用于帶式運輸機上的二級圓柱齒輪減速器課程設計1

1、機械設計課程設計說明書題目: 用于帶式運輸機上的二級圓柱齒輪減速器 目錄設計題目.3設計內(nèi)容.31 總體設計.32 電動機的選擇.43 總傳動比的分配.54 四計算傳動裝置的運動和動力參數(shù).55 v帶的設計和帶輪設計.66 齒輪傳動的設計.87 軸的設計計算.148 軸承、鍵和聯(lián)軸器的選擇.249 箱體結構的設計.2710 設計小結.2811 參考資料.29設計題目：設計一用于帶式運輸機上的單級圓柱齒輪減速器。運輸機連續(xù)工作，單向運轉，載荷變化不大，空載啟動。減速器小批生產(chǎn)，使用期限10年，大修期5年，兩班制工作。運輸帶允許速度誤差為5%。（重點設計一對斜齒輪和帶傳動），見圖3。原始數(shù)據(jù)：運輸

2、帶拉力f：2500n 運輸帶速度v：1.5m/s 轉筒直徑d：460mm設計內(nèi)容：一總體設計1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2. 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大的剛度。3. 確定傳動方案：考慮到電機轉速高，傳動功率大，將v帶設置在高速級。傳動裝置的總效率為v帶的傳動效率, 為軸承的效率，為對齒輪傳動的效率（齒輪為8級精度，油脂潤滑）為聯(lián)軸器的效率，為滾筒的效率因是薄壁防護罩,采用開式效率計算。取=0.96 =0.98 =0.97 =0.99 =0.960.96×××0.99×0.960.79二電動機的

3、選擇1、電動機類型的選擇選擇電動機按工作要求和條件，選擇三相異步電動機封閉式結構，電壓380v，y型。2電動機功率的選擇：取工作機的傳動效率為0.96。工作機所需功率為： 電動機所需功率為： 選取電動機的額定功率為5.53電動機轉速的選擇：工作機轉速： 經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，v帶傳動的傳動比24，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比840，則總傳動比合理范圍為i16160電動機轉速的可選范圍為i×n（16160）×62.28996.489964.8r/min。根據(jù)容量和轉速，查的有兩種適用的電動機型號：方案電動機型號額定功率kw滿載轉速（）總傳動iy132s125.52920

4、46.88iiy132s45.5144023.12綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、效率和帶傳動、減速器的傳動比選定型號為y132s-4的三相異步電動機，額定功率為3.0 kw,滿載轉速1440 r/min。3 總傳動比的分配現(xiàn)總傳動比。選v帶的傳動比為2.5,減速器傳動比為；考慮兩級齒輪潤滑問題，兩級大齒輪應有相近的浸油深度。兩級齒輪減速器高速級傳動比與低速級傳動比的比值取為，即=，則=；。四計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 1.各軸轉速的計算： 2各軸輸入功率計算： 各軸輸出功率為輸入功率乘以0.983 計算各軸的輸入轉矩 電動機軸的輸出轉矩為：所以各軸的輸入轉矩為：××

5、; =31.83×2.5×0.96=76.39 n·m×××=76.39×3.51×0.96×0.98=252.26n·m×××=252.26×2.70×0.98×0.97=647.46n·m=××=647.46×0.97×0.99=621.75 n·m各軸輸出轉矩為輸入轉矩乘以0.98將各軸的運動和動力參數(shù)列于下表軸名功率p kw轉矩t nm轉速r/min輸入輸出輸入輸出電動

6、機軸4.8031.8314401軸4.614.5276.3974.865762軸4.384.29252.26247.21164.103軸4.164.07647.46647.5160.784軸3.993.91621.75609.3260.785 v帶的設計和帶輪設計1、確定計算功率由機械設計p156表8-8得=1.3 2、確定v帶型號因為1440 r/min由機械設計p157圖8-11查得所選帶型為a型v帶。3、 確定帶輪的基準直徑由機械設計p155表8-7及p157表8-9確定小帶輪直徑為=90mm。因為5m/s<<30m/s，故帶速合適大帶輪直徑為：標準化取=224mm速度誤差為

