機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書-帶式輸送機的減速器

1、 機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書CAD圖紙，聯(lián)系QQ設(shè)計題目：帶式輸送機班級：05機化2班學號：設(shè)計者：指導老師： 目錄一.題目及總體分析。3二.各主要部件選擇。4三.選擇電動機。4四.分配傳動比。4五.傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算。5六.設(shè)計高速級齒輪。七.設(shè)計低速級圓柱直齒傳動。八減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計。九鏈輪傳動。25十.箱體結(jié)構(gòu)尺寸。26十一.潤滑與密封。28十二.設(shè)計總結(jié)。28十三參考文獻。28一.題目及總體分析題目：帶式輸送機的減速器給定條件：由電動機驅(qū)動，輸送帶的牽引力F9kN，運輸帶速度V0.45m/s，運輸機滾筒直徑為D320mm。單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)。工作壽命為8年，每年3

2、00個工作日，每天工作16小時，具有加工精度7級（齒輪）。整體布置圖：圖中：5為電動機，4為聯(lián)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,定位銷,啟蓋螺釘,軸承套,密封圈等.。二.各主要部件選擇動力源為電動機，高速級做成斜齒，低速級做成直齒，鏈傳動因為此減速器軸承所受軸向力不大，選用球軸承三.選擇電動機1）工作機所需有效功率為PwFV9000N0.45m/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(lián)軸器傳動效率30.99 輸送

3、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2）選擇電動機查得型號Y132M2-6封閉式三相異步電動機參數(shù)如下額定功率p=5.5 kW滿載轉(zhuǎn)速960 r/min同步轉(zhuǎn)速1000 r/min四.分配傳動比動系統(tǒng)的總傳動比其中i是傳動系統(tǒng)的總傳動比，多級串聯(lián)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(zhuǎn)速，r/min；nw 為工作機輸入軸的轉(zhuǎn)速，r/min。；取 取 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(shù)計算設(shè)：從電動機到輸送機滾筒軸分別為1軸、2軸、3軸、4軸；對應(yīng)于各軸的轉(zhuǎn)速分別為、 、 、 ；對應(yīng)各軸的輸

4、入功率分別為、 、 、 ；對應(yīng)名軸的輸入轉(zhuǎn)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(zhuǎn)速n(r/min)n0=960n1=960n2=282.35n3=80.67n4=26.89功率P(kw)P=5.5P1=4.244P2=4.034P3=3.834P4=3.607轉(zhuǎn)矩T(Nm)T1=28.146T2=112.390T3=373.869T4=1055.326兩軸聯(lián)接聯(lián)軸器齒輪齒輪鏈輪傳動比 ii01=1i12=3.4i23=3.5i34=3傳動效率01=0.9912=0.9723=0.9734=0.

5、96六.設(shè)計高速級齒輪） 選用斜齒圓柱齒輪傳） 選用級精度） 材料選擇。小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)），硬度為，大齒輪材料為鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為HBS，二者材料硬度差為HBS。） 選小齒輪齒數(shù)1，大齒輪齒數(shù)2113.424=81.6,取Z2=81。選取螺旋角。初選螺旋角兩齒輪均為標準斜齒圓柱齒輪，所以法向壓力角按式（1021）試算，即 ）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（）試選 （）由圖，選取區(qū)域系數(shù)（）由圖查得 （）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （）由表選取齒寬系數(shù)（）由表查得材料的彈性影響系數(shù)（）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(yīng)力循環(huán)次數(shù)（）由圖查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)

6、（）計算接觸疲勞強度許用應(yīng)力取失效概率為，安全系數(shù)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(shù)（）計算縱向重合度（）計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)根據(jù)，級精度，由圖查得動載荷系數(shù)由表查得由圖查得假定，由表查得故載荷系數(shù)（）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得（）計算模數(shù)由式） 確定計算參數(shù)（）計算載荷系數(shù)（）根據(jù)縱向重合度，從圖查得螺旋角影響系數(shù)（）計算當量齒數(shù)（）查取齒形系數(shù)由表查得（）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表查得（）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（）由圖查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù)（）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞

7、安全系數(shù)S1.4，由式得（）計算大小齒輪的大齒輪的數(shù)據(jù)大） 設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，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(yīng)有的齒數(shù)。于是由取，則） 計算中心距將中心距圓整為109mm）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、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5)計算齒厚s6)計算齒輪寬度圓整后??；驗算合適七.設(shè)計低速級圓柱直齒傳動） 選用級精度） 由表選擇小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)），硬度為，大齒輪材料為鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為HBS

