[畢業(yè)設計精品]設計一個帶式輸送機的減速器

1、機械設計課程設計計算說明書目錄1. 題目及總體分析32. 各主要部件選擇43. 電動機選擇44. 分配傳動比55. 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數計算66. 設計高速級齒輪77. 設計低速級齒輪128. 鏈傳動的設計169. 減速器軸及軸承裝置、鍵的設計18軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設計18軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設計24軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設計2910. 潤滑與密封3411. 箱體結構尺寸3512. 設計總結3613. 參考文獻36一.題目及總體分析題目：設計一個帶式輸送機的減速器給定條件：由電動機驅動，輸送帶的牽引力，運輸帶速度，運輸機滾筒直徑為。單向運轉，載荷平穩(wěn)，室內工作

2、，有粉塵。工作壽命為10年，每年300個工作日，每天工作12小時，具有加工精度8級（齒輪）。減速器類型選擇：選用展開式兩級圓柱齒輪減速器。特點及應用：結構簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠離轉矩輸入端，這樣，軸在轉矩作用下產生的扭轉變形和軸在彎矩作用下產生的彎曲變形可部分地互相抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現象。高速級一般做成斜齒，低速級可做成直齒。整體布置如下：圖示：5為電動機，4為聯軸器，為減速器，2為鏈傳動，1為輸送機滾筒，6為低速級齒輪傳動，7為高速級齒輪傳動，。輔助件有:觀察孔蓋,油標和油尺,放油螺塞,通氣孔,吊環(huán)螺釘,吊耳和吊鉤,定位

3、銷,啟蓋螺釘,軸承套,密封圈等.。二.各主要部件選擇部件因素選擇動力源電動機齒輪斜齒傳動平穩(wěn)高速級做成斜齒，低速級做成直齒軸承此減速器軸承所受軸向力不大球軸承聯軸器結構簡單，耐久性好彈性聯軸器鏈傳動工作可靠，傳動效率高單排滾子鏈三.電動機的選擇目的過程分析結論類型根據一般帶式輸送機選用的電動機選擇選用y系列封閉式三相異步電動機功率工作機所需有效功率為pwfv4000n0.8m/s圓柱齒輪傳動(8級精度)效率(兩對)為10.97 2滾動軸承傳動效率(四對)為20.98 4彈性聯軸器傳動效率30.99 輸送機滾筒效率為40.97鏈傳動的效率50.96電動機輸出有效功率為電動機輸出功率為型號查得型號

4、y112m-4三相異步電動機參數如下額定功率p=4.0 kw滿載轉速1440 r/min同步轉速1500 r/min選用型號y112m-4三相異步電動機四.分配傳動比目的過程分析結論分配傳動比傳動系統(tǒng)的總傳動比其中i是傳動系統(tǒng)的總傳動比，多級串聯傳動系統(tǒng)的總傳動等于各級傳動比的連乘積；nm是電動機的滿載轉速，r/min；nw 為工作機輸入軸的轉速，r/min。計算如下, 取 取 則 i:總傳動比 ：鏈傳動比 ：低速級齒輪傳動比 ：高速級齒輪傳動比五.傳動系統(tǒng)的運動和動力參數計算目的過程分析結論傳動系統(tǒng)的運動和動力參數計算設：從電動機到輸送機滾筒軸分別為1軸、2軸、3軸、4軸；對應于各軸的轉速分

5、別為、 、 、 ；對應各軸的輸入功率分別為、 、 、 ；對應各軸的輸入轉矩分別為、 、 、 ；相鄰兩軸間的傳動比分別為、 、 ；相鄰兩軸間的傳動效率分別為、 、 。軸號電動機兩級圓柱減速器工作機1軸2軸3軸4軸轉速n(r/min)n0=1440n1=1440n2=400n3=145.45n4=48.48功率p(kw)p=4.0p1=3.96p2=3.764p3=3.758p4=3.366轉矩t(nm)t1=26.263t2=89.866t3=246.743t4=663.063兩軸聯接聯軸器齒輪齒輪鏈輪傳動比 ii01=1i12=3.6i23=2.75i34=3傳動效率01=0.9912=0.9