7、 故合適。4、 確定帶的基準長度和中心距由式初定中心距為400mm =1304.45mm由機械設計p145表8-2選得帶的基準長度=1250mm 可求得實際中心距為：5、驗算小帶輪的包角主動輪上的包角合適。6、 計算v帶的根數(shù)z由；查機械設計p151表8-4得；查機械設計p153表8-5得：；查機械設計p155表8-6得：；查機械設計p145表8-2得：。則：。取7根。7、 計算初拉力及壓軸力由機械設計p149表8-3查得v帶單位長度質(zhì)量為q=0.105kg/m可求得初拉力 壓軸力 v帶傳動的主要參數(shù)名稱結果 名稱 結果 名稱 結果 帶型a型 傳動比2.5 根數(shù)7帶輪基準直徑基準長度 初拉力中

8、心距 壓軸力6 齒輪傳動的設計1、選定高速級齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)：(1)按傳動方案選用斜齒圓柱齒輪傳動。(2)運輸機為一般工作機械，速度不高，故選用8級精度。(3)材料選擇：由機械設計p191表10-1選擇小齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，平均硬度為236hbs。大齒輪材料為45鋼，正火，硬度為190hbs，二者硬度差為46hbs。 (4）選小齒輪齒數(shù)，則：，取。齒數(shù)比。(5）初選螺旋角。2、按齒面接觸疲勞強度設計(1）試算小齒輪分度圓直徑<1>確定各參數(shù)的值:試選載荷系數(shù)1.3由機械設計p206表10-7選取齒寬系數(shù)由機械設計p203圖10-20查得區(qū)域系數(shù) z=2.433

9、由機械設計p202表10-5查得彈性影響系數(shù)計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù) 計算螺旋角系數(shù)計算接觸疲勞許用應力由機械設計p211圖10-25查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別是；應力循環(huán)次數(shù)：由機械設計p208表10-23查得接觸疲勞壽命系數(shù)為: 取失效概率為1%,安全系數(shù)s=1,應用公式得:=0.92×550=506 =0.90×380=342 取、中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即=342 <2>計算小齒輪分度圓直徑 （2）調(diào)整分度圓直徑<1>計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備圓周速度齒寬b b=49.61mm<2>計算實際載荷由機

10、械設計p192表10-2查得使用系數(shù)由機械設計p192圖10-8查得動載系數(shù)由機械設計p195表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)由機械設計p196表10-4查得齒向載荷分布系數(shù)則載荷系數(shù)為：<3>按實際載荷算得分度圓直徑及相應的齒輪模數(shù)3、 按齒根彎曲疲勞強度計算 計算齒輪模數(shù) <1>確定式中各參數(shù)的值試選載荷系數(shù)計算彎曲疲勞疲勞強度下的重合度系數(shù)計算彎曲疲勞疲勞強度下的螺旋角系數(shù)計算大小齒輪的（1） 計算當量齒數(shù)：；。（2） 查取齒數(shù)系數(shù)及應力校正系數(shù)：由機械設計p200表10-17查得：，；由機械設計p201表10-18查得：，。（3） 由機械設計p209圖10-24按

11、齒面硬度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。（4） 由機械設計p208圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，。（5） 計算彎曲疲勞許用應力：取彎曲疲勞安全系數(shù)，（6） 計算大小齒輪的并加以比較： ；，大齒輪的數(shù)值大。<2>計算齒輪模數(shù)（按大齒輪）：對比計算結果，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)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度說決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)于齒輪的乘積）有關。故可取由彎曲強度算的的模數(shù)并就近圓整為標準值，而按接觸強度算得的分度圓直徑重新修正齒輪齒數(shù)，取，則：，取。實際傳動比，與原分配傳動比基本一致。4、幾

