單級斜齒圓柱齒輪減速器課程設計帶式運輸機傳動裝置

1、機械設計課程設計計算說明書設計題目：帶式運輸機傳動裝置專業(yè)課設計課程設計說明書一、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四、運動參數及動力參數計算五、傳動零件的設計計算六、軸的設計計算七、滾動軸承的選擇及校核計算八、鍵聯接的選擇及計算九、潤滑方式的確定 十、參考資料計算過程及計算說明一、傳動方案擬定1 .設計題目名稱單級斜齒圓柱齒輪減速器。2 .運動簡圖3 .工作條件連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，空載起動，運輸機雙班制工作，單向運轉，有 輕微振動，小批量生產，使用年限10年，運輸帶速度允許誤差為士 5% 4，原始數據1 .輸送帶牽引力F=740 N2 .輸送帶線速度V

2、=1.3 m/s3 .鼓輪直徑 D=240 mm二、電動機選擇1、選擇電動機的類型:按工作要求和工況條件，選用三相鼠籠式異步電動機，封閉式結構，電 壓為380V，Y型2、計算電機的容量Pd :電機至工作機之間的傳動裝置的總效率: a12345 = 0.98 X 0.98 3 X 0.98 X 0.99 X 0.96=0.876V帶傳動效率：0.98 ;2 滾子軸承傳動效率：0.983圓柱齒輪的傳動效率：0.98 ; 4彈性聯軸器的傳動效率：0.995 卷筒的傳動效率：0.96已知運輸帶的速度v=0.95m/sPd RkwaPw二 kw1000 w所以：巳仁740 1.310000.961.14

3、3KW從表22-1中可選額定功率為1.5kw的電動機。3、確定電機轉速:卷筒的轉速為：n=60 X 1000V/( n D)=60 X 1000 X 1.3 - (3.14 X 240)=103.503r/mi n按表14-8推薦的傳動比合理范圍，取 V帶傳動比i1 24單級圓柱齒輪減速器傳動比j2 46，則從電動機到卷軸筒的總傳動 比合理范圍為：i 8 24。故電動機轉速可選的范圍為:n d=i X n=（824） X 103.65=8302488符合這一范圍的轉速有：1000r/mi n 、1500r/mi n ,;綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、和帶傳動、減速器的傳動比， 可見第1

4、種方案比較合適，因此選用電動機型號為 Y100L-6，其主要參數 如下：功率轉速堵轉轉矩最大轉矩型號（KW）（r/min ）額定轉矩額定轉矩Y90 S -21.59402.02.2額疋 功 率 kW滿載轉速KHDADEFGHLAB1.594010190140245082490380176三、計算總傳動比及分配各級的傳動比:總傳動比：ia=n 滿/ n=940/103.503=13.719分配傳動比：取一級斜齒圓柱齒輪的傳動比：i15，則一 v 帶的傳動比：io二 i a/ i 1=13.719 5=2.74四、運動參數及動力參數計算：將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為1 軸、2 軸、3 軸、4

5、 軸，o1 122334依次為電機與軸 1，軸 1 與軸 2，軸 2 與軸 3，軸 3 與軸 4 之間的傳動效率。1 、 各軸轉速：=518.25r/min1 軸：ni = no/ i 齒輪=1420/2.742 軸 n2 = n 1/ i 1 = 518.25/5=103.503r/min卷筒軸： n 3= n 2=103.503r/min2 、各軸輸入功率，輸出功率：輸入功率：1 軸： P1 Pd01 P d 1 1.14 0.98 1.12kw2 軸： P2 P1P11.12 0.98 0.98 1.075KW卷筒軸：P3P234 P31.075 0.98 0.99 1.043KW24輸

6、出功率>>1 軸： P1'p121.12 0.981.09KW2 軸： P'2p221.075 0.981.053KW卷筒軸： P13p32 1.043 0.98 1.022KW3 各軸輸入轉矩，輸出轉矩：電動機的輸出轉矩：TdD11439550 pd 95507.69N*mn。14201軸輸入轉矩：T19550P195501.1220.64N * mn518.252軸輸入轉矩：T 29550巳95501.075-99.19N*mn2103.503卷筒軸輸入轉矩:T49550 Rn395501.043103.50396.24N * m輸出轉矩分別為輸入轉矩乘以軸承效