6、723=0.9734=0.96六.設計高速級齒輪1選精度等級、材料及齒數，齒型1）確定齒輪類型兩齒輪均為標準圓柱斜齒輪2）材料選擇小齒輪材料為（調質），硬度為，大齒輪材料為鋼（調質），硬度為hbs，二者材料硬度差為hbs。）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度4）選小齒輪齒數1，大齒輪齒數2113.624=86.4,取z2=87。5）選取螺旋角。初選螺旋角2按齒面接觸強度設計按式（1021）試算，即）確定公式內的各計算數值（）試選 （）由圖，選取區(qū)域系數（）由圖查得 （）計算小齒輪傳遞的轉矩 （）由表選取齒寬系數（）由表查得材料的彈性影響系數（）由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度

7、極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限（）由式計算應力循環(huán)次數（）由圖查得接觸疲勞強度壽命系數（）計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為，安全系數為s=1，由式得）計算（）試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得（）計算圓周速度（）計算齒寬及模數（）計算縱向重合度（）計算載荷系數k已知使用系數根據，級精度，由圖查得動載荷系數由表查得由圖查得假定，由表查得故載荷系數（）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式得（）計算模數3按齒根彎曲強度設計由式） 確定計算參數（）計算載荷系數（）根據縱向重合度，從圖查得螺旋角影響系數（）計算當量齒數（）查取齒形系數由表查得（）查取應力校正系數由表查得（）由圖查得，小齒輪的

8、彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限（）由圖查得彎曲疲勞強度壽命系數（）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數s1.4，由式得（）計算大小齒輪的大齒輪的數據大） 設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取1.5mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數。于是有取，則取4幾何尺寸計算） 計算中心距將中心距圓整為79mm）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數、等不必修正。） 計算大、小齒輪的分度圓直徑） 計算大、小齒輪的齒根圓直徑） 計算齒輪寬度圓整后??；5驗算合適七.設計低

9、速級齒輪1選精度等級、材料及齒數，齒型1）確定齒輪類型兩齒輪均為標準圓柱直齒輪2）材料選擇小齒輪材料為（調質），硬度為，大齒輪材料為鋼（調質），硬度為hbs，二者材料硬度差為hbs。）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度4）選小齒輪齒數1，大齒輪齒數2112.7524=66。 2按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算公式進行試算，即 ） 確定公式各計算數值（） 試選載荷系數（） 計算小齒輪傳遞的轉矩（） 由表選取齒寬系數（） 由表查得材料的彈性影響系數（） 由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限大齒輪的接觸疲勞強度極限（）由式計算應力循環(huán)次數（）由圖查得接觸疲勞強度壽命系數（）計算接觸

10、疲勞強度許用應力取失效概率為，安全系數為s=1，由式得 ） 計算（） 試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值（） 計算圓周速度v （） 計算齒寬 （） 計算齒寬與齒高之比模數齒高（） 計算載荷系數k 根據，級精度，由圖查得動載荷系數 假設，由表查得 由表查得使用系數由表查得 由圖2查得故載荷系數（）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式得（）計算模數3按齒根彎曲強度設計由式得彎曲強度的設計公式為） 確定公式內的計算數值（） 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限（） 由圖查得彎曲疲勞壽命系數 （） 計算彎曲疲勞許用應力 取失效概率為，安全系數為s=1.4，由式得 （） 計

11、算載荷系數（）查取齒形系數由表查得（）查取應力校正系數 由表查得（）計算大小齒輪的，并比較大齒輪的數據大） 設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，可取有彎曲強度算得的模數1.95，并就近圓整為標準值2.0。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數。于是有取大齒輪齒數 4幾何尺寸計算） 計算分度圓直徑） 計算齒根圓直徑） 計算中心距） 計算齒寬取5驗算合適八鏈傳動的設計1 選擇鏈輪齒數和材料取小齒輪齒數，大齒輪的齒數為材料選擇40鋼，熱處理：淬火、回火2 確定計算功率由表96查得，由圖913查得，單排鏈，則計算功率

12、為：3 選擇鏈條型號和節(jié)距根據及查圖911，可選20a-1。查表91，鏈條節(jié)距為。4 計算鏈節(jié)數和中心距初選中心距。取。相應得鏈長節(jié)數為，取鏈長節(jié)數節(jié)。查表97得到中心距計算系數，則鏈傳動的最大中心中心距為：5 計算鏈速v，確定潤滑方式 由和鏈號20a1，查圖914可知應采用油池潤滑或油盤飛濺潤滑。6 計算壓軸力有效圓周力為：鏈輪水平布置時的壓軸力系數，則壓軸力為7 鏈輪的基本參數和主要尺寸名稱符號計算公式結果分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑齒高確定的最大軸凸緣直徑九.減速器軸及軸承裝置、鍵的設計1軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設計輸入軸上的功率轉矩求作用在齒輪上的力 初定軸的最小直徑選軸的材料