12、何尺寸計算：<1>中心距計算： ，將中心距圓整為。<2>按圓整后得中心距修正螺旋角： 。 <3>計算大小齒輪的分度圓直徑： ； 。<4>計算齒輪寬度，圓整后取。則：（大齒輪）；（小齒輪）。因、發(fā)生變化，故相應有關參數(shù)、等需修正，然后再修正計算結果，看齒輪強度是否足夠。 5、修正計算結果：<1>；，由機械設計p200圖10-17查得：；由機械設計p201圖10-18查得：；。<2>；則：。 <3>，根據(jù)縱向重合度，螺旋角影響系數(shù)。<4>，根據(jù) 、8級精度，由機械設計p194圖10-8查得：動載系數(shù)。&

13、lt;5>齒高，由機械設計p196表10-14查得8級精度、調(diào)質(zhì)小齒輪相對支承非對稱布置時： 根據(jù)、，由機械設計p197圖10-13查得： <6>，故查取、時，假設的是合適的。仍用。<7>齒面接觸疲勞強度計算用載荷系數(shù)； 齒根彎曲疲勞強度計算用載荷系數(shù)。<8>由機械設計p203圖10-20選取區(qū)域系數(shù)。<9> 。 <10>，大齒輪的數(shù)值大。 <11> 實際、，均大于計算的要求值，故齒輪強度足 夠。6、齒輪結構設計：小齒輪1由于直徑較小，采用齒輪軸結構；大齒輪2采用孔板式結構，結構尺寸按經(jīng)驗公式和后續(xù)設計的中間軸配合段

14、直接計算。名 稱結構尺寸經(jīng)驗計算公式結果轂孔直徑由中間軸設計而定輪轂直徑輪轂寬度（取為與齒寬相等）腹板最大直徑板孔分布圓直徑板孔直徑腹板厚度低速級齒輪傳動的設計過程同高速級的，這里從略。低速級齒輪傳動的尺寸見下表。齒輪傳動的尺寸名稱計算公式高速級計算公式低速級法面模數(shù)法面壓力角螺旋角齒數(shù)傳動比 分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑中心距 齒寬七軸的設計計算1、高速軸的材料選擇及設計設計<1>作用在齒輪上的力高速級齒輪的分度圓直徑為<2>選擇軸的材料可選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表得由插值法得<3>計算軸的最小直徑，查表取c=110，考慮到軸上開有鍵槽，故將軸的

15、直徑增大5則將其圓整后取28mm應該設計成齒輪軸，軸的最小直徑是安裝連接大帶輪。<4>擬定軸的裝配草圖<5>根據(jù)軸向定位的要求，確定軸的各段直徑和長度取左端與帶輪連接處軸直徑，查機械設計手冊取，為滿足大帶輪的定位要求，則其右側有一軸肩，故取，根據(jù)軸的直徑初選角接觸球軸承7208ac，則其尺寸為，左右軸承取相同型號，右側軸肩，由前面設計知齒輪齒寬為65mm，齒面和箱體內(nèi)壁距離取,根據(jù)計算及配合知大帶輪與軸的周向定位采用普通平鍵c型連接，其尺寸為,大帶輪與軸的配合為，深溝球軸承與軸的軸向定位是通過軸套和軸承內(nèi)圈固定的，此外選軸的直徑尺寸公差為m6.<6>軸的強度

16、校核畫軸的受力簡圖 求支反力并畫出彎矩圖垂直面內(nèi) 其中解得截面c左側彎矩截面c右側彎矩水平面內(nèi) 解得截面c處彎矩繪制合成彎矩圖根據(jù)繪制扭矩圖繪制當量彎矩圖由前面圖可知，c處可能是危險截面，軸和齒輪的交界處也有可能是危險截面此處的軸的扭矩應力視為脈動循環(huán)，取c截面校核危險截面處得強度用齒輪軸左側軸直徑來校核所設計軸滿足要求。2、中間軸的材料選擇及設計 <1>求作用在齒輪上的力高速級齒輪的分度圓直徑為低速級齒輪的分度圓直徑為<2>選擇軸的材料可選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表得由插值法得<3>計算軸的最小直徑，查表取c=110，考慮到軸上開有鍵槽，故將軸的直徑