7、率0.99。運動和動力參數計算結果如下表:軸名功率P (KW )轉矩T (N*m )轉速(r/min )傳動比效率輸入輸出輸入輸出電動機軸1.147.69142050.961軸1.121.0920.6420.22518.252.740.962軸1.0751.05399.1497.16103.5031.000.96卷筒軸1.0431.02296.2494.31103.503五、傳動零件的設計計算:1. 設計V帶(1 )確定V帶型號kA=1.2Pc=KaP=1.2 X 1.5=1.8KW根據 Pc=1.5KW no=142Or/min, 選擇 A 型 V 帶，取 di=90mm。大輪的基準直徑：d

8、i= iox di x (1-滬2.74 x 90 x0.98=241.66 取。d2=250mm為帶傳動的彈性滑動0.01 0.02(2)驗算帶速：Vd1 n13.14 90 14206.69m/s 25m/s 帶速合60 1000 60000適。(3)確定V帶基準長度Ld和中心距a0:根據：0.7 ® dJ a。2 ® d2)可得a0應在238 680mm之間，初選中心距 a° =600mm2(d2 di)4a022 600 -(250 90)1744mm(250 90)4 600取 Ld 1800mm。計算實際中心距:a0Ld L026001800 1744

9、2628mm。(4 )驗算小帶輪包角：180 d 2 d1 57.3 180 a250 9062857.3165.40120 合適。(5) 求V帶根數Z:Pc(P0P°)K Kl今 n1 1420r/min，dj 90mm,得:p01.07kw傳動比：d2di(1)25090(1 0.02)2.8p00.17kw由1 165.40查表得K0.98，查表得：Kl 1.01 ,由此可得:Pc(p。P0)K Kl1.8(1.07 0.17) 0.98 1.011.465取Z=2根(6) 求作用在帶輪軸上的壓力 Fq :查表得q=0.10kg/m，故得單根V帶的初拉力F。500Pc(2.5z

10、v(K21) qv500 1.82 6.69°.10 6.692108.8N作用在軸上壓力:Fq2zF 0si165.42 2 108.8 sin2431.67 N。(7) 確定帶輪的結構尺寸，給制帶輪工作圖小帶輪基準直徑d1=90mm 采用實心式結構。大帶輪基準直徑d2=250mm ，采用腹板式結構，基準圖見零件工作圖2、齒輪設計(1 )選選齒輪的材料、精度和確定許用應力：因傳遞功率不大，轉速不高，小齒輪用40Cr調質，齒面硬度217286HBS ,Hlim1 650 750MPa， FE1 560 620MPa大齒輪用 45鋼調質，齒面硬度197286HRC, Hlim2 550

11、 620MPa， FE2 410 480MPa。取 Sf 1.25, SH 1.0 ；取 Zh 2.5,Ze 189.8 ；FE1600Sf1.25FE2450Sf1.25H lim1700Sh1H lim 2600Sh1480MPa360MPa700MPa600MPaF1 =F2H2 =H1 =(2) 按輪齒彎曲強度設計計算齒輪精度用8級,取載荷系數K=1.2 ,齒寬系數0.8，小齒輪上的轉矩:T19.551.1410 9550000 -n1518.252.11°4N*mm大齒輪上的轉矩:T29.556 F210 n295500009.921°4N*mm初選螺旋角015齒

12、數：取乙22，則 Z222 110齒形系數：Z22v13cos152412 ,Zv2122.06cos15查圖 11-8 得YFa12.73, YFa2 2.22。圖 11-9 得Ysa1 1.58 ,Ysa2 81。Y FalYSalF12.73 1.584800.0089 YFa2Ysa2F22.22 1.81""3600.0112,故應該對大齒輪進行彎曲強度計算。小齒輪法向模數:mn 32dZ 1丫 Sa123FT cos42 1.2 2.1 1020.8 220.00892COS151.03mm由表4-1取mn1.25mm。中心距:mn Z1 Z22COS依（22

