设计用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器 (附：运输机工作拉力1300N,运输带工作速度1.55m/s,卷筒直径255m

设计用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器 (附：运输机工作拉力1300N,运输带工作速度1.55m/s,卷筒直径255m
设计用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器 (附：运输机工作拉力1300N,运输带工作速度1.55m/s,卷筒直径255m

设计用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器 (附：运输机工作拉力1300N,运输带工作速度1.55m/s,卷筒直径255m
仅供参考
　　一、传动方案拟定
　　第二组第三个数据：设计带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器
　　（1） 工作条件：使用年限10年,每年按300天计算,两班制工作,载荷平稳.
　　（2） 原始数据：滚筒圆周力F=1.7KN；带速V=1.4m/s；
　　滚筒直径D=220mm.
　　运动简图
　　二、电动机的选择
　　1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和 条件,选用 Y系列三相异步电动机.
　　2、确定电动机的功率：
　　（1）传动装置的总效率：
　　η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒
　　=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95
　　=0.86
　　(2)电机所需的工作功率：
　　Pd=FV/1000η总
　　=1700×1.4/1000×0.86
　　=2.76KW
　　3、确定电动机转速：
　　滚筒轴的工作转速：
　　Nw=60×1000V/πD
　　=60×1000×1.4/π×220
　　=121.5r/min
　　根据【2】表2.2中推荐的合理传动比范围,取V带传动比Iv=2~4,单级圆柱齿轮传动比范围Ic=3~5,则合理总传动比i的范围为i=6~20,故电动机转速的可选范围为nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min
　　符合这一范围的同步转速有960 r/min和1420r/min.由【2】表8.1查出有三种适用的电动机型号、如下表
　　方案 电动机型号 额定功率 电动机转速（r/min） 传动装置的传动比
　　KW 同转 满转 总传动比 带 齿轮
　　1 Y132s-6 3 1000 960 7.9 3 2.63
　　2 Y100l2-4 3 1500 1420 11.68 3 3.89
　　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,比较两种方案可知：方案1因电动机转速低,传动装置尺寸较大,价格较高.方案2适中.故选择电动机型号Y100l2-4.
　　4、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
　　Y100l2-4.
　　其主要性能：额定功率：3KW,满载转速1420r/min,额定转矩2.2.
　　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=1420/121.5=11.68
　　2、分配各级传动比
　　（1） 取i带=3
　　（2） ∵i总=i齿×i 带π
　　∴i齿=i总/i带=11.68/3=3.89
　　四、运动参数及动力参数计算
　　1、计算各轴转速（r/min）
　　nI=nm/i带=1420/3=473.33(r/min)
　　nII=nI/i齿=473.33/3.89=121.67(r/min)
　　滚筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)
　　2、 计算各轴的功率（KW）
　　PI=Pd×η带=2.76×0.96=2.64KW
　　PII=PI×η轴承×η齿轮=2.64×0.99×0.97=2.53KW
　　3、 计算各轴转矩
　　Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m
　　TI=9.55p2入/n1 =9550x2.64/473.33=53.26N?m
　　TII =9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m
　　五、传动零件的设计计算
　　1、 皮带轮传动的设计计算
　　（1） 选择普通V带截型
　　由课本[1]P189表10-8得：kA=1.2 P=2.76KW
　　PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW
　　据PC=3.3KW和n1=473.33r/min
　　由课本[1]P189图10-12得：选用A型V带
　　（2） 确定带轮基准直径,并验算带速
　　由[1]课本P190表10-9,取dd1=95mm>dmin=75
　　dd2=i带dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30 mm
　　由课本[1]P190表10-9,取dd2=280
　　带速V：V=πdd1n1/60×1000
　　=π×95×1420/60×1000
　　=7.06m/s
　　在5~25m/s范围内,带速合适.