13、為鋼，調質處理。根據表，?。ㄒ韵螺S均取此值），于是由式初步估算軸的最小直徑輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑.為了使所選的軸直徑 與聯軸器的孔徑相適應,故需同時選取聯軸器型號.聯軸器的計算轉矩tca=kat1,查表14-1,考慮到轉矩的變化很小,故取ka=1.3,則， 查機械設計手冊，選用hl型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為160000n。半聯軸器的孔徑，故取半聯軸器長度l42，半聯軸器與軸配合的轂孔長度。軸的結構設計 ）擬定軸上零件的裝配方案（見下圖） ）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 （）為滿足半聯軸器的軸向定位要求，軸段右端需制處一軸肩，軸肩高度,故取段的直徑 。半聯軸器

14、與軸配合的轂孔長度=30mm.，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故的長度應該比略短一點，現取 （2）初步選擇滾動軸承 參照工作要求并根據，初選型號6205軸承，其尺寸為，基本額定動載荷基本額定靜載荷，故,軸段7的長度與軸承寬度相同,故取(3)取齒輪左端面與箱體內壁間留有足夠間距，取。為減小應力集中,并考慮右軸承的拆卸,由于6205的深溝球軸承的定位軸肩直徑，大于齒根直徑。因此根據齒根直徑，定（4）軸段5為齒輪,齒根直徑，分度圓直徑，齒頂圓直徑,齒寬 為減小應力集中,并考慮右軸承的拆卸,軸段7的直徑同軸段4，（5）取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得,，(6)參考表152，取軸端

15、為，各軸肩處的圓角半徑見cad圖。輸入軸的結構布置5受力分析、彎距的計算 （）計算支承反力 在水平面上 （）在垂直面上故總支承反力）計算彎矩并作彎矩圖 （）水平面彎矩圖 （）垂直面彎矩圖 （）合成彎矩圖 3）計算轉矩并作轉矩圖6作受力、彎距和扭距圖7選用鍵校核鍵連接：聯軸器：選單圓頭平鍵（a型） 聯軸器:由式，查表，得 ，鍵校核安全8按彎扭合成應力校核軸的強度由合成彎矩圖和轉矩圖知，c處左側承受最大彎矩和扭矩，并且有較多的應力集中，故c截面為危險截面。根據式，并取，軸的計算應力由表查得，故安全9校核軸承和計算壽命（） 校核軸承a和計算壽命徑向載荷軸向載荷由，在表取x0.56。相對軸向載荷為，在

16、表中介于0.0400.070之間，對應的e值為0.240.27之間，對應y值為1.81.6，于是，用插值法求得，故。由表取則，a軸承的當量動載荷，校核安全該軸承壽命該軸承壽命（） 校核軸承b和計算壽命 徑向載荷 當量動載荷，校核安全該軸承壽命該軸承壽命2軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設計1. 中間軸上的功率轉矩求作用在齒輪上的力高速大齒輪: 低速小齒輪: 初定軸的最小直徑 選軸的材料為鋼，調質處理。根據表，取，于是由式初步估算軸的最小直徑這是安裝軸承處軸的最小直徑4根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（ 1 ）初選型號6205的深溝球軸承參數如下基本額定動載荷基本額定靜載荷 故。軸段1和7

17、的長度與軸承寬度相同,故取，( 2 )軸段3上安裝低速級小齒輪,為便于齒輪的安裝,應略大與,可取。齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊,軸段3的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬，取。小齒輪右端用軸肩固定,由此可確定軸段4的直徑, 軸肩高度,取,故取( 3)軸段5上安裝高速級大齒輪,為便于齒輪的安裝, 應略大與,可取。齒輪右端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪右端面上,即靠緊,軸段5的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬，取。大齒輪左端用軸肩固定,由此可確定軸段4的直徑, 軸肩高度,取,故取。取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得, ，（4）參考表152，

18、取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見cad圖。中間軸的結構布置5.軸的受力分析、彎距的計算1）計算支承反力： 在水平面上 在垂直面上： 故 總支承反力：2)計算彎矩在水平面上：在垂直面上： 故 3)計算轉矩并作轉矩圖6作受力、彎距和扭距圖7選用校核鍵）低速級小齒輪的鍵由表選用圓頭平鍵（a型） 由式，查表，得 ，鍵校核安全2）高速級大齒輪的鍵 由表選用圓頭平鍵（a型） 由式，查表，得 ，鍵校核安全8按彎扭合成應力校核軸的強度 由合成彎矩圖和轉矩圖知，2處當量彎矩最大，并且有較多的應力集中，為危險截面根據式，并取 由表查得，校核安全。9校核軸承和計算壽命）校核軸承a和計算壽命徑向載荷軸向載荷,查表13-