17、增大5則將其圓整后取40mm<4>擬定軸的裝配草圖<5>根據(jù)軸向定位的要求，確定軸的各段直徑和長度取左端軸直徑，根據(jù)軸的直徑初角接觸球軸承7208ac，則其尺寸為，左右軸承取同型號，齒面和箱體內(nèi)壁距離取，由前面設計知齒輪齒寬為155mm，右側軸肩，齒面和箱體內(nèi)壁距離取20mm，右側齒輪齒寬為60mm，直徑取45mm。 左側齒輪與軸的周向定位采用普通平鍵a型連接，其尺寸為,軸向定位采用軸套，右側齒輪與軸的周向定位采用普通平鍵a型連接，其尺寸為，齒輪與軸配合都為，角接觸球軸承與軸的軸向定位是通過軸套和軸承外圈固定的，此外選軸的直徑尺寸公差為m6.<6>軸的強度校

18、核畫軸的受力簡圖求支反力并畫出彎矩圖垂直面內(nèi) 其中解得截面c彎矩相截面d彎矩水平面內(nèi)解得截面c處彎矩：截面d處彎矩：繪制合成彎矩圖根據(jù)繪制扭矩圖繪制當量彎矩圖由前面圖可知，c處可能是危險截面，軸和齒輪的交界處也有可能是危險截面此處的軸的扭矩應力視為脈動循環(huán)，取c截面校核危險截面處得強度校核c處軸 所設計軸滿足要求。 3、低速軸的材料選擇及設計<1>求作用在齒輪上的力低速級齒輪的分度圓直徑為<2>選擇軸的材料可選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查表得由插值法得<3>計算軸的最小直徑，查表取c=110，考慮到軸上開有鍵槽，故將軸的直徑增大5則將其圓整后取55mm&l

19、t;4>擬定軸的裝配草圖<5>根據(jù)軸向定位的要求，確定軸的各段直徑和長度取左端軸直徑，齒面和箱體內(nèi)壁距離取17.5mm，根據(jù)軸的直徑初選角接觸球軸承7213ac，則其尺寸為，左右軸承選相同型號，由前面設計知齒輪齒寬為150mm，取直徑右側軸肩，為滿足聯(lián)軸器的定位要求，則其左側有一軸肩，直徑取60mm，長度為50mm，與聯(lián)軸器相配合軸直徑取為55mm，查表取長度為112mm。左側角接觸球軸承與軸的軸向定位是通過軸套和軸承外圈固定的，齒輪與軸的周向定位采用普通平鍵a型連接，其尺寸為,軸向定位采用軸端擋圈，右側軸承軸向定位是通過軸肩和軸承內(nèi)圈固定的，齒輪與軸配合都為，此外選軸的直徑

20、尺寸公差為m6,聯(lián)軸器的軸向定位采用普通平鍵c型連接，其尺寸為<6>軸的強度校核畫軸的受力簡圖求支反力并畫出彎矩圖垂直面其中解得截面c彎矩：截面d彎矩：水平面其中 解得截面c彎矩：截面d彎矩： 繪制合成彎矩圖根據(jù)繪制扭矩圖繪制當量彎矩圖由前面圖可知，c處可能是危險截面，軸和齒輪的交界處也有可能是危險截面此處的軸的扭矩應力視為脈動循環(huán)，取c截面校核危險截面處得強度用d軸直徑來校核 所設計軸滿足要求。八軸承、鍵和聯(lián)軸器的選擇1、軸承的選擇與校核<1>高速軸承由前面設計可得初選角接觸球軸承7208ac，則其尺寸為：查機械設計基礎,可得：計算軸承受到的徑向載荷由前面計算知計算軸

