带式输送机课程设计--一级圆柱齿轮5

机械设计基础课程设计

目录

一、传动方案拟定???????????????????2 二、电动机的选择???????????????????2 三、计算总传动比及分配各级的传动比??????????3 四、运动参数及动力参数计算??????????????3 五、传动零件的设计计算????????????????4 六、轴的设计计算??????????????????10 七、滚动轴承的选择及校核计算????????????13 八、键的选择和校核计算???????????????14 九、联轴器的选择??????????????????15 十、润滑油与密封润滑方式的选择?????????????16 十一、设计结果???????????????????17十二、参考文献???????????????????18

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一、传动方案拟定

1、工作条件：使用年限8年，每年按300天计算，两班工作制，连续单向运转，载荷平稳。环境温度20摄氏度。 2、原始数据：滚筒圆周力F＝2.6KN；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

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ηη带=0.95 η轴承=0.98 η齿轮=0.98 η联轴器=0.99

η总=η带×η轴承2×η齿轮×η联轴器×η联轴器 =0.95×0.982×0.98×0.99×0.99

=0.876

②电机所需的工作功率：

Pd=FV/η滚筒. η传总

=2600×1.45/1000×0.96×0.876 =4.48 kW

③确定电动机转速： 计算滚筒工作转速： n筒=60×1000V/πD =60×1000×1.45/π×420 =65.97r/min

按课本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范围I’a=3~6。取V带传动比I’1=2~4，则总传动比理时范围为I’a=6~24。

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故电动机转速的可选范围为n筒=（6~24）×65.97=763.92~30556.68r/min

符合这一范围的同步转速有1000、和1500r/min。

根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：因此有三种传支比方案：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=1500r/min

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。

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。 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：5.5 kW，满载转速960r/min。

三、计算总传动比及分配各级的伟动比 1、总传动比：i总=n电动/n筒=960/65.97=14.55

2、分配各级伟动比

（1）根据指导书，取齿轮i带=3.2（单级减速器i=2~4合理） （2）∵i总=i齿轮×i带

∴i带=i总/i齿轮=14.55/3.3=4.55

四、运动参数及动力参数计算

1、计算各轴转速（r/min）

nI=n电动机 =960r/min

3

nII=nI/i带=960/3.2=300 r/min nIII=nII/i齿轮=300/4.55=65.97 r/min 2、计算各轴的功率

PI= 4.48 kW;

PII=PI×η带=4.48×0.95=4.25 kW PIII=PII×η

3、计算各轴扭矩

T1 = 9550×Po/nI=9550×4.48/960 =44.5 N·m TII=9550×PII/nII=9550×4.25/300=135.3 N·m TIII=9550×PIII/nIII=9550×4.04/65.97=584.84 N·m

轴承

×η

齿轮

=4.25×0.99×0.96=4.04 kW

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，运输装置工作时有轻度冲击，由表8-7查得工作情况系数KA=1.2，故Pca=KA×P1=1.2×4.48kW =5.38kW

2).选择V带的带型

根据Pca,n1由图8-13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

4

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=3.2×125=400 mm查表8-3取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 =2×600+0.5π×(125+400)+0.25×(400-125)2/600

=2056mm≈2000mm

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)×57.50/600=1540 >1200

7).计算带的根数z

单根V带传递的额定功率.据dd1和n1，查课本[1]表8-9得 P0＝1.37KW

i≠1时单根V带的额定功率增量△P0。 由表8.18查得Kb＝1.0275×10△P0＝Kbn1(1-1/Ki)=0.119KW

查[1]图8-11，得Kα＝0.93；查[1]表8-4得 KL＝1.03 Z＝PC/[(P0+△P0)KαKL]

＝5.38/[(1.37+0.119) ×0.93×1.03] ＝3.77 取Z＝4根

8)计算轴上压力

－3

，Ki=1.1373

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由课本[1]表8-6查得q＝0.10kg/m，单根V带的初拉力： F0＝500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2

＝500x5.38/4x6.28(2.5/0.93-1)+0.11x6.282 ＝181.54kN

则作用在轴承的压力FQ FQ＝2ZF0sin(α1/2)

＝2×4×181.54sin(154°/2) ＝1415N

9)计算带轮的宽度B B＝（Z-1）e+2f ＝（4-1）×15+2×10 ＝65 mm

10)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 大带轮可以采用轮辐式结构，带速>30 m/s 用铸铁HT150 轮槽宽度 14×5=70

