課程設計說明書帶式輸送機用二級齒輪減速器

1、機械設計課程設計說明書(2010- 2011年度第2學期)名 稱： 機械設計課程設計 題 目： 帶式輸送機用二級齒輪減速器 院 系： 汽車工程系 班 級： 車輛081 學 號： 200800205128 學生姓名： 指導教師： 設計周數： 2周 成 績： 日 期：2011年2月26日 機械設計課程設計任 務 書一 設計題目：設計一用于帶式運輸機上的兩級圓柱齒輪減速器，動力由電動機經減速器傳至輸送帶。每天兩班制工作，載荷較平穩(wěn)，連續(xù)單向運轉，環(huán)境最高溫度350c，工作期限八年。（允許輸送帶速度誤差為±5%） 設計任務1. 減速器裝配圖1張（a1或以上）；2. 零件工作圖2張（a4或以上

2、）；3. 設計說明書1份。4. 斜齒輪,螺旋角初選15度，最終結果誤差控制在2度以內。注：至少手繪完成一張圖紙，設計說明書用word編寫，不接受手寫版。二、 設計內容及要求1設計題目設計帶式輸送機用二級齒輪減速器原始數據：1）滾筒直徑320mm2) 輸送帶工作速度v= 0.75m/s(允許輸送帶速度誤差為±5)；3）輸送帶主軸所需扭矩900n·m傳動方案分析機械設計課程設計題目：設計兩級圓柱齒輪減速器減速器工作條件：每天兩班制工作，載荷較平穩(wěn)，連續(xù)單向運轉，環(huán)境最高溫度350c，工作期限八年。（允許輸送帶速度誤差為±5%）設計的示意圖如下：已知工作條件：滾筒直徑3

3、20mm，傳送帶運行速度0.75m/s，輸送帶主軸所需扭矩900n·m為了估計傳動裝置的總傳動比范圍，以便選擇合適的傳動機構和擬定傳動方案，可先由已知條件計算滾筒的轉速，即：nw=44.76r/min機械傳動裝置的總體設計選擇電動機選擇電動機類型電動機是標準部件。因為工作環(huán)境清潔，運動載荷平穩(wěn)，所以選擇y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動機。電動機容量的選擇1、工作機所需要的功率為：其中：，得2、電動機的輸出功率為電動機至滾筒軸的傳動裝置總效率。取v帶傳動效率，齒輪傳動效率，效率,聯軸器傳動效率3、電動機所需功率為：展開式減速器的傳動比為：v帶的傳動比為：得總推薦傳動比為：

4、所以電動機實際轉速的推薦值為：選用同步轉速1500r/min的電機。型號為y132s-4，滿載轉速傳動比的分配1、總傳動比為2、分配傳動比為使傳動裝置尺寸協調、結構勻稱、不發(fā)生干涉現象，現選v帶傳動比：；則減速器的傳動比為：；考慮兩級齒輪潤滑問題，兩級大齒輪應該有相近的浸油深度。則兩級齒輪的高速級與低速級傳動比的值取為1.2，取則：；v帶傳動設計計算電動機轉速，傳動裝置輸入功率為。1、 求計算功率由機械設計（第八版）查表8-7得，故計算功率為：=6.20kw2、選擇v帶型號 根據，由機械設計（第八版）查圖8-11得坐標點位于a型界內，故初選普通a型v帶。3計算大、小帶輪基準直徑、由機械設計（第

5、八版）查表8-11可知，應不小于112mm，現取=112mm。 查表取圓整 ，誤差小于5%，允許。因此，皮帶實際傳動比4驗算帶速v帶速在范圍內，符合要求5、求v帶的基準長度ld 和中心距a初步選中心距a0 =1.5（d1+ d2）=1.5×（112+315）=640.5mm就取a0 =640mm，符合0.7（d1+ d2）< a0 <2(d1+ d2)帶長為l0=2 a0+/2 (d1+ d2)+ (d2-d1)×(d2-d1)/4 a0 =1967.81mm由機械設計（第八版）表8-2ld=1800mma= a0+（ld-l0）/2 =556.60mm，取a=

6、555mm。6、驗算小帶輪包角>120°故包角合適7、計算v帶根數z由n0=1440r/min，d1=112mm，查機械設計（第八版）表8-4a,并由內差法求得p0=1.60kw1查機械設計（第八版）表8-2得 kl=1.01查機械設計基礎（第五版）表13-5得 ，查機械設計基礎（第五版）表13-7得 ka =0.946，因此現取z=4作用在軸上的壓力f0， （q=0.1kg）作用在軸上的壓力10、v帶傳動的主要參數整理并列表：帶型帶輪基準直徑(mm)傳動比基準長度(mm)a2.811800中心距（mm）根數初拉力(n)壓軸力(n)5554157.961242.72計算傳動裝置