19、5得x=1,y=0,按表13-6,取,故因為，校核安全。該軸承壽命該軸承壽命）校核軸承b和計算壽命 徑向載荷 當量動載荷，校核安全該軸承壽命該軸承壽命查表13-3得預期計算壽命，故安全。3.軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設計 輸入功率轉速轉矩2 第三軸上齒輪受力3初定軸的直徑軸的材料同上。由式，初步估算軸的最小直徑這是安裝鏈輪處軸的最小直徑，取，查機械手冊可得到安裝在鏈輪孔的軸的長度：，為保證鏈輪與箱體的距離，取4軸的結構設計）擬定軸的結構和尺寸（見下圖）根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1）軸段2和軸段7用來安裝軸承，根據，初選型號6308的深溝球軸承，參數基本： 基本額定動載荷基本

20、額定靜載荷。由此可以確定： （2）為減小應力集中,并考慮左右軸承的拆卸,軸段3和6的直徑應根據6308的深溝球軸承的定位軸肩直徑確定,即，取( 3)軸段5上安裝低速級大齒輪,為便于齒輪的安裝, 應略大與,可取。齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪右端面上,即靠緊,軸段5的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬，取。大齒輪右端用軸肩固定,由此可確定軸段4的直徑, 軸肩高度,取,故取。(4)取齒輪左端面與箱體內壁間留有足夠間距，?。?）取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得, ，（6）參考表152，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見cad圖。輸出軸的結構布置5.軸的受力分析、彎距的計算（）計算

21、支承反力 在水平面上 在垂直面上故（2）計算彎矩）水平面彎矩 在c處，在b處，）垂直面彎矩 在c處（）合成彎矩圖 在c處在b處，（4）計算轉矩，并作轉矩圖 (cd段)6作受力、彎距和扭距圖7選用校核鍵）低速級大齒輪的鍵由表選用圓頭平鍵（a型） 由式，查表，得 ，鍵校核安全2）高速級鏈輪的鍵 由表選用圓頭平鍵（a型） 由式，查表，得 ，鍵校核安全8按彎扭合成應力校核軸的強度 由合成彎矩圖和轉矩圖知，b處當量彎矩最大，并且有較多的應力集中，為危險截面根據式，并取由表查得，校核安全。9校核軸承和計算壽命）校核軸承a和計算壽命徑向載荷當量動載荷因為，校核安全。該軸承壽命該軸承壽命）校核軸承b和計算壽命

22、 徑向載荷 當量動載荷，校核安全該軸承壽命該軸承壽命十.潤滑與密封1潤滑方式的選擇 因為此變速器為閉式齒輪傳動，又因為齒輪的圓周速度，所以采用將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑?？紤]到高速級大齒輪可能浸不到油，所以在大齒輪下安裝一小油輪進行潤滑。軸承利用大齒輪的轉動把油濺到箱壁的油槽里輸送到軸承機型潤滑。2密封方式的選擇由于i，ii，iii軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封。3潤滑油的選擇因為該減速器屬于一般減速器，查機械設計手冊可選用工業(yè)齒輪油n200（sh0357-92）。十一.箱體結構尺寸機座壁厚=0.025a+58mm機蓋壁厚11=0.025a+58mm機座凸緣壁厚b=1.51

23、2mm機蓋凸緣壁厚b1=1.5112mm機座底凸緣壁厚b2=2.520mm地腳螺釘直徑df =0.036a+1216.3mm地腳螺釘數目a1.210mm齒輪端面與箱體內壁距離229 mm兩齒輪端面距離4=55 mmdf,d1,d2至外機壁距離c1=1.2d+(58)c1f=26mmc11=21mmc12=18mmdf,d1,d2至凸臺邊緣距離c2c2f=22mmc21=17mmc22=15mm機殼上部（下部）凸緣寬度k= c1+ c2kf=48mmk1=38mmk2=33mm軸承孔邊緣到螺釘d1中心線距離e=(11.2)d113mm軸承座凸起部分寬度l1c1f+ c2f+(35)52 mm吊環(huán)螺釘直徑dq=0.8df13mm十二.設計總結剛開始做課程設計的時候，我很天真的認為，不就一個減速器么，兩對齒輪三