㈡.齿轮设计计算

（1）选择齿轮材料与热处理

所设计齿轮传动属于闭式传动，通常齿轮采用软齿面。选用价格便宜便于制造的材料，小齿轮材料为45钢，调质，齿面硬度229-286HBS；大齿轮材料也为45钢，正火处理，硬度为169-217HBS；

精度等级：运输机是一般机器，速度不高，故选8级精度 （2）按齿面接触疲劳强度设计

该传动为闭式软齿面，主要失效形式为疲劳点蚀，故按齿面接触疲劳强度设计，再按齿根弯曲疲劳强度校核。

设计公式为：d1≥ 76.43[KT1(U+1)/φdu[σH]2) ]1/3 ①载荷系数K 查课本[1]表8-21 K＝1.2 ②转矩TI TI＝135300N·mm ③疲劳许用应力

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[σH] ＝σσσ

Hlim

ZNT/SH

按齿面硬度中间值查[1]图10-24

Hlim1Hlim2

＝600Mpa ＝550Mpa

接触疲劳寿命系数Zn：按一年300个工作日，每天16h计算，由公式N＝60njLh 计算

N1＝60×300×8×300×16 ＝6.9x10

N2＝N1/i齿＝6.9x109 /4.55 ＝1.52×108

查[1]课本图13-34中曲线1，得 ZNT1＝1.04 ZNT2＝1.12 按一般可靠度要求选取安全系数SH＝1.0 [σH]1＝σ＝624 Mpa [σH]2＝σ＝616Mpa

故得：[σH]＝ 616Mpa ④计算小齿轮分度圆直径d1

由[1]课本表13-9 按齿轮相对轴承对称布置, 取 φd＝1.0 U＝4.55

由[1]课本表13-10得ZE＝189.8(N／mm2)1／2 将上述参数代入下式

d1≥76.43[KT1(U+1)/φdu[σH]2) ]1/3 ＝61.43mm ⑤计算圆周速度

V＝ nIπd1／（60×1000）

＝300×3.14×61.43／（60×1000） ＝0.97m／s

V＜6m／s 故取8级精度合适

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Hlim2Hlim18

ZNT1/SH

＝600x1.04/1

ZNT2/SH

＝550x1.12/1

（3）确定主要参数 ①齿数 取Z1＝25

Z2＝Z1×i齿＝25×4.55＝113.75取Z2＝114 ②模数 m＝d1／Z1＝61.43／25＝2.45 查模数标准表格10-3，取m=2.5mm ③分度圆直径

d1＝m Z2＝25×2.5＝62.5mm d2＝m Z2＝114×2.5＝285mm ④中心距

a＝（d1+ d2）／2 ＝（62.5+285）／2 ＝173.75mm ⑤齿宽

b＝φd*d1＝1.0×65＝65mm 取b2＝65mm b1＝b2+5 mm＝70 mm (4)校核齿根弯曲疲劳强度 ①齿形系数YF

查［1］课本表10.13 YF1＝2.65 YF2＝2.176 ②应力修正系数YS 查［1］课本表10.14 YS1＝1.59 YS2＝1.808 ③许用弯曲应力[σF] [σF]＝σ

σ

Flim

YNT/SF

＝220Mpa

由课本[1]图10.25 按齿面硬度中间值得

Flim1

＝240Mpa σ

Flim2

由课本[1]图13-33 得弯曲疲劳寿命系数YNT：

YNT1＝YNT2＝1

按一般可靠性要求，取弯曲疲劳安全系数SF＝1 计算得弯曲疲劳许用应力为

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[σF1]＝σ校核计算

Flim1

YNT1/SF＝240×1/1＝240Mpa YNT2/SF ＝220×1/1＝220Mpa

[σF2]＝ σ

Flim2

σF1＝2kT1YF1YS1/ （bm2Z1）

＝2×1.2×135300×2.65×1.59/（65×2.52×25）＝134.7Mpa< [σF1] σF2＝2kT1YF2YS2/ （bm2Z1）

＝134.7×1.808×2.716/(1.59×2.65) ＝157Mpa< [σF2]

故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够 (5)齿轮的几何尺寸计算 齿顶圆直径da

da1 ＝d1+2ha＝62.5+5＝67.5mm da2＝d2+2ha＝285+5＝290mm 齿全高h

h＝(2 ha*+c*)m＝(2+0.25)×2.5＝5.625mm 齿根高hf＝（ha*+c*）m＝1.25×2.5＝3.125mm 齿顶高ha＝ ha*m ＝ 1×2.5＝2.5mm 齿根圆直径df

df1＝d1-2hf＝62.5-6.25＝56.25mm df2＝d2-2hf＝285-6.25＝278.75mm (6)齿轮的结构设计

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＝285-2×5.625－20 ＝263.75 mm

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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 1、轴的结构设计

