帶式傳送機減速器的高級齒輪傳動設計

1、目錄摘要2正文3 一、傳動方案擬定3 二、電動機的選擇3 三、計算齒輪總傳動比及分配各級的傳動比4 四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算4 五、傳動零件和齒輪的設計計算5 六、軸的設計計算9 七、滾動軸承的選擇及校核計算13 八、鍵聯(lián)接的選擇及計算15謝辭16參考文獻16附件18摘要齒輪傳動是應用極為廣泛和特別重要的一種機械傳動形式，它可以用來在空間的任意軸之間傳遞運動和動力，目前齒輪傳動裝置正逐步向小型化，高速化，低噪聲，高可靠性和硬齒面技術方向發(fā)展，齒輪傳動具有傳動平穩(wěn)可靠，傳動效率高（一般可以達到94%以上，精度較高的圓柱齒輪副可以達到99%），傳遞功率范圍廣（可以從儀表中齒輪微小功率的傳動到大型

2、動力機械幾萬千瓦功率的傳動）速度范圍廣（齒輪的圓周速度可以從0.1m/s到200m/s或更高，轉速可以從1r/min到20000r/min或更高），結構緊湊，維護方便等優(yōu)點。因此，它在各種機械設備和儀器儀表。關鍵詞：鍵 軸 嚙合 直齒圓柱齒輪 減速器abstractgear is the application of a wide range of important and special form of a mechanical transmission, which can be used to the arbitrary axis in the space between the mo

3、vement and power transmission, gear device is gradually to the small, high-speed, low noise, high reliability hardened and technical direction of transmission gear is smooth and reliable, high transmission efficiency (generally above 94% can be achieved, the higher the accuracy of cylindrical gear c

4、an be achieved 99%), a wide range of power transmission (gear can be instrument micro power transmission to large-scale power plant tens of thousands of kilowatts of power transmission) wide speed range (the circumferential speed gear from 0.1 m / s to 200 m / s or higher, speed can be an r / min to

5、 20000 r / min or higher ), compact structure, the advantages of easy maintenance. therefore, in the machinery and equipment and instrumentation.key word：key shaft smesh spur gear reducer帶式傳送機減速器的高級齒輪傳動設計的優(yōu)點1.承載能力高，尺寸緊湊。2.傳動效率高，一對潤滑加工良好的圓柱齒輪傳動，效率可達99%。3.使用壽命長，可靠性高。4.理論上可以保持瞬時傳動比恒定。5.適用范圍廣，傳遞功率和圓周速度范

6、圍很大。正文一、傳動方案擬定設計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動（一）工作條件：使用年限8年，工作為二班工作制，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。（二）原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力f=1000n；帶速v=2.0m/s；滾筒直徑d=500mm；滾筒長度l=500mm。二、電動機選擇（一）電動機類型的選擇： y系列三相異步電動機（二）電動機功率選擇：1傳動裝置的總功率：總=帶2軸承齒輪聯(lián)軸器滾筒=0.960.9820.970.990.96=0.852電機所需的工作功率：p工作=fv/1000總=10002/10000.8412=2.4kw（三）確定電動機轉速：計算滾筒工作轉速：n筒=601000v/d=6010002.0

7、/50=76.43r/min 按手冊p7表1推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍ia=36。取v帶傳動比i1=24，則總傳動比理時范圍為ia=624。故電動機轉速的可選范圍為nd=iann筒=（624）76.43=4591834r/min符合這一范圍的同步轉速有750、1000、和1500r/min。根據(jù)容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳支比方案：如指導書p15頁第一表。綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選n=1000r/min。（四）確定電動機型號根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及

8、同步轉速，選定電動機型號為y132s-6。其主要性能：額定功率：3kw，滿載轉速960r/min，額定轉矩2.0。質量63kg。三、計算總傳動比及分配各級的傳動比（一）總傳動比：i總=n電動/n筒=960/76.4=12.57（二）分配各級傳動比1.據(jù)指導書p7表1，取齒輪i齒輪=6（單級減速器i=36合理）2i總=i齒輪i帶i帶=i總/i齒輪=12.57/6=2.095四、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算（一）計算各軸轉速（r/min）ni=n電機=960r/min，nii=ni/i帶=960/2.095=458.2(r/min)niii=nii/i齒輪=458.2/6=76.4(r/min)（二）計

9、算各軸的功率（kw）pi=p工作=2.4kw，pii=pi帶=2.40.96=2.304kwpiii=pii軸承齒輪=2.3040.980.96 =2.168kw（三）計算各軸扭矩（nmm）ti=9.55106pi/ni=9.551062.4/960=23875nmmtii=9.55106pii/nii=9.551062.304/458.2=48020.9nmmtiii=9.55106piii/niii=9.551062.168/76.4 =271000nmm五、傳動零件和齒輪的設計計算（一）皮帶輪傳動的設計計算1選擇普通v帶截型由課本p83表5-9得：ka=1.2，pc=kap=1.23=3