13、110）85.4mm2 COS15取 a=90mm 。確定螺旋角:arccosmn（Z1 Z2）2a1.2522 110arccos一2 9023 33'齒輪分度圓直徑d1mZ1cos1.25 22cos23 33'30mmd2mnZ2cos1.25 110cos23 33150.11mm齒寬 b d d10.8 30 24mmb2 25mm, b 30mm（3）驗算齒面接觸強度：H ZeZhZ189.8 2.5 Jcos23 33' j2 1.2 9.92厶厶乙bd2 u24.02 1 50.112356.92MPa 600MPa 安全。3.482.48(5 )齒輪的

14、圓周速度d1n。60 10003.14 30 1420600002.23m/s故選8級制造精度是合宜的v(5)設計小結:名稱代號單位小齒輪大齒輪中心距amm90傳動比i2.48模數mmm1.25螺旋角0()23 33'齒數z22110分度圓直徑d1mm30150.11材料及齒面硬度40Cr217286HBS45鋼197286HRC六、軸的設計計算輸入軸設計：1、按扭矩初算軸徑選用45號鋼調質處理，硬度217286HBS。查課本第245頁表14-2取35Mpa c=iio。d C3 P 110 3 1.14314.32mm，考慮有鍵槽，將直徑HnV 518.25增大 5%，貝卩 d=14

15、.32 x (1+5%)mm=15.036mm選 d=16mm2、齒輪軸的結構設計(1 )軸上零件的定位，固定和裝配單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定(2 )確定軸各段直徑和長度工段：d1 18mm 長度取L1 40mmt h 2c c=1.5mmII 段：d2 d1 2h 18 2 2 1.5 24mm初選用7205AC型角接觸球軸承，查指導書表可知其內徑為25mm,寬度為15mm.考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通

16、過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，并考慮和箱 體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：L222015 55 92mmIII 段直徑：d3 25mm小齒輪直徑 da d 2ha m 30 2 1 1.5 33 mma小齒輪寬度加退刀槽L330 10 40 mm取過渡段直徑d4 30 mm, L4 20 mm取軸承直徑d525mm , l516 mm由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=205mm(3)按彎矩復合強度計算 求分度圓直徑：已知d1 30mm 求轉矩：已知 T120.64N*m 求圓周力：Ft口律卿1376NFt d130 求徑向

17、力Fr0F r Ft tan1376 tan?。794.43N作用在軸1帶輪上的外力：F F Q 431.67N 因為該軸兩軸承對稱，所以：LA LB 85mm（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:F Ay F ByFr2794.432397.22 NFazF bz13762668N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M C1FAyL2397.22 0.085216.88N * m（3）繪制水平面彎矩圖（如圖C）yM C2F AZL2668 0.085228.39N * m(4) 繪制合彎矩圖(如圖d)Me2 2 M ei M C2216

18、.88228.392 233.03N *m(5) 繪制扭矩圖(如圖e)轉矩：T 20.64N * m(6) 繪制當量彎矩圖(如圖f)轉矩產生的扭剪力按脈動循環(huán)變化，取a =1，截面C處的當量彎矩:2 2 2 2 2 2M ec M C T33.030.6 20.6435.27N*m(7) 校核危險截面C的強度因為材料選擇45號鋼調質處理， B 650MPa，得許用彎曲應力60MPa 則.18.05mm因為5段的直徑都大于d，所以該軸是安全的。輸出軸的設計計算：1、按扭矩初算軸徑選用45號鋼調質處理，硬度217255HBS。2取 35Mpa C=115。得:d115 3 1.1225.44mm,

19、故取 d=30mm 。Yn 103.5032、軸的結構設計(1 )軸的零件定位，固定和裝配單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒 輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合， 兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸 呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。 聯軸器的選擇計算聯軸器所需的轉矩：Tc KA7查課本291表17-1取kA 1.5 ,Tc KAT 1.5 96.24 144.36N* m查手冊選用型號為LX1的彈性柱銷聯軸器。 (2)確定軸的各段直徑和長度工段：取聯軸器直徑d1 20mm,查