8、。） 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)由設(shè)計計算公式進行試算，即） 確定公式各計算數(shù)值（） 試選載荷系數(shù)（） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩（） 由表選取齒寬系數(shù)（） 由表查得材料的彈性影響系數(shù)（） 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(yīng)力循環(huán)次數(shù)（）由圖查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)（）計算接觸疲勞強度許用應(yīng)力取失效概率為，安全系數(shù)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(shù)齒高（） 計算載荷系數(shù)K根據(jù)，級精度，由圖查得動載荷系數(shù)假設(shè)，由表查得由表查得使用系數(shù)由表查得由圖2查得故載荷系數(shù)（

9、）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得（）計算模數(shù)由式得彎曲強度的設(shè)計公式為） 確定公式內(nèi)的計算數(shù)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(shù) （） 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取失效概率為，安全系數(shù)為S=1.4，由式得（） 計算載荷系數(shù)（）查取齒形系數(shù)由表查得（）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表查得（）計算大小齒輪的，并比較大齒輪的數(shù)據(jù)大） 設(shè)計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，可取有彎曲強度算得的模數(shù)2.11，并就近圓整為標準值2.2。按接觸強度算得的分度圓直徑算出小齒輪齒數(shù)取大齒輪齒數(shù)?。?計算分度圓直

10、徑） 計算齒根圓直徑） 計算中心距） 計算齒寬取合適八減速器軸及軸承裝置、鍵的設(shè)計1軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計輸入軸上的功率P1=4.244 kw, n1=960 r/min轉(zhuǎn)矩T1=28.146 kNm求作用在車輪上的力初定軸的最小直徑選軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表，?。ㄒ韵螺S均取此值），于是由式初步估算軸的最小直徑這是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑，由于此處開鍵槽，校正值，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩查表，取，則查機械設(shè)計手冊（軟件版），選用HL型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為16000N。半聯(lián)軸器的孔徑，故取半聯(lián)軸器長度L32軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計）擬定軸上零件的裝配方案（見前圖）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的

11、各段直徑和長度（）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，軸段右端需制處一軸肩，故取段的直徑，左端用軸端擋圈定位，按軸直徑取擋圈直徑D25。比L略短，?。ǎ┮阎捎糜蜐櫥?，取4，10。（）初選型號的深溝球軸承參數(shù)如下基本額定動載荷基本額定靜載荷故取10（） 由于齒根圓直徑與軸的直徑非常接近，根據(jù)一般的做法，可把齒輪與軸一體做成齒輪軸。求軸上的載荷并校核跨度為受力圖、彎矩圖及扭矩圖：ACB1）計算支反力（）水平面支反力，有，有 （）垂直面支反力，有，有）計算彎矩并作彎矩圖（）水平面彎矩圖在C處，（）垂直面彎矩圖C處左側(cè)C處右側(cè)（）合成彎矩圖C處左側(cè)C處右側(cè)） 計算轉(zhuǎn)矩并作轉(zhuǎn)矩圖） 軸計算截面的當量彎矩由合

12、成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，C處當量彎矩最大，并且有較多的應(yīng)力集中，為危險截面。根據(jù)式，并取，軸的計算應(yīng)力由表查得，故安全 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，在表注）取X0.56，則相對軸向載荷于是，用插值法求得由表取則，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 選用校核鍵查表，選用單圓頭平鍵由式，查表，得，鍵校核安全2軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計輸入軸上的功率轉(zhuǎn)矩輸出軸上的輸入功率轉(zhuǎn)矩求作用在低速級小齒輪上的力求作用在高速級大齒輪上的力 初定軸的最小直徑選軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)

13、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初選型號的深溝球軸承，參數(shù)同前?？扇?，考慮到軸段開鍵槽，實際取。，右端采用軸肩定位，取，則軸環(huán)處直徑，軸段右端采用套筒定位：求軸上的載荷并校核（受力圖、彎矩圖及扭矩圖見下一頁）跨度為） 計算支反力（）水平面支反力，有，有 （）垂直面支反力，有，有受力圖、彎矩圖及扭矩圖）計算彎矩并作彎矩圖（）水平面彎矩圖在C處，在處，（）垂直面彎矩圖在C處，處右側(cè)處左側(cè)（）合成彎矩圖C處D處右側(cè)處左側(cè)）計算轉(zhuǎn)矩并作轉(zhuǎn)矩圖）校核軸由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，C處當量彎矩最大，并且有較多的應(yīng)力集中，為危險截面根據(jù)式，并取校核安全校核軸承和計算壽命）校核軸承A和