7、的運動和動力參數 傳動比校核得：i 各軸的轉速：1軸 ；2軸 3軸 ；各軸的輸入功率：1軸 ；2軸 ；3軸 ；各軸的輸入轉矩：電機軸 ；1軸 ；2軸 ；3軸 ；滾筒軸 4、各軸輸入轉速、功率、轉矩如下表所示：項目電動機軸1軸2軸3軸轉速r/min1440512.46138.1344.70功率kw5.174.914.674.44轉矩34.2991.50322.87948.67傳動比2.813.713.09效率0.950.950.95帶輪結構的設計1、帶輪的材料：采用鑄鐵帶輪（常用材料ht200）2、帶輪的結構形式：v帶輪的結構形式與v帶的基準直徑有關。小帶輪接電動機，較小，所以采用實心式結構帶輪

8、。內孔直徑與電動機軸相同，長度50mm。大帶輪直徑較大采用輻板式，內孔直徑28mm，長度60mm。(結構圖見背面)圓柱齒輪(高速軸)傳動設計計算1. 減速器高速級齒輪傳動比為，高速軸轉速，傳動功率為，支持圓柱齒輪采用軟齒面制造2材料選擇：小齒輪材料為45鋼調質處理，齒面硬度為260hbs，接觸疲勞強度極限 ，彎曲疲勞強度極限；大齒輪材料為45鋼，正火處理，齒面硬度為217hrc,接觸疲勞強度極限，彎曲疲勞強度極限。取sf=1.4, sh =1， zh=2.425, ze =189.8mpaf = h = 3、螺旋角：8°<<20°,初選=15°4、齒數

9、：初選小齒輪齒數：； 大齒輪齒數：，取。按尺面接觸強度計算1、（1）取載荷（2）（3）， ，查機械設計（第八版）表8-2得mm2、計算模數 3、4、計算齒輪圓周速度齒高h=2.25=5.89，b/h=9.65計算縱向重合度 計算載荷系數：已知使用系數ka=1.根據v=1.53m/s，8級精度查機械設計（第八版）圖10-8查的kv=1.07，查表10-4得，查圖10-13 ，查表10-3 載荷系數： 按實際載荷系數校正分度圓直徑： 計算模數：按輪齒彎曲強度設計計算1、法向模數 2、3、查機械設計基礎表11-6，得齒寬系數4、小齒輪上的轉矩5、齒形系數 查機械設計基礎圖11-8得：， 查機械設計基

10、礎圖11-9得：， 因為和比較所以對大齒輪進行彎曲強度計算。6、法向模數取對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法向模數大于齒根疲勞強度計算的模數，取m=2mm，滿足彎曲疲勞強度，但是為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度計算的分度圓直徑mm計算。取，則，取=115。幾何尺寸的計算：中心距 ，取整mm。 按取整后的中心距修正螺旋角在兩度范圍內變化，參數不必修正。計算大小齒輪分度圓直徑：mm mm計算齒寬：b= =64.12mm。 取=65mm，=60mm。將幾何尺寸匯于表：序號名稱符號計算公式及參數選擇1端面模數2螺旋角3分度圓直徑4齒頂高5齒根高6全齒高7頂隙8齒頂圓直徑9齒根圓直徑1

11、0中心距151驗算齒面接觸強度計算可知兩齒輪的齒面接觸強度安全。驗算齒面彎曲強度兩齒輪的齒面彎曲強度安全。圓柱齒輪(低速軸)傳動設計計算1. 減速器低速級齒輪傳動比為，低速軸轉速，傳動功率為，支持圓柱齒輪采用軟齒面制造2材料選擇：小齒輪材料為45鋼調質處理，齒面硬度為260hbs，接觸疲勞強度極限 ，彎曲疲勞強度極限；大齒輪材料為45鋼，正火處理，齒面硬度為217hrc,接觸疲勞強度極限，彎曲疲勞強度極限。取sf=1.4, sh =1， zh=2.425, ze =189.8mpaf = h = 3、螺旋角：8°<<20°,初選=15°4、齒數：初選小

