

将估算轴d＝45mm作为外伸端直径d1与联轴器相配（如图），考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2＝50mm，齿轮和右端轴承从右侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3＝55mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4＝60mm。

齿轮左端用轴环固定,右端用挡油环定位,轴环直径d5

满足齿轮定位的同时,还应满足左侧轴承的安装要求，d5＝68mm,根据选定轴承型号确定.左端轴承型号与左端轴承相同,取d6＝55mm.

  （4）选择轴承型号

由[2]附表5-1初选深沟球轴承,代号为6211,轴承宽度B＝21。

（5）确定轴各段直径和长度

由草绘图得

Ⅰ段：

d1＝45mm  长度L1＝110mm

II段:

d2＝50mm   长度L2＝60mm

III段：

d3＝55mm 长度L3＝43mm

Ⅳ段：

d4＝60mm  长度L4＝63mm

Ⅴ段:

d5＝68mm 长度L5＝12mm

Ⅶ段:

d4=55mm  长度L6=21mm

由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L＝110mm

4、按弯矩复合强度校核

（1）齿轮上作用力的计算

      齿轮所受的转矩：

T＝TⅡ＝584.84N·m

      齿轮作用力：

         圆周力：

Ft＝2000T/d＝2000×584.84/330

＝3544.5N

         径向力：

Fr＝Fttan200＝3544.5×tan200

＝1289.5N

（2）因为该轴两轴承对称，所以：

LA＝LB＝55mm

（3）绘制轴受力简图（如图a）

（4）计算支承反力

          FHA＝FHB＝Fr/2＝1289.5/2＝644.75N

FVA＝FVB＝Ft/2＝3544.5/2＝1772.25N

（5）绘制弯矩图

由两边对称，知截面C的弯矩也对称。

截面C在水平面弯矩（如图b）为

MHC＝FHAL/2＝644.75×110÷2000＝35.46N.m

截面C在竖直面上弯矩（如图c）为：

MVC＝FVAL/2＝1772.25×110÷2000＝97.47N.m

（6）绘制合弯矩图（如图d）

MC＝（MHC2+MVC2）1/2＝（35.162+97.472）1/2

＝103.62N.m

（7）绘制扭矩图（如图e）

转矩：

T＝TⅡ＝584.84N·m

（8）校核轴的强度

转矩产生的扭剪可认为按脉动循环变化，取α＝0.6，截面C处的当量弯矩：

Mec＝[MC2+（αT）2]1/2

＝[103.622+（0.6×584.84）2]1/2

＝365.88N·m

（9）校核危险截面C的强度

σe＝Me／0.1d3＝／（0.1×603）＝16.9MP＜[σb]-1

结论：

该轴强度足够。

      截面C在水平面上弯矩为：

      MC2=FAZL/2=1417.5×69=97807.5N·mm

   ⑦绘制合弯矩图（如图d）

     MC=（MC12+MC22）1/2=（35.6042+97.80752）1/2=104.086N·m

   ⑧绘制扭矩图（如图e）转矩：

T=102.06N·m

   ⑨绘制当量弯矩图（如图f）

     转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化，取α=0.6，截面C处

     的当量弯矩：

Mec=[MC2+（αT）2]1/2

   ⑩校核危险截面C的强度   

     由式（6-3）σe=Mec/0.1d33

                   =[104.0862+（0.6×102.06）2]1/2/（0.1×0.0323）

                   =35.8MPa＜[σ-1]b=60MPa

         ∴该轴强度足够。

Ⅱ、输出轴的设计计算

 1、选取联轴器类型

     联轴器的孔径,由表14-1查得Ka=1.3,则联轴器的计算转矩

  Tca=KaTIII=1.3×300.57=390.741N·mm.

  按计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩条件,查GB/T5014-2003

 选用HL3型弹性柱销联轴器,其公称转矩为630N·mm,半联轴器

孔径d=30mm,故取dⅠ-Ⅱ=30mm,半联轴器长度L=60mm,由于半联轴器

与轴配合的毂孔长度L1应该小于L,所以取LⅠ-Ⅱ=45mm

2、轴的结构设计

 1）.轴的零件定位，固定和装配

    单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分

布，齿轮右面用轴肩定位，左面用套筒轴或者弹性挡圈轴向定位，

周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，

周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，右轴承从右面

装入，齿轮套筒，左轴承和联轴器依次从左面装入（见附图1）

2）.确定轴的各段直径和长度

  ①为了满足半联轴器的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右段需要制一个

轴肩,故取dⅡ-Ⅲ=35mm左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈

直径D=30mm,同时取LⅠ-Ⅱ=40mm

  ②初步选择滚动轴承型号,因只受径向作用力,选择深沟球轴承,参

照工作状况以及轴径要求选6008,查手册d×D×T=40×68×15

故取dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=15mm.

左端轴承采用轴肩定位,查手册定位轴肩高度h=3mm,取dⅥ-Ⅶ=46mm

  ③取安装齿轮处轴端dⅢ-Ⅳ=40mm,齿轮的左端与左轴承采用套筒和

弹性圈共同定位,以知齿轮轮毂宽度B2=72mm,为使弹性挡圈靠近

齿轮,则取LⅢ-Ⅳ=70mm,齿轮右端采用轴肩定位.轴肩高度

h≥0.17d=0.07×40=2.8mm,取h=3mm,则轴环处直径dⅤ-Ⅵ=46mm,

为了加工方便取dⅤ-Ⅵ=dⅥ-Ⅶ=46mm则取LⅤ-Ⅶ=20mm

  ④考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离,

取轴承端盖宽度为20mm.通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽

度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定距离而定，为此，

取dⅡ-Ⅲ=50mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,

  ⑤取齿轮距箱体内壁距离a=17mm,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动

    轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm.

    则LⅢ-Ⅳ=T+s+a+（72-70）=15+8+17+2=42mm

      LⅥ-Ⅶ=s+a=17+8=25mm       

⑥轴上零件的周向固定

     齿轮、联轴器与轴的周向定位采用平键连接.齿轮处轴由表6-1

  查得平键b×h=12×8mm,键槽用键槽铣刀加工,长为50mm,为了保

  证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择配合为H7/n6,

  同样,联轴器与轴的连接选用平键b×h=8×7mm,长为36mm,配合为

  过渡配合H7/k6,滚动轴承与轴配合为m6

⑦确定轴上圆角与倒角尺寸

     查表15-2,轴左端倒角为1×45o,右端倒角为1.2×45o.

     轴肩处圆角半径见图纸标注.

 3、计算轴上载荷

①已知转矩TIII=300.57N·m根据（6-34）式得圆周力

  Ft=2TIII/d2=2×/224=2683.7N

②求径向力Fr

  根据（6-35）式得Fr=Ft·tanα=2683.7×tan200=976.8N

③因为该轴两轴承对称，所以：

LA=LB=68.5mm

④绘制轴受力简图（如上图a）

⑤绘制垂直面弯矩图（如上图b）