20、表長度取|_1 52mm/ h 2cc=1.5mm二11 段：d2 d1 2h 20 2 2 1.5 26mm考慮到聯軸器和箱體外壁應有一定的距離， L2 46初選 7208AC 型角接球軸承，其內徑為 40mm ，寬度為 18mm ?？紤]齒 輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為 23mm ，則該段長 43mm ，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為 2mm 。故 II 段 長：皿直徑：d3 40mmL3 20mmW段直徑：d 4 d 5 4 44mm過渡段由于對稱性及其配合關系，即 L4 =16mm 但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便于軸承的拆卸，應按標準查 取由手冊得

21、安裝尺寸h=3。該段直徑應?。海?4+3 X 2） =50mm 取軸環(huán)直徑 d5 =50mm. 長度 L5 =5mm 齒輪直徑 d6 44 軸承直徑 d7 d3 40由上述軸各段長度可算得軸支承跨距 L=230mm（ 3 ）按彎扭復合強度計算 求分度圓直徑：已知 d2 150.11mm 求轉矩：已知T2 96.24N * m求圓周力Ft :嚮40 1282.26NY1 Y20求徑向力Fr0F r Ft tan1282.26 tan?。466.704N T兩軸承對稱二 La Lb 85mm(1)求支反力Fax、FBy、F AZ、F BZFax FBy 導466.7042233.352NFaz F

22、bz 號1282.262641.13N由兩邊對稱,書籍截C的彎矩也對稱截面C在垂直面彎矩為F axL233.352 0.085M e1 229.917N* m(3)截面C在水平面彎矩為M C2F azL641.13 0.0852 227.24N* m(4) 計算合成彎矩Me Mc1 Mc2 29.9172 27.242 2 28.99N*(5)計算當量彎矩：取a=0.6Mec Me T 22 228.9920.6 99.1966.20 N * m(6)校核危險截面C的強度因為材料選擇45號鋼調質處理，得650MPa,得許用彎曲應力1b60MPa，則:10.33mm因為5段的直徑都大于d，所以該

23、軸是安全的 七、滾動軸承的選擇及校核計算 根據根據條件，軸承預計壽命16 X 365 X 8=46720 小時1、計算輸入軸承(1 )已知 n 1=518.25r/min軸承徑向反力：466.704 N初先軸承為角接觸球軸承7200AC型軸承內部軸向力317.358NFs 0.68Fr ,則 Fs1 Fs2 0.68Fr 0.68 466.704(2) V Fs1 Fa Fs2， Fa 0故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端，F A1 Fs1 466.704NF A2 Fs2 466.704 N求系數x、y,T0.68 eF r1 F r2二根據課本表16-11X1 X2 1計算當量載荷p1

24、、p2:P1 X1F r1 Y1F A1 1 466.704466.704NP2 X2F r2 Y 2F A2 1466.704466.704N(5) 計算所需的徑向基本額定動載荷值 P1 P2 故取P=466.704N，角接觸球軸承£ =3根據課本表16-8、16-9， 取f1.5p135814.316N2820N ,故角接軸承徑向反力：Fr F AZ 641.13NfpP 60n1.1 466.704106Cr -6Lh46720ft 10根據手冊得 7205AC 型的 Cr =5814.316N>5580N;c°r觸球軸承7200AC型合適。2、計算輸出軸承(1)已知 n2=103.503r/min ,試選7207AC型角接觸球軸承得Fs 0.68卩,則F S1 Fs2 068Fr0.68 641.13435.97 N(2)計算軸向載荷F A1、 F A2 F s1 F a F s2,Fa 0任意用一端為壓緊端，1為壓緊端，2為放松端兩軸承軸向載荷：F A1 F A1 F S1 233.352 N求系數x、yT0.68 eF r1 F r2二根據課本表Xi X2 1Yi Y 0計算當量載荷pi、P2:Pi XiF ri YiF Ai 164113641.13NP2 X2F r2 Y 2F A2 1 641.13 641.13N(5)計