设计用于带式运输机的二级传动装置,运输带工作拉力2800N,运输带工作速度1.4m/s,卷筒直径350mm

设计用于带式运输机的二级传动装置,运输带工作拉力2800N,运输带工作速度1.4m/s,卷筒直径350mm
设计用于带式运输机的二级传动装置,运输带工作拉力2800N,运输带工作速度1.4m/s,卷筒直径350mm

设计用于带式运输机的二级传动装置,运输带工作拉力2800N,运输带工作速度1.4m/s,卷筒直径350mm
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一、 设计题目：二级直齿圆柱齿轮减速器
1．要求：拟定传动关系：由电动机、V带、减速器、联轴器、工作机构成.
2．工作条件：双班工作,有轻微振动,小批量生产,单向传动,使用5年,运输带允许误差5%.
3．知条件：运输带卷筒转速 ,
减速箱输出轴功率 马力,
二、传动装置总体设计：
1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成.
2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布,故沿轴向载荷分布不均匀,要求轴有较大的刚度.
3. 确定传动方案：考虑到电机转速高,传动功率大,将V带设置在高速级. 其传动方案如下：
阿
三、选择电机
1.计算电机所需功率 ： 查手册第3页表1-7：
－带传动效率：0.96
－每对轴承传动效率：0.99
－圆柱齿轮的传动效率：0.96
－联轴器的传动效率：0.993
—卷筒的传动效率：0.96
说明：
－电机至工作机之间的传动装置的总效率：


2确定电机转速：查指导书第7页表1：取V带传动比i=2 4
二级圆柱齿轮减速器传动比i=8 40所以电动机转速的可选范围是：

符合这一范围的转速有：750、1000、1500、3000
根据电动机所需功率和转速查手册第155页表12-1有4种适用的电动机型号,因此有4种传动比方案如下：
方案电动机型号额定功率同步转速
r/min额定转速
r/min重量总传动比
1Y112M-24KW3000289045Kg152.11
2Y112M-44KW1500144043Kg75.79
3Y132M1-64KW100096073Kg50.53
4Y160M1-84KW750720118Kg37.89
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比,可见第3种方案比较合适,因此选用电动机型号为Y132M1-6,其主要参数如下：

额定功率kW满载转速同步转速质量ADEFGHLAB
496010007321638801033132515280
四 确定传动装置的总传动比和分配传动比：
总传动比：
分配传动比：取 则
取 经计算
注： 为带轮传动比, 为高速级传动比, 为低速级传动比.
五 计算传动装置的运动和动力参数：
将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴
——依次为电机与轴1,轴1与轴2,轴2与轴3,轴3与轴4之间的传动效率.
1.各轴转速：


2各轴输入功率：



3各轴输入转矩：




运动和动力参数结果如下表：
轴名功率P KW转矩T Nm转速r/min
输入输出输入输出
电动机轴3.6736.5960
1轴3.523.48106.9105.8314.86
2轴3.213.18470.3465.668
3轴3.053.021591.51559.619.1
4轴32.971575.61512.619.1
六 设计V带和带轮：
1.设计V带
①确定V带型号
查课本 表13-6得： 则
根据 =4.4, =960r/min,由课本 图13-5,选择A型V带,取 .
查课本第206页表13-7取 .
为带传动的滑动率 .
②验算带速： 带速在 范围内,合适.
③取V带基准长度 和中心距a：
初步选取中心距a： ,取 .
由课本第195页式（13-2）得： 查课本第202页表13-2取 .由课本第206页式13-6计算实际中心距： .
④验算小带轮包角 ：由课本第195页式13-1得： .
⑤求V带根数Z：由课本第204页式13-15得：
查课本第203页表13-3由内插值法得 .

EF=0.1
=1.37+0.1=1.38



EF=0.08
查课本第202页表13-2得 .
查课本第204页表13-5由内插值法得 . =163.0 EF=0.009
=0.95+0.009=0.959
则
取 根.
⑥求作用在带轮轴上的压力 ：查课本201页表13-1得q=0.10kg/m,故由课本第197页式13-7得单根V带的初拉力：
作用在轴上压力：
.
七 齿轮的设计：
1高速级大小齿轮的设计：
①材料：高速级小齿轮选用 钢调质,齿面硬度为250HBS.高速级大齿轮选用 钢正火,齿面硬度为220HBS.
②查课本第166页表11-7得： .
查课本第165页表11-4得： .
故 .
查课本第168页表11-10C图得： .
故 .
③按齿面接触强度设计：9级精度制造,查课本第164页表11-3得：载荷系数 ,取齿宽系数 计算中心距：由课本第165页式11-5得：
考虑高速级大齿轮与低速级大齿轮相差不大取
则 取
实际传动比：
传动比误差： .
齿宽： 取
高速级大齿轮： 高速级小齿轮：
④验算轮齿弯曲强度：
查课本第167页表11-9得：
按最小齿宽 计算：
所以安全.
⑤齿轮的圆周速度：
查课本第162页表11-2知选用9级的的精度是合适的.
2低速级大小齿轮的设计：
①材料：低速级小齿轮选用 钢调质,齿面硬度为250HBS.
低速级大齿轮选用 钢正火,齿面硬度为220HBS.
②查课本第166页表11-7得： .
查课本第165页表11-4得： .
故 .
查课本第168页表11-10C图得： .
故 .
③按齿面接触强度设计：9级精度制造,查课本第164页表11-3得：载荷系数 ,取齿宽系数
计算中心距： 由课本第165页式11-5得：