21、承所受軸向力查表知齒輪受到軸向力,則軸承1壓縮，軸承2放松軸承1所受軸向力軸承2所受軸向力算軸承當量動載荷查機械設計基礎可得e=0.68軸承1 軸承2 查機械設計基礎可得徑向動載荷系數(shù)和軸向動載荷系數(shù)當量動載荷分別為驗算軸的壽命應以1軸承的當量動載荷為計算依據(jù)，由軸承溫度正常，查表得，因載荷平穩(wěn)無沖擊，取軸承預期壽命故所選軸承滿足要求<2>中間軸軸承由前面設計可得初選角接觸球軸承7208ac，則其尺寸為，查機械設計基礎，可得軸承受到的徑向載荷由前面計算知計算軸承所受軸向力查表知齒輪受到軸向力,則軸承1壓縮，軸承2放松軸承1所受軸向力軸承2所受軸向力計算軸承當量動載荷機械設計基礎可得

22、e=0.68 軸承1軸承2查機械設計基礎可得徑向動載荷系數(shù)和軸向動載荷系數(shù)當量動載荷分別為驗算軸的壽命應以1軸承的當量動載荷為計算依據(jù)，由軸承溫度正常，查表得，因載荷平穩(wěn)無沖擊，取軸承預期壽命 故所選軸承滿足要求。<3>低速軸承由前面設計可得初選角接觸球軸承7213ac，則其尺寸為查機械設計基礎，可得計算軸承受到的徑向載荷由前面計算知 計算軸承當量動載荷查機械設計基礎可得徑向動載荷系數(shù)和軸向動載荷系數(shù)當量動載荷分別為驗算軸的壽命應以1軸承的當量動載荷為計算依據(jù)，由軸承溫度正常，查表得，因載荷平穩(wěn)無沖擊，取軸承預期壽命 故所選軸承滿足要求2、鍵的選擇和校核：<1>大帶輪與

23、軸的周向定位采用普通平鍵c型連接，其尺寸為：設載荷均勻分布，查表得則平鍵連接的擠壓強度<2>軸2左側齒輪與軸的周向定位采用普通平鍵a型連接，其尺寸為設載荷均勻分布，查表得則平鍵連接的擠壓強度<3>軸2右側齒輪與軸的周向定位采用普通平鍵a型連接，其尺寸為設載荷均勻分布，查表得則平鍵連接的擠壓強度<4>軸3齒輪與軸的周向定位采用普通平鍵a型連接，其尺寸為設載荷均勻分布，查表得則平鍵連接的擠壓強度<5>軸3聯(lián)軸器的軸向定位采用普通平鍵c型連接，其尺寸為設載荷均勻分布，查表得則平鍵連接的擠壓強度由以上計算知鍵符合要求3、聯(lián)軸器的選擇：根據(jù)工作要，為了緩和

24、沖擊，保證減速器的正常工作，輸出軸選用彈性柱銷聯(lián)軸器?？紤]到轉矩變化很小，取，則。按照計算轉矩小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查標準gb/t 50141985或手冊，選用hl6型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為，孔徑，須用轉速為，故適用。標記：hl6聯(lián)軸器gt/t 50141985。九箱體結構的設計：1、機體有足夠的剛度：在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2、考慮到機體內(nèi)零件的潤滑，密封散熱：因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xh為40mm，為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為。3、機體結

25、構有良好的工藝性：鑄件壁厚為10，圓角半徑為r=3。機體外型簡單，拔模方便。4、對附件設計：<1>視孔蓋和窺視孔：在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用m6緊固。<2>油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。<3>油標：油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出。<4>通氣孔：由于減速器運轉時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡。<5>螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋。<6>位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高