減速器課程設(shè)計帶式運輸機上的單級圓柱齒輪減速器

1、機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書設(shè)計題目：帶式運輸機上的單級圓柱齒輪減速器系 別：測試工程系專 業(yè)：測控技術(shù)與儀器 目錄一、傳動方案的分析與擬定3二、選擇電動機：3三、確定總傳動比、分配傳動比：4四、計算各軸功率、轉(zhuǎn)速和扭矩：5五、帶傳動計算6六、齒輪傳動計算8七、軸的設(shè)計計算11八、 鍵的選擇、計算；21九、減速器結(jié)構(gòu)設(shè)計22十、減速器的潤滑23十一、參考資料索引23一、傳動方案的分析與擬定1、 工作條件：兩班制連續(xù)工作，工作時有輕度振動，使用年限6年，每年按300天計，軸承壽命為齒輪壽命的三分之一以上。2、 原始數(shù)據(jù)：傳動帶滾動轉(zhuǎn)速n=120r/min； 減速器輸入功率pw=3.8kw； 單機圓

2、柱齒輪減速器3、 方案擬定 ： 如上圖所示，采用帶傳動傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應大起動轉(zhuǎn)矩工況要求，結(jié)構(gòu)簡單，成本低，使用維護方便。二、選擇電動機：、電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇： 選擇y系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。 、確定電動機功率pd pd=pwa，其中pw=3.8kw為減速器輸入功率，a為v帶傳遞效率，其取值范圍為0.940.97，經(jīng)綜合考慮取a=0.95。所以有 pd=pwa=3.8kw0.95=4k

3、w確定電動機轉(zhuǎn)速na 已知傳動帶轉(zhuǎn)速n=120rmin，查表得傳動比合理范圍，取v帶傳動比=24，一級圓柱齒輪減速器傳動比=36，則總傳動比合理范圍為=624，故電動機轉(zhuǎn)速可選范圍為 =n=(624)120=7202880rmin符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速器有750、1000和1500rmin。根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由相關(guān)手冊查出有三種適用電動機型號，因此有三種傳動方案，如下表所示，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和傳動比方案，可見第一種比較適合。因此選定電動機型號為y112m-4，其主要性能如下第二表所示。方案電動機型號額定功率ped/kw電動機轉(zhuǎn)速r/min電動機重量n參考價格元傳動裝置的

4、傳動比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動比v帶傳動減速器1y112m-441500144047023011.672.84.172y132m1-64100096073035082.53.23y160m1-8475072011805006.2523.15型號額定功率kw滿載時起動/額定電流起動/額定轉(zhuǎn)矩最大/額定轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速r/min電流（380v）a效率%功率因數(shù)y112m-4414408.7784.50.827.02.22.2三、確定總傳動比、分配傳動比：電動機型號為y112m-4，滿載轉(zhuǎn)速nm=1440r/min?？倐鲃颖龋?ia=1440120=11.67分配傳動比： 由ia=i0i式中i0、i分別為帶傳

5、動和減速器的傳動比。為使v帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取i0=2.8，則減速器傳動i=iai0=11.672.8=4.17四、計算各軸功率、轉(zhuǎn)速和扭矩：各軸功率：令減速器輸入軸為i軸，輸出軸為軸，其余為卷筒軸。1、2、3、4分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器的傳動效率。且根據(jù)查表可取其值分別為0.95、0.98、0.97、0.99。pi即為減速器輸入功率pw,所以：軸 pi=pw=3.8kw軸 pii=pi12=pi23=3.80.980.97=3.61kw 卷筒軸 piii=pii23=pii24=3.610.990.98=3.50kw以上各軸的輸出功率分別為輸入功率乘軸承效率0.98。各

6、軸轉(zhuǎn)速： 軸 軸 卷筒軸 各軸扭矩：電動機軸輸出扭矩 各軸輸入扭矩 軸 t1=tdi001= tdi01 =26.532.80.95=70.57nm 軸 t2=t1i112=t1i123 =70.574.170.980.97 =279.74nm 卷筒軸 t3=t224=279.740.980.99=271.40nm各軸輸出扭矩則分別為各軸輸入扭矩乘軸承效率0.98。 運動和動力參數(shù)計算結(jié)果整理于下表： 表2-1軸名功率pkw扭矩tnm轉(zhuǎn)速nrmin傳動比i效率輸入輸出輸入輸出電動機軸/4/26.5314402.80.95軸3.83.7270.5769.16514.294.170.95軸3.61