　　（3） 确定带长和中心距
　　初定中心距a0=500mm
　　Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0
　　=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450
　　=1605.8mm
　　根据课本[1]表（10-6）选取相近的Ld=1600mm
　　确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2
　　=497mm
　　(4) 验算小带轮包角
　　α1=1800-57.30 ×(dd2-dd1)/a
　　=1800-57.30×(280-95)/497
　　=158.670>1200（适用）
　　（5） 确定带的根数
　　单根V带传递的额定功率.据dd1和n1,查课本图10-9得 P1=1.4KW
　　i≠1时单根V带的额定功率增量.据带型及i查[1]表10-2得 △P1=0.17KW
　　查[1]表10-3,得Kα=0.94；查[1]表10-4得 KL=0.99
　　Z= PC/[(P1+△P1)KαKL]
　　=3.3/[(1.4+0.17) ×0.94×0.99]
　　=2.26 (取3根)
　　(6) 计算轴上压力
　　由课本[1]表10-5查得q=0.1kg/m,由课本式（10-20）单根V带的初拉力：
　　F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062 =134.3kN
　　则作用在轴承的压力FQ
　　FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)
　　=791.9N
　　2、齿轮传动的设计计算
　　（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.查阅表[1] 表6-8,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260HBS；大齿轮材料也为45钢,正火处理,硬度为215HBS；
　　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
　　由d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
　　确定有关参数如下：传动比i齿=3.89
　　取小齿轮齿数Z1=20.则大齿轮齿数：Z2=iZ1= ×20=77.8取z2=78
　　由课本表6-12取φd=1.1
　　(3)转矩T1
　　T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm
　　(4)载荷系数k : 取k=1.2
　　(5)许用接触应力[σH]
　　[σH]= σHlim ZN/SHmin 由课本[1]图6-37查得：
　　σHlim1=610Mpa σHlim2=500Mpa
　　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=60njtn 计算
　　N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109
　　N2=N/i=1.36x109 /3.89=3.4×108
　　查[1]课本图6-38中曲线1,得 ZN1=1 ZN2=1.05
　　按一般可靠度要求选取安全系数SHmin=1.0
　　[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610 Mpa
　　[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa
　　故得：
　　d1≥ (6712×kT1(u+1)/φdu[σH]2)1/3
　　=49.04mm
　　模数：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm
　　取课本[1]P79标准模数第一数列上的值,m=2.5
　　(6)校核齿根弯曲疲劳强度
　　σ bb=2KT1YFS/bmd1
　　确定有关参数和系数
　　分度圆直径：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm
　　d2=mZ2=2.5×78mm=195mm
　　齿宽：b=φdd1=1.1×50mm=55mm
　　取b2=55mm b1=60mm
　　(7)复合齿形因数YFs 由课本[1]图6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95
　　(8)许用弯曲应力[σbb]
　　根据课本[1]P116：
　　[σbb]= σbblim YN/SFmin
　　由课本[1]图6-41得弯曲疲劳极限σbblim应为： σbblim1=490Mpa σbblim2 =410Mpa
　　由课本[1]图6-42得弯曲疲劳寿命系数YN：YN1=1 YN2=1
　　弯曲疲劳的最小安全系数SFmin ：按一般可靠性要求,取SFmin =1
　　计算得弯曲疲劳许用应力为
　　[σbb1]=σbblim1 YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa
　　[σbb2]= σbblim2 YN2/SFmin =410×1/1=410Mpa
　　校核计算
　　σbb1=2kT1YFS1/ b1md1=71.86pa< [σbb1]
　　σbb2=2kT1YFS2/ b2md1=72.61Mpa< [σbb2]
　　故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够
　　(9)计算齿轮传动的中心矩a
　　a=(d1+d2)/2= (50+195)/2=122.5mm
　　(10)计算齿轮的圆周速度V
　　计算圆周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s
　　因为V＜6m/s,故取8级精度合适．
　　六、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[2]表13-1可知：
　　σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
　　[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
　　2、按扭转强度估算轴的最小直径
　　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
　　查[2]表13-5可得,45钢取C=118
　　则d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm
　　考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准,取d=35mm
　　3、齿轮上作用力的计算
　　齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582 N
　　齿轮作用力：
　　圆周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N
　　径向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N
　　4、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
　　可采用弹性柱销联轴器,查[2]表9.4可得联轴器的型号为HL3联轴器：35×82 GB5014-85
　　（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,齿轮靠油环和套筒实现
　　轴向定位和固定,靠平键和过盈配合实现周向固定,两端轴
　　承靠套筒实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定 ,轴通
　　过两端轴承盖实现轴向定位,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=35mm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=40mm
　　齿轮和左端轴承从左侧装入,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=4 5mm,为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3,取d4=50mm.齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5
　　满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.