12、齒輪齒數：； 大齒輪齒數：，取。按尺面接觸強度設計1、（1）取載荷（2）（3）， ，查機械設計（第八版）表8-2得mm2、計算模數 3、4、計算齒輪圓周速度齒高h=2.25=6.77mm，b/h=12.89計算縱向重合度 計算載荷系數：已知使用系數ka=1.根據v=0.63m/s，8級精度查機械設計（第八版）圖10-8查的kv=1.03，查表10-4得，查圖10-13，查表10-3 載荷系數： 按實際載荷系數校正分度圓直徑： 計算模數：按輪齒彎曲強度設計計算1、法向模數 2、3、查機械設計基礎表11-6，得齒寬系數4、小齒輪上的轉矩5、齒形系數 查機械設計基礎圖11-8得：， 查機械設計基礎圖

13、11-9得：， 因為和比較所以對大齒輪進行彎曲強度計算。6、法向模數取對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法向模數大于齒根疲勞強度計算的模數，取m=2.5mm，滿足彎曲疲勞強度，但是為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度計算的分度圓直徑mm計算。取，則，取=115。幾何尺寸的計算：中心距 ，取整mm。 按取整后的中心距修正螺旋角在兩度范圍內變化，參數不必修正。計算大小齒輪分度圓直徑：mm mm計算齒寬：b= =98.06mm。 取=90mm，=85mm。將幾何尺寸匯于表：序號名稱符號計算公式及參數選擇1端面模數2螺旋角3分度圓直徑4齒頂高5齒根高6全齒高7頂隙8齒頂圓直徑9齒根圓直徑1

14、0中心距200驗算齒面接觸強度計算可知兩齒輪的齒面接觸強度安全。驗算齒面彎曲強度兩齒輪的齒面彎曲強度安全。i軸的計算1）p1=4.91kw，n1=512.45r/min，t1=91.5n.m=91500n.mm，分度圓直徑d1=64.12mm圓周力 徑向力 fr= =2951.6n軸向力 = ft tan=1111.10n1）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調質處理。查表，取a0=115，于是得 =24.43mm因有鍵連接，所以 取 =28mm，v帶輪的輪轂長為60mm，為了保證軸端擋圈不壓在軸的端面上，故iii的長度應取短點現取， iii軸段右端需要制出一軸肩，故iiiii段的直

15、徑diiiii=36mm2）根據d iiiii=36mm，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組，標準精度級的角接觸球軸承7208ac d ×d ×b =40×80×18，故, l iiiiv =30mm,右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，取d ivv =46mm，=108.3）因為，x<2.5mt故做齒輪軸， 4) 右端裝軸承，故取，故1軸的總長l1=58+30+30+108+65+20+18=329mm。對1軸的受力分析計算1） 計算垂直方向軸承的支座反力對左軸承的受力支點取矩，與假設方向相反，與壓軸力方向一致。 n其方向與一致2） 計算水平方向

16、軸承的支座反力對左支點取矩 軸上各點力矩的計算1）在垂直方向上 產生的突變力矩 2）在水平方向上 齒輪受力中點的力矩 彎矩的合成軸承左支點 齒輪中點 求危險截面的當量彎矩帶輪中點截面 齒輪中點 計算危險截面處軸的直徑軸的材料選用45鋼，正火處理，由表14-1查得由表143查得則帶輪中點截面 d=28大于20.92mm， 合適。齒輪中點截面 ，合適。ii軸的計算1）初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調質處理，取因有鍵槽，所以 2）取軸承ii對應軸的直徑為，選擇7208ac型，。左邊軸承右端留擋油圈及齒輪到箱體壁面的安全距離，加軸承寬度，取。3）左齒輪的右端與做軸承之間采用套筒定位，已知齒

17、輪輪轂長90mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪， 。因為有軸承的定位軸肩，。因為齒輪iii的分度圓直徑d=98.06mm，且，故做實心齒輪，齒輪iii孔徑50mm。4）為了使齒輪i和齒輪ii中線對齊，齒輪ii與齒輪iii的距離取為，齒輪ii左端才有軸肩定位，故取。5）齒輪ii輪轂寬60，右端采用套筒定位，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，取。右端軸承的左端面留10mm的擋油圈及10mm齒輪到箱壁面的安全距離，加上軸承寬度，取。ii軸的長度l=40+88+12.5+58+42.5=241mm。iii軸 第三軸各段的直徑和長度如下： 總長l=45.5+83+10+75.5+33+110=357mm。滾

18、動軸承的選擇及校核計算由條件知，減速器工作期限八年，兩班制工作，則軸承的預計壽命為（一）、對高速軸上滾動軸承的選擇及核計算1、高速軸滾動軸承的選用角接觸球軸承，如圖所示：則作用于軸承的反力分別為由表16-12查得軸承的內部軸向力為: =779.05n因為所以 =2519.45n =1740.40n計算軸承的當量動載荷 由表16-11查得e=0.68查表16-11得 x1=0.41 y1=0.87 x2=1 y2=0計算所需的徑向基本額定動載荷 因軸的結構要求選擇同樣的尺寸的軸承，今>，故因以軸承i的徑向當量載荷 為計算依據，查表的;工作溫度正常，查表所以 因7208ac的25.8kn&g