7、3.54279.74274.15123.331.000.97卷筒軸3.503.43271.40265.97123.33五、帶傳動計算1、選擇帶的剖面型號： v帶的橫截面為等腰梯形，其工作表面是與輪槽相接觸的兩側(cè)面。由于輪槽的楔形效應，張緊力相同時，v帶傳動較平帶傳動能長生更大的摩擦力，故具有較大的拉拽能力。所以選用v帶。v帶型號可根據(jù)計算功率pd和小帶輪轉(zhuǎn)速nd觀察普通v帶選型圖從中可選出相應的型號，又知pd=pka=41.2=4.8kw，nd=1440r/min。故可根據(jù)其從v帶選型圖上選出屬于v帶a型號，所以帶為a型普通v帶。2、計算帶傳動的主要尺寸和帶的根數(shù)帶傳動的主要尺寸：確定帶輪的直

8、徑d1、d2。由普通v帶選型圖可知，、a型v帶推薦直徑d=80100mm。考慮到帶速不宜過低，否則帶的根數(shù)將要增多，對傳動不利。因此確定小帶輪直徑d1=100mm。大帶輪直徑 由v帶輪基準值及系列表，取d2=280mm。 驗算帶速v 確定帶的基準長度若中心距沒有限定時，可按下式 0.7（d1+d2）a0 266a0nh0,所以khl=1。 許用彎曲應力 查表得 flimb1=1.8hbs=1.8335n/mm2=603n/mm2 flimb2=1.8hbs=1.8300n/mm2=540n/mm2取sf=2，kfc=1，因nfvnf0,所以kfc=1。得 由之前計算得減速器輸入軸扭矩t=705

9、70nmm3、確定齒輪的結(jié)構(gòu)和主要尺寸求齒輪分度圓直徑 初步計算時，取。小齒輪；有 取值d1=55mm b=dd1=155mm=55mm 小齒輪圓周力為 徑向力為 其方向由力的作用點指向小齒輪的轉(zhuǎn)動中心。大齒輪各力的作用力大小與小齒輪相等，方向相反。待添加的隱藏文字內(nèi)容2求中心距、齒輪齒數(shù)、模數(shù)中心距 所以初定a=140mm。又 一般z1=1730，初選z1=22，則z2=iz1=4.1722=91.7，取值為z2=92。則有 由標準取mn=2.5mm 取z1=22，則 z2=112-22=90齒數(shù)比 z2/z1=90/22=4.09與i=4.17的要求比較，誤差為1.9%，可用。則可得大圓分

10、度圓直徑d2=z2mn=902.5=225mm4、 驗算齒輪傳動的主要參數(shù)驗算接觸應力 又小齒輪圓周速度 查表得khv=1.15（8級精度齒輪） 驗算彎曲應力 觀察齒形系數(shù)曲線圖得 (x=0) 故應驗算大齒輪的彎曲應力 七、軸的設(shè)計計算、高速軸的設(shè)計計算；已知條件； 高速軸傳遞功率pi=3.8kw，轉(zhuǎn)速ni=514.29r/min，小齒輪分度圓直徑d1=55mm，齒輪寬度bi=55mm，扭矩t1=70570nmm。軸的材料； 因小齒輪分度圓直徑較小，與軸徑相差不大，故采用齒輪與軸制成一體，即制成連軸齒輪，所以材料與處理方式均與小齒輪一致，即為40cr，調(diào)質(zhì)處理。初算軸徑； 因為高速軸外伸段上安

11、裝帶輪，所以軸徑可按下式求的，查表知c=10797.8，取c=100，則 考慮到軸上有鍵槽，軸頸應增大3%5%,則d19.48+19.48（0.030,05）=20.0620.45mm取dmin=21mm。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計；軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 軸的初步結(jié)構(gòu)設(shè)計及構(gòu)想如上圖所示。為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖分式結(jié)構(gòu)。該減速器發(fā)熱小、軸不長故軸承采用兩端固定方式。然后，可按軸上零件的安裝順序，從dmin開始設(shè)計。軸段的設(shè)計 軸段上安裝帶輪，此段設(shè)計與帶輪設(shè)計同步進行。由最小直徑可初定軸段d1=25mm，帶輪輪轂的寬度為（1.52.0）25mm=37.550mm，取為50mm，則軸段的長度略

12、小于轂孔寬度，取l1=48mm。軸段軸徑設(shè)計 考慮帶輪的軸向固定及密封圈的尺寸，帶輪用軸肩定位，軸間高度為h=（0.070.1）d1=（0.070.1）25mm=1.752.5mm。軸段的軸徑d2=d1+2（1.752.5）mm=28.530mm，該處軸的圓周速度可選用氈圈油封。查表，選取氈圈30 jb/zq 4061997，則d2=30mm。由于軸段的長度l2涉及的因素較多，稍后再確定。軸段和軸段的設(shè)計 軸段和安裝軸承，考慮齒輪只受徑向力和圓周力，所以選用深溝球軸承即可，其直徑應既便于軸承安裝，又符合軸承內(nèi)徑系列。查表取6207軸承，其中內(nèi)徑d=35mm，外徑d=72mm、寬度b=17mm，