①轴上零件的定位，固定和装配

选用45#调质钢，硬度（217～255HBS）单级减速器中可将齿轮安 排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面 用套筒或者弹性挡圈轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴 承分别以轴肩和套筒定位，则采用过渡配合固定。 ②确定轴各段直径和长度

2、轴的结构设计

①轴上零件的定位，固定和装配

单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别以轴肩和大筒定位，则采用过渡配合固定

②确定轴各段直径和长度

1/3=（107~118）

d1≥C(P1/n1)(4.25/300)

1/3=107~118）1/3=（42.1~46.2）mm

d2≥C(P2/n2)(4.04/65.97)

③选取联轴器类型

1/3=（26.2~28.6）mm

联轴器的孔径,由表14-1查得Ka=1.3,则联轴器的计算转矩

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Tca=KaTIII=1.3×611.28=794.6 N·mm.

按计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩条件,查GB/T 5014-2003 选用TL3型弹性柱销联轴器,其公称转矩为1000 N·mm,半联轴器 孔径d=50mm,故取dⅠ-Ⅱ=50mm,半联轴器长度L=112mm,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=110mm

右段需要制一个轴肩,高约未4故取dⅡ-Ⅲ=50+4×2mm=58mm 根据《课程设计》，当轴肩用于轴上零件定位和承受内力时，应具有一定高度，轴肩差一般可取6～10mm。用作滚动轴承内圈定位时，轴肩的直径应按轴承的安装尺寸取。如果两相邻轴段直径的变化仅是为了轴上零件装拆方便或区分加工表面时两直径略有差值即可，例如取1～5mm也可以采用相同公称直径而不同的公差数值。

考虑滚动轴承的装拆，选用深沟球滚动轴承型号为“6212”，由标准查得装滚动轴承D直径为110mm，宽为22mm，取齿轮距箱体内壁距离a=15mm,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

因此输入轴由小端到大端可以设计出各段轴的直径，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。取套筒长为15mm，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矩离而定，所以

输出轴由小端到大端可以设计出各段轴的直径分别为： 50mm，58mm，62mm，66mm，76mm 62mm

根据《课程设计》表3-1，表4-1以及图4-1，得 δ取10mm, δ1取8mm,

齿轮顶圆至箱体内壁的距离：△1=10mm 齿轮端面至箱体内壁的距离：△2=10mm 因为齿轮的圆周速度V=5.96m/s>1.5~2.0 m/s 故轴采用油滴润滑△3=3mm

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轴承宽：33mm

选用弹性套柱联轴器查表得可算得m=22mm e=12mm 所以可以设计出各段轴的长度，分别为 110mm 46mm 41mm 59mm 8mm 32mm ④轴上零件的周向固定

齿轮、大带轮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=18×11mm,键槽用键槽铣刀加工,长为63mm,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,大带轮与轴的连接选用 平键b×h=14×9mm,长32mm,配合为过渡配合H7/k6 ⑤确定轴上圆角与倒角尺寸

查表15-2,轴左端倒角为2×45o,右端倒角为2×45o. 轴肩处圆角半径见图纸标注.

轴的校核计算

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对于输入轴校核：

TIII=9550PIII/nIII=9550×8.14/127.17 =611.28N·m Ft=2TIII/d1=611.28/321=3080.8N Fr= Fttanα=1386N· 绘制轴受力简图（a） 绘制垂直面弯矩图（b）

FAY=FBY=Fr/2=0.693N MC1=FAYL/2=40.194Nm 绘制水平面弯矩图（c）

FAZ=FBZ=Ft/2=1504.4N MC2=FAZL/2=87.232Nm 绘制合弯矩图（d）

MC=(MC12+MC22)1/2=96.046Nm 绘制扭矩图（e） T=9.55（P1/n1）=61.16Nm 绘制当量弯矩图（f）

Mec=[Mc2+（αT）2] 1/2=102.362Nm 校核危险截面C的强度

σe=Mec/0.1d3=49.8MPa< [σ-1]b ∴该轴强度足够。

七、滚动轴承的选择及校核计算

(1)根据根据条件，轴承预计寿命 Lh＝10×300×16＝48000h

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从动轴上的轴承

由初选的轴承的型号为: 6211,

查[2]附表5-1基本额定动载荷Cr＝43.2KN 查[1]表19-6 Kp＝1.2

两轴承径向反力：FAR＝FBR＝（FHA2+ FVA2）1／2＝(604.82+1661.52) 1／2＝1768.2N

P＝Kp×FR1＝1.2×1768.2＝2121.8N

Cr＝P(LhnⅡ／16667)1／3＝2121.8×(24000×95.52／16667)1／3＝10952.6 N＜Cr

故所选用轴承合适 (2)主动轴上的轴承:

由初选的轴承的型号为:6208

查[2]附表5-1基本额定动载荷Cr＝31.5KN 查[1]表19-6 Kp＝1.2

左端轴承径向反力：FBR＝（FHB2+ FVB2）1／2 ＝（2175.72+ 1661.52）1／2 ＝2737.6N

P＝Kp×FBR＝1.2×2737.6＝3285.12N

Cr＝P(LhnⅠ／16667)1／3＝3285.12×(24000×384／16667)1／3＝26963.7N＜Cr

故所选用轴承合适

八、键的选择校核计算

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（1）主动轴外伸端d=30mm，考虑到键在轴中部安装，故选键10x70 (GB/T1096-2003)

b=10mm h=8mm L=70mm

选择45钢，其许用挤压应力[σp]=100 MPa σp= 4TI/dhL

=4x104.45x1000/[34x8x(70-10)] =25.6 MPa<[σp] 故所选键联接强度足够。

（2）从动轴外伸端d=45mm，考虑到键在轴中部安装，故选键14x100 (GB/T1096-2003)

b=14mm h=9mm L=100mm

选择45钢，其许用挤压应力[σp]=100 MPa σp= 4TI/dhL

=4x402.92x1000/[45x9x(100-14)] =46.3 MPa<[σp] 故所选键联接强度足够。

（3）与齿轮联接处d=60mm，考虑到键在轴中部安装，故在同一方为母线上。选键16x63 (GB/T1096-2003)

b=16mm h=11mm L=63mm

选择45钢，其许用挤压应力[σp]=100 MPa σp= 4TI/dhL

=4x402.92x1000/[60x11x(63-16)] =52 MPa<[σp] 故所选键联接强度足够。

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九、联轴器的选择

型号 YLD10

公称转矩许用转速轴孔直径轴孔长度d(mm) 45 L(mm) 112 材料 HT200 轴孔类型 Y T(N·m) n(r/min) 630 3600 十、润滑与密封

l)润滑方式

1.齿轮ν=0.99m/s<<12 m/s应用喷油润滑,但考虑成本及需要。选用浸油润滑。

2.轴承采用润滑脂润滑。 2)润滑油牌号及用量

1.齿轮润滑选用100号机械油，最低—最高油面矩（大齿轮）10—20mm，需油量为1.5L左右。

2.轴承润滑选用ZL-3型润滑脂，用油量为轴承间隙的1/3—1/2为宜。 3)密封形式

1.箱座与箱盖凸缘接合面的密封 选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法 2.观察孔和油孔等处结合面的密封

在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸，垫片进行密封 3.轴承孔的密封

闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部

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轴的外伸端与透盖间的间隙，由于ν=3m/s，故选用半粗羊毛毡加以密封。

4.轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承内部。

十一、设计结果

大带轮：基准直径400 mm 轮槽数：4

安装轴；直径26 mm，材料45钢

普通V带：型号A型,基准长度2000mm,根数4根 小齿轮:1)结构：实心结构的齿轮 2）材料：45钢（调质）

3）尺寸：模数m=2.5 mm，齿数z1=25，分度圆 直径d1=62.5 mm，齿轮宽度B1=70 mm 大齿轮:1）结构：模锻腹板式结构设计 2）材料：45号钢（正火）

3）尺寸：模数m=2.5 mm ，齿数z2=114，分度圆 直径d1=285mm，齿轮宽度B2=65 mm 4）键的类型：键18×11 GB/T 1096-1979 5）安装要求：中心距a=202.5mm 电动机:1）类型: Y132M2-6

2）主要性能：额定功率：5.5 kW，满载转速960r/min 联轴器：1）类型:TL9型弹性柱销联轴器

2）主要性能：其公称转矩为1000N·mm,孔径50mm 轴承：6212深沟球轴承，d×D×B=50×110×22mm

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十二、参考文献

1、陈立德主编 机械设计基础 高等教育出版社

2、王昆 何小柏 汪信远主编 机械设计课程设计 高等教育出版社

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本文来源：https://www.bwwdw.com/article/y193.html