取 则 取
计算传动比误差： 合适
齿宽： 则取
低速级大齿轮：
低速级小齿轮：
④验算轮齿弯曲强度：查课本第167页表11-9得：
按最小齿宽 计算：
安全.
⑤齿轮的圆周速度：
查课本第162页表11-2知选用9级的的精度是合适的.
八 减速器机体结构尺寸如下：
名称符号计算公式结果
箱座厚度

10
箱盖厚度

9
箱盖凸缘厚度

12
箱座凸缘厚度

15
箱座底凸缘厚度

25
地脚螺钉直径

M24
地脚螺钉数目
查手册6
轴承旁联结螺栓直径

M12
盖与座联结螺栓直径
=（0.5 0.6）
M10
轴承端盖螺钉直径
=（0.4 0.5）
10
视孔盖螺钉直径
=（0.3 0.4）
8
定位销直径
=（0.7 0.8）
8
, , 至外箱壁的距离
查手册表11—234
22
18
, 至凸缘边缘距离
查手册表11—228
16
外箱壁至轴承端面距离
= + +（5 10）
50
大齿轮顶圆与内箱壁距离
>1.2
15
齿轮端面与内箱壁距离
>
10
箱盖,箱座肋厚

9
8.5
轴承端盖外径
+（5 5.5）
120（1轴）
125（2轴）
150（3轴）
轴承旁联结螺栓距离

120（1轴）
125（2轴）
150（3轴）
九 轴的设计：
1高速轴设计：
①材料：选用45号钢调质处理.查课本第230页表14-2取 C=100.
②各轴段直径的确定：根据课本第230页式14-2得： 又因为装小带轮的电动机轴径 ,又因为高速轴第一段轴径装配大带轮,且 所以查手册第9页表1-16取 .L1=1.75d1-3=60.
因为大带轮要靠轴肩定位,且还要配合密封圈,所以查手册85页表7-12取 ,L2=m+e+l+5=28+9+16+5=58.
段装配轴承且 ,所以查手册62页表6-1取 .选用6009轴承.
L3=B+ +2=16+10+2=28.
段主要是定位轴承,取 .L4根据箱体内壁线确定后在确定.
装配齿轮段直径：判断是不是作成齿轮轴：
查手册51页表4-1得：
得：e=5.9＜6.25.
段装配轴承所以 L6= L3=28.
2校核该轴和轴承：L1=73 L2=211 L3=96
作用在齿轮上的圆周力为：
径向力为
作用在轴1带轮上的外力：
求垂直面的支反力：


求垂直弯矩,并绘制垂直弯矩图：


求水平面的支承力：
由 得
N
N
求并绘制水平面弯矩图：


求F在支点产生的反力：


求并绘制F力产生的弯矩图：


F在a处产生的弯矩：

求合成弯矩图：
考虑最不利的情况,把 与 直接相加.


求危险截面当量弯矩：
从图可见,m-m处截面最危险,其当量弯矩为：（取折合系数 ）

计算危险截面处轴的直径：
因为材料选择 调质,查课本225页表14-1得 ,查课本231页表14-3得许用弯曲应力 ,则：

因为 ,所以该轴是安全的.
3轴承寿命校核：
轴承寿命可由式 进行校核,由于轴承主要承受径向载荷的作用,所以 ,查课本259页表16-9,10取 取
按最不利考虑,则有：

则 因此所该轴承符合要求.
4弯矩及轴的受力分析图如下：

5键的设计与校核:
根据 ,确定V带轮选铸铁HT200,参考教材表10-9,由于 在 范围内,故 轴段上采用键 ： ,
采用A型普通键:
键校核.为L1=1.75d1-3=60综合考虑取 =50得 查课本155页表10-10 所选键为：
中间轴的设计：
①材料：选用45号钢调质处理.查课本第230页表14-2取 C=100.
②根据课本第230页式14-2得：
段要装配轴承,所以查手册第9页表1-16取 ,查手册62页表6-1选用6208轴承,L1=B+ + + =18+10+10+2=40.
装配低速级小齿轮,且 取 ,L2=128,因为要比齿轮孔长度少 .
段主要是定位高速级大齿轮,所以取 ,L3= =10.
装配高速级大齿轮,取 L4=84-2=82.
段要装配轴承,所以查手册第9页表1-16取 ,查手册62页表6-1选用6208轴承,L1=B+ + +3+ =18+10+10+2=43.
③校核该轴和轴承：L1=74 L2=117 L3=94
作用在2、3齿轮上的圆周力：
N
径向力：