13、內(nèi)圈定位軸間直徑da=42mm，外圈定位凸間內(nèi)徑da=65mm，故d3=35mm，該減速器齒輪的圓周速度小于2m/s，故軸采用脂潤滑，需要擋油環(huán)，靠近箱體內(nèi)壁的軸承端面之箱體內(nèi)壁的距離取=14mm，則l3=b+b1=17+14+2=33mm。通常一根軸上的兩個軸承取相同型號，則d7=35mm，l7=l3=33mm。軸段的長度設(shè)計 軸段的長度l2除與軸上零件有關(guān)外，還與軸承寬度及軸承端蓋等零件有關(guān)。查表知下箱壁厚度由公式取上箱座壁厚=8mm，所以取2=8mm；由于齒輪中心距a1=140mm300mm，可確定軸承旁連接螺栓直徑m12，相應的c1=20mm，c2=16mm。所以軸承座寬度為 軸承端蓋

14、連接螺栓直徑m8，查表取螺栓gb/t 57812000 m825。則可計算軸承端蓋厚e=1.2d端螺=1.28mm=9.6mm，取值e=10mm。 取軸承座寬度l=50mm，端蓋與軸承間的調(diào)整墊片厚度t=2mm；為了拆裝方便，取帶輪凸緣斷面至軸承端蓋表面的距離k=28mm。則有 軸段和軸段的設(shè)計該軸段間接為軸承定位，可取d4=d6=40mm，齒輪兩端面與箱體內(nèi)壁距離取為1=15mm，則軸段和的長度為 l4=l6=1-b1=15mm-2mm=13mm 軸段的設(shè)計軸段上安裝齒輪，因為此齒輪為連軸齒輪，故該軸段為齒輪軸，即l5=b=55mm，此時d5視小齒輪分度圓直徑大小而定，因齒輪與軸即為一體。

15、箱體內(nèi)壁之間的距離為 力作用點間的距離 畫出軸的結(jié)構(gòu)及相應尺寸 如上圖所示。5、 軸的強度計算畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖如圖所示。支承反力 在水平面上為 式中符號表示與圖中所示方向相反，下同。在垂直平面上為 軸承 a的總支承反力為 軸承b的總支承反力為 彎矩計算 在垂直平面上為 合成彎矩，有 扭矩 彎矩圖和扭矩圖如下圖所示，6、 校核軸的強度 齒輪軸與點a處彎矩較大，且軸徑較小，故點a剖面為危險剖面。 其抗彎截面系數(shù)為 抗扭截面系數(shù)為 最大彎曲應力為 扭剪應力為 按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6，則當量應力為 查表得，40cr調(diào)質(zhì)處理抗

16、拉強度極限b=750mpa，軸的許用彎曲應力【-1b】=75mpa，e33.9+33.9(3%5%)=34.9235.60mm。圓整，取dmin=35mm。4、 結(jié)構(gòu)設(shè)計； 軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的初步結(jié)構(gòu)設(shè)計及構(gòu)想如圖所示，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從直徑最小處開始設(shè)計。 軸段的設(shè)計 軸段上安裝聯(lián)軸器此段設(shè)計應與聯(lián)軸器的選折設(shè)計同步進行。 聯(lián)軸器的選擇 為補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差、隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查表取ka=1.5，則計算轉(zhuǎn)矩 te=kat2=1.5279740nmm=419610nmm 查表得gb/t 50142003中l(wèi)x2型

17、聯(lián)軸器符合要求：公稱轉(zhuǎn)矩tn /(nm): 560許用轉(zhuǎn)速n /(r/min): 6300軸孔直徑/mm: 35軸孔長度|j型|l1 /mm: 60采用a型鍵，相應的軸段的直徑d1=35mm，其長度略小于轂孔寬度，取l1=58mm。軸段軸徑設(shè)計 在確定軸段的軸徑時，應考慮聯(lián)軸器的軸固定及密封圈的尺寸兩個方面的問題。聯(lián)軸器用軸肩定位，軸肩高度h=（0.070.1）d1=2.453.5mm。軸段的軸徑d2=d1+2h=35mm+2(2.453.5)=39.942mm,最終由密封圈確定。該處軸的圓周速度小于3m/s，可選用氈圈油封，查表，選用氈圈40 jb/zq46061997，則d2=40mm 軸