　　(4)选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度B=19,安装尺寸D=52,故轴环直径d5=52mm.
　　(5）确定轴各段直径和长度
　　Ⅰ段：d1=35mm 长度取L1=50mm
　　II段:d2=40mm
　　初选用6209深沟球轴承,其内径为45mm,
　　宽度为19mm.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矩离而定,为此,取该段长为55mm,安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：
　　L2=（2+20+19+55）=96mm
　　III段直径d3=45mm
　　L3=L1-L=50-2=48mm
　　Ⅳ段直径d4=50mm
　　长度与右面的套筒相同,即L4=20mm
　　Ⅴ段直径d5=52mm. 长度L5=19mm
　　由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=96mm
　　(6)按弯矩复合强度计算
　　①求分度圆直径：已知d1=195mm
　　②求转矩：已知T2=198.58N?m
　　③求圆周力：Ft
　　根据课本P127（6-34）式得
　　Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N
　　④求径向力Fr
　　根据课本P127（6-35）式得
　　Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N
　　⑤因为该轴两轴承对称,所以：LA=LB=48mm
　　(1)绘制轴受力简图（如图a）
　　（2）绘制垂直面弯矩图（如图b）
　　轴承支反力：
　　FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N
　　FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N
　　由两边对称,知截面C的弯矩也对称.截面C在垂直面弯矩为
　　MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m
　　截面C在水平面上弯矩为：
　　MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m
　　(4)绘制合弯矩图（如图d）
　　MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m
　　(5)绘制扭矩图（如图e）
　　转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m
　　(6)绘制当量弯矩图（如图f）
　　转矩产生的扭剪文治武功力按脉动循环变化,取α=0.2,截面C处的当量弯矩：
　　Mec=[MC2+(αT)2]1/2
　　=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m
　　(7)校核危险截面C的强度
　　由式（6-3）
　　σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453
　　=7.14MPa< [σ-1]b=60MPa
　　∴该轴强度足够.
　　主动轴的设计
　　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[2]表13-1可知：
　　σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa
　　[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
　　2、按扭转强度估算轴的最小直径
　　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
　　查[2]表13-5可得,45钢取C=118
　　则d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm
　　考虑键槽的影响以系列标准,取d=22mm
　　3、齿轮上作用力的计算
　　齿轮所受的转矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265 N
　　齿轮作用力：
　　圆周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N
　　径向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N
　　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.齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定
　　,靠平键和过盈配合实现周向固定,两端轴
　　承靠套筒实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定 ,轴通
　　过两端轴承盖实现轴向定位,
　　4 确定轴的各段直径和长度
　　初选用6206深沟球轴承,其内径为30mm,
　　宽度为16mm..考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面与箱体内壁应有一定矩离,则取套筒长为20mm,则该段长36mm,安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm.
　　(2)按弯扭复合强度计算
　　①求分度圆直径：已知d2=50mm
　　②求转矩：已知T=53.26N?m
　　③求圆周力Ft：根据课本P127（6-34）式得
　　Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N
　　④求径向力Fr根据课本P127（6-35）式得
　　Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N
　　⑤∵两轴承对称
　　∴LA=LB=50mm
　　(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ
　　FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N
　　FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N
　　(2) 截面C在垂直面弯矩为
　　MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m
　　(3)截面C在水平面弯矩为
　　MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m
　　(4)计算合成弯矩
　　MC=（MC12+MC22）1/2
　　=（192+52.52）1/2
　　=55.83N?m
　　(5)计算当量弯矩：根据课本P235得α=0.4
　　Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2
　　=59.74N?m
　　(6)校核危险截面C的强度
　　由式（10-3）
　　σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)
　　=22.12Mpa