求垂直面的支反力


计算垂直弯矩：


求水平面的支承力：


计算、绘制水平面弯矩图：


求合成弯矩图,按最不利情况考虑：


求危险截面当量弯矩：
从图可见,m-m,n-n处截面最危险,其当量弯矩为：（取折合系数 ）


计算危险截面处轴的直径：
n-n截面:
m-m截面:
由于 ,所以该轴是安全的.
轴承寿命校核：
轴承寿命可由式 进行校核,由于轴承主要承受径向载荷的作用,所以 ,查课本259页表16-9,10取 取


则 ,轴承使用寿命在 年范围内,因此所该轴承符合要求.
④弯矩及轴的受力分析图如下：
⑤键的设计与校核：
已知 参考教材表10-11,由于 所以取
因为齿轮材料为45钢.查课本155页表10-10得
L=128-18=110取键长为110. L=82-12=70取键长为70
根据挤压强度条件,键的校核为：

所以所选键为:
从动轴的设计：
⑴确定各轴段直径
①计算最小轴段直径.
因为轴主要承受转矩作用,所以按扭转强度计算,由式14-2得：
考虑到该轴段上开有键槽,因此取
查手册9页表1-16圆整成标准值,取
②为使联轴器轴向定位,在外伸端设置轴肩,则第二段轴径 .查手册85页表7-2,此尺寸符合轴承盖和密封圈标准值,因此取 .
③设计轴段 ,为使轴承装拆方便,查手册62页,表6-1,取 ,采用挡油环给轴承定位.选轴承6215: .
④设计轴段 ,考虑到挡油环轴向定位,故取
⑤设计另一端轴颈 ,取 ,轴承由挡油环定位,挡油环另一端靠齿轮齿根处定位.
⑥ 轮装拆方便,设计轴头 ,取 ,查手册9页表1-16取 .
⑦设计轴环 及宽度b
使齿轮轴向定位,故取 取
,
⑵确定各轴段长度.
有联轴器的尺寸决定 (后面将会讲到).

因为 ,所以
轴头长度 因为此段要比此轮孔的长度短

其它各轴段长度由结构决定.
（4）．校核该轴和轴承：L1=97.5 L2=204.5 L3=116
求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩.
作用在齿轮上的圆周力：

径向力：

求垂直面的支反力：


计算垂直弯矩：

.m
求水平面的支承力.


计算、绘制水平面弯矩图.


求F在支点产生的反力


求F力产生的弯矩图.


F在a处产生的弯矩：

求合成弯矩图.
考虑最不利的情况,把 与 直接相加.

求危险截面当量弯矩.
从图可见,m-m处截面最危险,其当量弯矩为：（取折合系数 ）

计算危险截面处轴的直径.
因为材料选择 调质,查课本225页表14-1得 ,查课本231页表14-3得许用弯曲应力 ,则：

考虑到键槽的影响,取
因为 ,所以该轴是安全的.
（5）．轴承寿命校核.
轴承寿命可由式 进行校核,由于轴承主要承受径向载荷的作用,所以 ,查课本259页表16-9,10取 取
按最不利考虑,则有：
则 ,
该轴承寿命为64.8年,所以轴上的轴承是适合要求的.
（6）弯矩及轴的受力分析图如下：
（7）键的设计与校核：
因为d1=63装联轴器查课本153页表10-9选键为 查课本155页表10-10得
因为L1=107初选键长为100,校核 所以所选键为:
装齿轮查课本153页表10-9选键为 查课本155页表10-10得
因为L6=122初选键长为100,校核
所以所选键为: .
十 高速轴大齿轮的设计
因 采用腹板式结构
代号结构尺寸和计算公式结果
轮毂处直径

72
轮毂轴向长度

84
倒角尺寸

1
齿根圆处的厚度

10
腹板最大直径

321.25
板孔直径

62.5
腹板厚度

25.2
电动机带轮的设计

代号结构尺寸和计算公式结果

手册157页38mm


68.4mm


取60mm


81mm


74.7mm


10mm


15mm


5mm
十一.联轴器的选择：
计算联轴器所需的转矩： 查课本269表17-1取 查手册94页表8-7选用型号为HL6的弹性柱销联轴器.
十二润滑方式的确定：
因为传动装置属于轻型的,且传速较低,所以其速度远远小于 ,所以采用脂润滑,箱体内选用SH0357-92中的50号润滑,装至规定高度.
十三.其他有关数据见装配图的明细表和手册中的有关数据.
十四.参考资料：
《机械设计课程设计手册》(第二版)——清华大学 吴宗泽,北京科技大学 罗圣国主编.
《机械设计课程设计指导书》（第二版）——罗圣国,李平林等主编.
《机械课程设计》（重庆大学出版社）——周元康等主编.
《机械设计基础》（第四版）课本——杨可桢 程光蕴 主编.