10、.9kw由課本p82圖5-10得：選用a型v帶2確定帶輪基準直徑，并驗算帶速由課本圖5-10得，推薦的小帶輪基準直徑為：75100mm則取dd1=100mmdmin=75 dd2=n1/n2dd1=960/458.2100=209.5mm由課本p74表5-4，取dd2=200mm實際從動輪轉速n2=n1dd1/dd2=960100/200 =480r/min轉速誤差為：n2-n2/n2=458.2-480/458.2 =-0.0481200（適用）5確定帶的根數(shù)根據(jù)課本p78表（5-5）p1=0.95kw根據(jù)課本p79表（5-6）p1=0.11kw根據(jù)課本p81表（5-7）k=0.96根據(jù)課本

11、p81表（5-8）kl=0.96由課本p83式（5-12）得z=pc/p=pc/(p1+p1)kkl =3.9/(0.95+0.11) 0.960.96 =3.996計算軸上壓力由課本p70表5-1查得q=0.1kg/m，由式（5-18）單根v帶的初拉力：f0=500pc/zv（2.5/k-1）+qv2=5003.9/45.03(2.5/0.96-1)+0.15.032n =158.01n則作用在軸承的壓力fq，由課本p87式（5-19）fq=2zf0sin1/2=24158.01sin167.6/2=1256.7n（二）齒輪傳動的設計計算 1選擇齒輪材料及精度等級 考慮減速器傳遞功率不在，所

12、以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40cr調質，齒面硬度為240260hbs。大齒輪選用45鋼，調質，齒面硬度220hbs；根據(jù)課本p139表6-12選7級精度。齒面精糙度ra1.63.2m 2按齒面接觸疲勞強度設計 由d176.43(kt1(u+1)/duh2)1/3 ，由式（6-15）確定有關參數(shù)如下：傳動比i齒=6取小齒輪齒數(shù)z1=20。則大齒輪齒數(shù)：z2=iz1=620=120，實際傳動比i0=120/2=60，傳動比誤差：i-i0/i=6-6/6=0%2.5% 可用齒數(shù)比：u=i0=6，由課本p138表6-10取d=0.93轉矩t1t1=9.55106p/n1=9.551062.4/458

13、.2 =50021.8nmm4載荷系數(shù)k 由課本p128表6-7取k=15許用接觸應力hh= hlimznt/sh由課本p134圖6-33查得：hlimz1=570mpa hlimz2=350mpa由課本p133式6-52計算應力循環(huán)次數(shù)nlnl1=60n1rth=60458.21(163658)=1.28109nl2=nl1/i=1.28109/6=2.14108由課本p135圖6-34查得接觸疲勞的壽命系數(shù)：znt1=0.92 znt2=0.98通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數(shù)sh=1.0h1=hlim1znt1/sh=5700.92/1.0mpa=524.4mpah2

14、=hlim2znt2/sh=3500.98/1.0mpa=343mpa故得：d176.43(kt1(u+1)/duh2)1/3=76.43150021.8(6+1)/0.9634321/3mm=48.97mm模數(shù)：m=d1/z1=48.97/20=2.45mm根據(jù)課本p107表6-1取標準模數(shù)：m=2.5mm6校核齒根彎曲疲勞強度根據(jù)課本p132（6-48）式f=(2kt1/bm2z1)yfaysah確定有關參數(shù)和系數(shù)分度圓直徑：d1=mz1=2.520mm=50mm，d2=mz2=2.5120mm=300mm齒寬：b=dd1=0.950mm=45mm，取b=45mm b1=50mm7齒形系數(shù)

15、yfa和應力修正系數(shù)ysa根據(jù)齒數(shù)z1=20,z2=120由表6-9相得yfa1=2.80 ysa1=1.55 yfa2=2.14 ysa2=1.83 8許用彎曲應力f根據(jù)課本p136（6-53）式：f= flim ystynt/sf由課本圖6-35c查得：flim1=290mpa flim2 =210mpa由圖6-36查得：ynt1=0.88 ynt2=0.9試驗齒輪的應力修正系數(shù)yst=2按一般可靠度選取安全系數(shù)sf=1.25 計算兩輪的許用彎曲應力f1=flim1 ystynt1/sf=29020.88/1.25mpa=408.32mpaf2=flim2 ystynt2/sf =2102

16、0.9/1.25mpa=302.4mpa將求得的各參數(shù)代入式（6-49）f1=(2kt1/bm2z1)yfa1ysa1=(2150021.8/452.5220) 2.801.55mpa=77.2mpa f1f2=(2kt1/bm2z2)yfa1ysa1=(2150021.8/452.52120) 2.141.83mpa=11.6mpa f2故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠9計算齒輪傳動的中心矩aa=m/2(z1+z2)=2.5/2(20+120)=175mm10計算齒輪的圓周速度vv=d1n1/601000=3.1450458.2/601000=1.2m/s六、軸的設計計算 輸入軸的設計計算（一）按