14、計算壽命徑向載荷軸向載荷由表查得X0.56Y2.2由表取由式當量動載荷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選用校核鍵）低速級小齒輪的鍵由表選用圓頭平鍵由式，查表，得，鍵校核安全） 高速級大齒輪的鍵由表選用圓頭平鍵由式，查表，得，鍵校核安全3.軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設(shè)計由第二軸的計算可知第三軸上齒輪輸入功率轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩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聯(lián)軸器處軸的最小直徑，查表，取，兩軸器的計算轉(zhuǎn)矩查機械設(shè)計手冊（軟件版），選用HL型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為315N。半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)聯(lián)軸器長度L82

15、，與軸配合的孔長度。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計）軸的形狀見前面的結(jié)構(gòu)圖）確定各段直徑和長度（）在左端制一軸肩，取，右端用軸端擋圈定位，取直徑為D40。為保證壓緊聯(lián)軸器，?。ǎ┏踹x型號為的深溝球軸承，基本額定動載荷基本額定靜載荷?？扇∽蠖藨?yīng)用軸肩定位（）取安裝齒輪處直徑由于裝有鍵槽，可取，應(yīng)略小于齒輪寬度，取左端用軸肩定位，取取，軸的各段直徑，長度可定。校核軸受力圖，彎矩圖，扭矩圖見下一頁?？缍龋┯嬎阒Х戳Γǎ┧矫嬷Х戳?，有，有 （）垂直面支反力，有，有）計算彎矩并作彎矩圖受力圖，彎矩圖，扭矩圖（）水平面彎矩圖在C處，（）垂直面彎矩圖C處（）合成彎矩圖C處）計算轉(zhuǎn)矩，并作轉(zhuǎn)矩圖）校核軸由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知

16、，C處當量彎矩最大，并且有較多的應(yīng)力集中，為危險截面。根據(jù)式，并取校核安全校核軸承和計算壽命）校核軸承A和計算壽命徑向載荷由式當量動載，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 選用校核鍵（）齒輪處的鍵由表選用圓頭平鍵由式，查表，得，鍵校核安全（）聯(lián)軸器的鍵由表選用單圓頭平鍵由式，查表，得，鍵校核安全九鏈輪傳動 （1）.選擇鏈輪齒數(shù)，小輪z1=19,大輪z224A=19*357 （2）.確定計算功率 查表KA=1.0, KZ=1.3,單排鏈,則計算功率為1.0*1.3*4 KW=5.2 KW （3）選擇鏈條型號和節(jié)距根據(jù)5.2KW和62.

17、5r/min,查圖911，可選24A1。查表91，鏈條節(jié)距為p38.1mm。 （4）計算鏈節(jié)數(shù)和中心距 初選中心距。取1200mm，相應(yīng)得鏈長節(jié)數(shù)為104.41取鏈長節(jié)數(shù)104節(jié)。查表97得到中心距計算系數(shù)0.24467，則鏈傳動的最大中心距為1193.2mm （5）計算鏈速，確定潤滑方式0.75m/s 由0.75m/s和鏈號20A-1，查圖914可知應(yīng)采用滴油潤滑。 （6）計算壓軸力 有效圓周力為：5333 N。鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù)1.15,則壓軸力為1.15*53336133 N (7)鏈輪的主要尺寸 材料40Cr，熱處理后的硬度是4050HRC 鏈輪的分度圓直徑231.47mm齒頂

18、圓直徑256.8mm，244.13mm所以選直徑為244mm齒根圓直徑209.24mm，齒高7.9mm最大軸凸緣直徑 190mm齒寬24mm，齒側(cè)倒角4.95mm，齒側(cè)半徑38.1mm十.箱體結(jié)構(gòu)尺寸目的分析過程結(jié)論機座壁厚=0.025a+58mm機蓋壁厚11=0.025a+58mm機座凸緣壁厚b=1.512mm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(shù)目a1.210mm齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離229 mm兩齒輪端面距離4=1010 mm目的分析過程結(jié)論df,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L