19、t;23.43kn 所以合適。鍵的校核本設計均采用普通a型平鍵1軸軸徑d28 mm，帶輪輪轂寬度為60mm。扭矩t1=91.50n.m 載荷有輕微沖擊。查機械設計（第八版）選擇校核擠壓強度條件為：鍵用45鋼，查表10-10，許用擠壓應力mpa滿足強度要求2軸安裝大齒輪處軸徑d55mm，齒輪輪轂寬度為60mm。小齒輪軸頸50mm，輪轂寬度90mm。扭矩t=322.87n.m 載荷有輕微沖擊。查表兩鍵選擇,.滿足強度要求3軸 齒輪段軸頸d=65mm，輪轂寬度85mm，扭矩t=948.67n.m。選擇 滿足強度要求 聯軸器段的軸頸50mm，長度110。選擇滿足強度要求。聯軸器的選擇聯軸器的選擇應根據

20、工作條件而定，聯軸器與減速器底速軸連接，由于軸的轉速較底傳遞扭矩較大又因為減速器軸與工作機軸之間往往有較大的軸線偏移，因此可選剛性聯軸器和彈性聯軸器。由于彈性聯軸器的諸多優(yōu)點，所以考慮選用它。 聯軸器的設計計算由于裝置用于傳送機，原動機為電動機，所以工作情況系數為：，t3=948.67 n.m計算轉矩為:1.3×948.67=1233.27 n.m 所以聯軸器選擇為tl5型彈性柱銷聯軸器 gb5014-85其主要參數如下：公稱轉矩軸孔直徑，軸孔長 減速器附件的選擇及簡要說明檢查孔與檢查孔蓋二級減速器總的中心距，則檢查孔寬,長，檢查孔蓋寬,長螺栓孔定位尺寸：寬，圓角,孔徑,孔數，孔蓋厚

21、度為,材料為q235通氣器可選為油塞為了換油及清洗箱體時排出油污，在箱體底部最低位置設置一個排油孔，排油孔用油塞及封油圈堵住在本次設計中，可選為，封油圈材料為耐油橡膠，油塞材料為q235油標選用帶螺紋的游標尺，可選為定位銷為保證箱體軸承座孔的鏜制和裝配精度，在箱體分箱面凸緣長度方向兩側各安裝一個圓柱定位銷，其直徑可?。?長度應大于分箱面凸緣的總長度啟蓋螺釘啟蓋螺釘上的螺紋段要高出凸緣厚度，螺紋段端部做成圓柱形減速器潤滑與密封潤滑方式齒輪潤滑方式齒輪，應采用噴油潤滑，但考慮成本及需要選用浸油潤滑。齒輪潤滑方式軸承采用潤滑脂潤滑密封方式1.箱座與箱蓋凸緣接合面的密封選用在接合面涂密封漆或水玻璃的方

22、法。2.觀察孔和油孔等出接合面的密封在觀察孔或螺塞與機體之間加石棉橡膠紙、墊片進行密封3.軸承孔的密封悶蓋和透蓋用作密封與之對應的軸承外部軸的外延端與透端蓋的間隙，由于，故選用半粗羊毛氈加以密封。4.軸承靠近機體內壁處用擋油環(huán)加以密封，防止?jié)櫥瓦M入軸承內部。機座箱體結構尺寸箱體的結構設計在本次設計中箱體材料選擇鑄鐵ht200即可滿足設計要求代號名稱設計計算結果箱座壁厚箱蓋壁厚箱座加強肋厚箱蓋加強肋厚箱座分箱面凸緣厚箱蓋分箱面凸緣厚箱座底凸緣厚地腳螺栓=軸承旁螺栓聯結分箱面的螺栓軸承蓋螺釘檢查孔螺釘定位銷直徑地腳螺栓數目時，、至外箱壁距離由推薦用值確定、至凸緣壁距離由推薦用值確定軸承旁凸臺半徑由推薦用值確定軸承座孔外端面至箱外壁的距離軸承座孔外的直徑軸承孔直徑軸承螺栓的凸臺高箱座的深度，為浸入油池內的最大旋轉零件的外圓半徑設計總結本設計是根據設計任務的要求，設計一個展開式二級圓柱減速器。首先確定了工作方案，并對帶傳動、齒輪傳動軸