17、扭矩初算軸徑選用45#調質，硬度217255hbs，根據(jù)課本p235（10-2）式，并查表10-2，取c=115，d115 (2.304/458.2)1/3mm=19.7mm，考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=19.7(1+5%)mm=20.69選d=22mm（二）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(lián)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=22mm 長度取l1=50mm h=2c c=1.5mmii段:d2=d1+2h=22+2

18、21.5=28mm d2=28mm初選用7206c型角接觸球軸承，其內徑為30mm,寬度為16mm. 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，通過密封蓋軸段長應根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器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：l2=（2+20+16+55）=93mmiii段直徑d3=35mml3=l1-l=50-2=48mm段直徑d4=45mm由手冊得：c=1.5 h=2c=21.5=3mmd4=d3+2h=35+23=41mm長度與右面的套筒相同，即l4=20mm但此段左面的滾動軸承的定位軸

19、肩考慮，應便于軸承的拆卸，應按標準查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應取：（30+32）=36mm，因此將段設計成階梯形，左段直徑為36mm 段直徑d5=30mm. 長度l5=19mm。由上述軸各段長度可算得軸支承跨距l(xiāng)=100mm3按彎矩復合強度計算(1)求分度圓直徑：已知d1=50mm(2)求轉矩：已知t2=50021.8nmm(3)求圓周力：ft根據(jù)課本p127（6-34）式得ft=2t2/d2=50021.8/50=1000.436n(4)求徑向力fr根據(jù)課本p127（6-35）式得fr=fttan=1000.436tan200=364.1n(5)因為該軸兩軸承對稱，所以：la=lb

20、=50mma軸承支反力：fay=fby=fr/2=182.05nfaz=fbz=ft/2=500.2n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mc1=fayl/2=182.0550=9.1nm截面c在水平面上彎矩為：mc2=fazl/2=500.250=25nmmc=(mc12+mc22)1/2=(9.12+252)1/2=26.6nm轉矩：t=9.55（p2/n2）106=48nm轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環(huán)變化，取=1，截面c處的當量彎矩：mec=mc2+(t)21/2=26.62+(148)21/2=54.88nmg.校核危險截面c的強度由式（6-3）e=mec/0.

21、1d33=99.6/0.1413=14.5mpa -1b=60mpa該軸強度足夠。 輸出軸的設計計算(一)按扭矩初算軸徑選用45#調質鋼，硬度（217255hbs），根據(jù)課本p235頁式（10-2），表（10-2）取c=115，dc(p3/n3)1/3=115(2.168/76.4)1/3=35.08mm，取d=35mm（二）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

22、和皮帶輪依次從右面裝入。2確定軸的各段直徑和長度 初選7207c型角接球軸承，其內徑為35mm，寬度為17mm。考慮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20mm，則該段長41mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。3按彎扭復合強度計算（1） 求分度圓直徑：已知d2=300mm（2）求轉矩：已知t3=271nm（3）求圓周力ft：根據(jù)課本p127（6-34）式得ft=2t3/d2=2271103/300=1806.7n（4）求徑向力fr根據(jù)課本p127（6-35）式得fr=fttan=1806.70.36379=657.2n（5）兩軸承對稱la=lb=49mm(6)求

23、支反力fax、fby、faz、fbzfax=fby=fr/2=657.2/2=328.6nfaz=fbz=ft/2=1806.7/2=903.35n4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mc1=fayl/2=328.649=16.1nm 5截面c在水平面彎矩為mc2=fazl/2=903.3549=44.26nm6計算合成彎矩mc=（mc12+mc22）1/2 =（16.12+44.262）1/2 =47.1nm7計算當量彎矩：根據(jù)課本p235得=1mec=mc2+(t)21/2=47.12+(1271)21/2 =275.06nm8校核危險截面c的強度由式（10-3）e=me

24、c/（0.1d）=275.06/(0.1453)=1.36mpa-1b=60mpa此軸強度足夠七、滾動軸承的選擇及校核計算根據(jù)根據(jù)條件，軸承預計壽命163658=48720小時（一）計算輸入軸承1已知n=458.2r/min，兩軸承徑向反力：fr1=fr2=500.2n，初先兩軸承為角接觸球軸承7206ac型，根據(jù)課本p265（11-12）得軸承內部軸向力，fs=0.63fr，fs1=fs2=0.63fr1=315.1n2 fs1+fa=fs2 fa=0故任意取一端為壓緊端，現(xiàn)取1端為壓緊端fa1=fs1=315.1n fa2=fs2=315.1n 3求系數(shù)x、yfa1/fr1=315.1n/500.2n=0.63 fa2/fr2=315.1n/500.2n=0.63根據(jù)課本p263表（11-8）得e=0.68fa1/fr1e x1=1 fa2/fr248720h預期壽命足夠（二）、計算輸出軸承 1已知n=76.4r/min fa=0 fr=faz=903.35n，試選7207ac型角接觸球軸承，根據(jù)課本p265表（11-12）得fs=0.063fr,則fs1=fs2=0.63fr=0.63903.35=569.1n 2計算軸向載荷fa1、fa2fs1+fa=f