18、段和軸段 軸徑設(shè)計以及軸承的選擇 軸段及軸段上安裝軸承考慮齒輪沒有軸向力存在，因此選用深溝球軸承。軸段和軸段直徑應既便于軸承安裝，又應符合軸承內(nèi)徑系列?，F(xiàn)暫取軸承為6009，查表得軸承內(nèi)徑d=45mm，外徑75mm，寬度b=16mm，內(nèi)圈定位軸肩直徑da=51mm，外圈定位凸肩內(nèi)徑da=69mm，故選d3=45mm，通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，所以d6=d3=45mm。 軸段的設(shè)計 軸段上安裝齒輪，為便于齒輪的安裝，d4必須略大于d3，則可初定d4=50mm，又大齒輪齒寬b2=50mm，所以l=1.2b2=60mm軸段長度應比輪轂略短，所以取l4=58mm。 軸段的長度設(shè)計 軸段的長度

19、除與軸上的零件有關(guān)外還與軸承座寬度及軸承端蓋等有關(guān)。軸承座寬度l、軸承端蓋厚e、軸承端蓋連接螺栓、軸承靠近箱體內(nèi)壁的端面距箱體內(nèi)壁距離、端蓋與軸承座間的調(diào)整墊片厚度 t均同高速軸，為避免聯(lián)軸器輪轂外徑與端蓋螺栓的拆裝發(fā)生干涉，聯(lián)軸器輪轂端面與端蓋外端面的距離取k=13mm，則有 軸段的設(shè)計 該軸段為齒輪提供定位作用，定位軸肩的高度h=（0.070.1）d4=3.55mm，取h=5mm，則d5=60mm，齒輪端面距箱體內(nèi)壁距離為，取擋油環(huán)端面到內(nèi)壁距離為4=2.5mm，則軸段的長度為 軸段和軸段的長度設(shè)計軸段的長度圓整，取l6=32mm。軸段的長度 圓整，取l3=44mm。 軸上作用點間的距離

20、軸承反力的作用點距軸承外圈大端面的距離a=b/2=8mm，則可得軸的支點及受力點間的距離為 畫出軸的結(jié)構(gòu)及相因尺寸 如圖所示。5、 受力分析； 軸的受力簡圖 軸的受力簡圖如圖所示。 支承反力 在水平面上為 在垂直平面上為 軸承a、b的總支承反力為 求彎矩、畫出彎矩圖 彎矩圖如圖所示 在水平面上，齒輪所在軸截面為 在垂直平面上，齒輪所在軸截面為 合成彎矩，齒輪所在軸截面為 扭矩圖如圖所示， t2=-279740nmm。6、 軸強度計算； 因齒輪所在軸截面彎矩較大，同時截面還具有扭矩，所以此截面為危險截面。其抗彎截面系數(shù)為 抗扭截面系數(shù)為 彎曲應力為 扭剪應力為 一般可認為軸傳遞的扭矩是按脈動循環(huán)

21、變化的。查表取其強度極限b=650mpa，故可取折合系數(shù)=0.6，則當量應力為 ，故強度滿足要求。7、 計算軸承壽命 當量動載荷 查表得軸承6009軸承c=21000n,c0=14800n.因軸承不受軸向力，如圖所示，有 軸承壽命 軸承在1000c以下工作，查表得ft=1，fp=1.5，則有 年數(shù)x=lh/(300*16)=130346.85/480027年故壽命足夠。8、 鍵的選擇、計算； 1、高速軸鍵連接 聯(lián)軸器與軸段間采用a型普通平鍵連接，查表得鍵的型號為鍵840 gb/t 10962003。校核鍵連接的強度 帶輪處鍵連接的擠壓應力為 取鍵的材料為鋼，則鍵、軸及齒輪最弱材料為鋼，且有輕微沖擊，查表得p=100120mpa，p2p,強度足夠。2、低速軸鍵的選擇； 聯(lián)軸器與軸段及齒輪與軸段間采用a型普通平鍵連接，查表選取其型號分別為鍵1050 gb/t1096-2003和鍵1450 gb/t1096-2003。鍵強度計算大齒輪處鍵連接的擠壓應力為 取鍵、軸及齒輪的最弱材料為鋼，查表得【】p=125150mpa，則有p2【】p ，強度足夠。 聯(lián)軸器處的鍵的擠壓應力為 同樣，其強度也足夠。九、減速器結(jié)構(gòu)設(shè)計名稱符號尺寸（mm）中心距a140機座壁厚8機蓋壁厚18機