设计链式输送机传动装置中的一级圆锥齿轮减速器。

输送链拉力2400，链速度0.8，链轮直径125，
工作条件：单向运转，工作平稳，工作时定期停车，每天工作16小时，减速器工作寿命不低于10年，输送链速度允许误差为±5％。
急用，望各位知道的哥哥姐姐发送到315160518@qq.com

不会设计圆锥齿轮可以选择一个蜗轮减速箱。假如非得使用锥齿轮，可以按照机械设计手册详细项目一项一项绘画即可。这个不是太难的事情，可是在这里不是大规模教学场所。

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憨厂封断莩登凤券脯猾.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<[σ-1]b=60mpa ∴此轴强度足够 （7） 滚动轴承的选择及校核计算 一从动轴上的轴承 根据根据条件，轴承预计寿命 l'h=10×300×16=48000h (1)由初选的轴承的型号为: 6209, 查[1]表14-19可知:d=55mm,外径d=85mm,宽度b=19mm,基本额定动载荷c=31.5kn, 基本静载荷co=20.5kn, 查[2]表10.1可知极限转速9000r/min （1）已知nii=121.67(r/min) 两轴承径向反力：fr1=fr2=1083n 根据课本p265（11-12）得轴承内部轴向力 fs=0.63fr 则fs1=fs2=0.63fr1=0.63x1083=682n (2) ∵fs1+fa=fs2 fa=0 故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端 fa1=fs1=682n fa2=fs2=682n (3)求系数x、y fa1/fr1=682n/1038n =0.63 fa2/fr2=682n/1038n =0.63 根据课本p265表（14-14）得e=0.68 fa1/fr148000h ∴预期寿命足够 二.主动轴上的轴承: (1)由初选的轴承的型号为:6206 查[1]表14-19可知:d=30mm,外径d=62mm,宽度b=16mm, 基本额定动载荷c=19.5kn,基本静载荷co=