設計一個卷筒機輸送機的減速器機械課程設計說明書

1、設計一個卷筒機輸送機的減速器目錄1. 題目及總體分析22. 各主要部件選擇23. 選擇電動機34. 分配傳動比35. 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算46. 設計高速級齒輪57. 設計低速級齒輪108. 減速器軸及軸承裝置、鍵的設計14軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設計15軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設計21軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設計279. 潤滑與密封3210. 箱體結(jié)構(gòu)尺寸3211. 設計總結(jié)3312. 參考文獻33一.題目及總體分析題目：設計一個卷筒機輸送機的減速器給定條件：由電動機驅(qū)動，運輸帶工作拉力為3800n，運輸帶速度為1.3m/s，運輸機滾筒直徑為350mm。自定條件：工

2、作壽命8年（設每年工作300天），四年一大修,連續(xù)單向運轉(zhuǎn),載荷平穩(wěn),室內(nèi)工作,有粉塵。減速器類型選擇：選用同軸式兩級圓柱齒輪減速器。整體布置如下：圖示：為電動機，及為聯(lián)軸器，為減速器，為高速級齒輪傳動，為低速級齒輪傳動，為輸送機滾筒。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.各主要部件選擇目的過程分析結(jié)論動力源電動機齒輪斜齒傳動平穩(wěn)高速級，低速級均為斜齒輪軸承此減速器軸承所受軸向力不大球軸承聯(lián)軸器彈性聯(lián)軸器三.選擇電動機目的過程分析結(jié)論類型根據(jù)一般帶式輸送機選用的電動機選擇選用y系列（ip44）封閉式三相異步電動機功率工

3、作機所需有效功率為pwf×v3800n×1.3m/s圓柱齒輪傳動(8級精度)效率(兩對)為10.972球軸承傳動效率(四對)為20.99 4彈性聯(lián)軸器傳動效率(兩個)取30.992輸送機滾筒效率為40.96電動機輸出有效功率為要求電動機輸出功率為型號查得型號y132m2-6封閉式三相異步電動機參數(shù)如下額定功率p=5.5kw滿載轉(zhuǎn)速r/min=960選用型號y132m2-6封閉式三相異步電動機四.分配傳動比目的過程分析結(jié)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(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

4、入軸的轉(zhuǎn)速，r/min。計算如下 (兩級圓柱齒輪) 五.傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算目的 過程分析結(jié)論傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算設：從電動機到輸送機滾筒軸分別為0軸、1軸、2軸、3軸、4軸；對應于各軸的轉(zhuǎn)速分別為 、 、 、 、 ；對應于0軸的輸出功率和其余各軸的輸入功率分別為 、 、 、 、 ；對應于0軸的輸出轉(zhuǎn)矩和其余名軸的輸入轉(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o軸1軸2軸3軸轉(zhuǎn)速n(r/min)n0=960n1=960n2=259n3=70功率p(kw)p0=5.812p1=5.754

5、p2=5.526p3=5.307轉(zhuǎn)矩t(n·m)t0=57t1=57t2=204t3=724.5兩軸聯(lián)接聯(lián)軸器齒輪齒輪傳動比 ii01=1i12=3.7i23=3.7傳動效率01=0.9912=0.9723=0.97六.設計低速級齒輪目的過程分析結(jié)論選精度等級、材料和齒數(shù)） 選用斜齒圓柱齒輪傳） 選用7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)21·13.7×24=88.8.4,取z2=89。選取螺旋角。初選螺旋角目的過程分析 結(jié)論按齒面接觸強度設計按式（1021）

6、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力取失效概率為，安全系數(shù)為s=1，由式得目的 過程分析結(jié)論按齒面接觸強度設計）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由表102查得使用系數(shù)根據(jù)，7級精度，由圖查得動載荷系數(shù)由表并根據(jù)插值法得由圖查得假定，由表查得故載荷

7、系數(shù)（）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得目的過程分析結(jié)論按齒面接觸強度設計（）計算模數(shù)按齒根彎曲強度設計由式） 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)由表查并根據(jù)插值法得（）查取應力校正系數(shù)由表查并根據(jù)插值法得（）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)目的過程分析結(jié)論按齒根彎曲強度設計（）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(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)

8、，取2mm，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(shù)。于是由取32，則齒數(shù)幾何尺寸計算） 計算中心距將中心距圓整為120mm）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。中心距=120mm螺旋角目的分析過程結(jié)論幾何尺寸計算） 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取；分度圓直徑齒根圓直徑齒輪寬度驗算合適合適七.設計高速級圓柱斜齒傳動目的過程分析結(jié)論選精度等級、材料和齒數(shù)） 選用斜齒圓柱齒輪傳） 選用7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

9、，二者材料硬度差為hbs。） 選小齒輪齒數(shù)1，大齒輪齒數(shù)21·13.7×24=89,取z2=89選取螺旋角。初選螺旋角目的過程分析 結(jié)論按齒面接觸強度設計按式（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力取失效概率為，安全系數(shù)為s=1，由式得目的 過程分析結(jié)論按齒面接觸強度設計）計算（）試算小齒輪分度圓

10、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由表102查得使用系數(shù)根據(jù)，7級精度，由圖查得動載荷系數(shù)5由表并根據(jù)插值法查得由圖查得假定，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，由式得目的過程分析按齒面接觸強度設計（）計算模數(shù)結(jié)論按齒根彎曲強度設計由式） 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)按齒根彎曲強度設計（）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲

11、疲勞安全系數(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3，已可滿足彎曲強度。但為了滿足同軸式減速器兩對齒輪的中心距相等，按中心距和傳動比來計算應有的齒數(shù)。于是由取，則齒數(shù)幾何尺寸計算） 計算中心距將中心距圓整為120mm）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。中心距=120mm螺旋角目的分析過程結(jié)論幾何尺寸計算） 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取；分度圓直徑齒根圓直徑齒輪寬度驗算合適合適八.減速器軸及軸承裝置、鍵的設計輸入

12、軸 （中間軸）輸出軸1軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設計目的過程分析結(jié)論輸入軸的設計及其軸承裝置、鍵的設計輸入軸上的功率2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，取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14-1取，則查機械設計手冊（軟件版），選gy5凸緣聯(lián)軸器，主動端：y型軸孔，a型鍵槽，d=25mm，l=62mm：從動端：j型軸孔，a型鍵槽，d=25mm，l=44mm：。半聯(lián)軸器的孔徑25mm（比21mm稍大），軸孔長度l62,軸段1的直徑,軸段1的長度應比聯(lián)軸器主動端軸孔長度略短,故取選軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理目的過

13、程分析結(jié) 論輸入軸的設計及其軸承裝置、鍵的設計3軸的結(jié)構(gòu)設計）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，軸肩高度,故取段的直徑（2）初選型號7007ac的角接觸球軸承參數(shù)如下基本額定動載荷基本額定靜載荷 ( 3 )軸段4上安裝齒輪,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4的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬,故取 ( 4 )齒輪右端用肩固定,由此可確定軸段5的直徑,軸肩高度,取,故取 為減小應力集中,并考慮右軸承的拆卸,軸段6的直徑應根據(jù)

14、7007ac的角接觸球軸承的定位軸肩直徑確定,即 ( 5 )軸承端蓋總寬度k=20（由結(jié)構(gòu)決定），根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于軸承添加潤滑油，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離為l=15mm，故l2=35mm取齒輪端面與機體內(nèi)壁間留有足夠間距h,取 ,取軸承上靠近機體內(nèi)壁的端面與機體內(nèi)壁見的距離s=3mm故選用gy5凸緣聯(lián)軸器軸的尺寸（）：目的過程分析結(jié) 論輸入軸的設計及其軸承裝置、鍵的設計4.軸的受力分析取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得, 1)畫軸的受力簡圖輸入軸的設計及其軸承裝置、鍵的設計）計算支承反力求作用在車輪上的力在水平面上在垂直面上 故 總支承反力） 畫彎矩圖 故 4）畫轉(zhuǎn)矩圖輸入軸

15、的設計及其軸承裝置、鍵的設計輸入軸的設計及其軸承裝置、鍵的設計6 按彎矩合成應力校核軸的強度對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸,通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理,故取折合系數(shù),則 查表15-1得=60mpa考慮到鍵對該段軸的削弱作用將增大5%故安全。7 校核鍵連接強度鍵連接：聯(lián)軸器：平鍵a8x7x56 gb/t1096 齒輪：選普通平鍵a10x8x36 gb/t1096 聯(lián)軸器: 查表得.故強度足夠.齒輪: 查表得.故強度足夠.8. 校核軸承壽命軸承載荷 軸承1 徑向: 軸承2 徑向:查表判斷系數(shù)e=0.68兩角接觸球軸承反裝，由此產(chǎn)生的派生軸向力為：故軸承1被壓緊 壓緊端：放松端：計算當量動載荷 按表13-5可得,

16、查表13-6可得=1故 按1受力大小驗孫算。 預期計算壽命所選軸承滿足壽命要求。故做成齒輪軸軸校核安全鍵校核安全軸承選用7007ac角接觸球軸承，校核安全壽命（）為23軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設計目的 過程分析結(jié)論輸出軸的設計及其軸承裝置、鍵的設計1輸出軸上的功率2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，取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14-1取，則選軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理目的過程分析結(jié)論輸出軸的設計及其軸承裝置、鍵的設計查機械設計手冊（軟件版），選gy5凸緣聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器的孔徑，軸孔長度l112,軸段

17、1的長度應比聯(lián)軸器主動端軸孔長度略短,故取3軸的結(jié)構(gòu)設計）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，軸肩高度,故取段的直徑（2）初選型號7013ac的角接觸球軸承參數(shù)如下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 )軸段4上安裝齒輪,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4的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬,故取 ( 4 )齒輪右端用肩固定,由此可確定軸段5的直徑, 軸肩高度,取,故取 為減小應力集中,并考

18、慮右軸承的拆卸,軸段6的直徑應根據(jù)7013ac的角接觸球軸承的定位軸肩直徑確定,即 ( 5 ) 取齒輪端面與機體內(nèi)壁間留有足夠間距h,取 , 取軸承上靠近機體內(nèi)壁的端面與機體內(nèi)壁見的距離s=8mm軸承端蓋總寬度k=20（由結(jié)構(gòu)決定），根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于軸承添加潤滑油，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離為l=25mm，故l2=45mm故選用型彈性柱銷聯(lián)軸器軸的尺寸（）：目的過程分析結(jié)論輸出軸的設計及其軸承裝置、鍵的設計鍵連接：聯(lián)軸器：選鍵a 16x10x100 gb/t1096r=8mm h=10mm齒輪: 選鍵a 20x12x40 gb/t10964.軸的受力分析取齒輪齒寬中間為力作用

19、點,則可得,1) 畫軸的受力簡圖目的過程分析結(jié)論輸出軸的設計及其軸承裝置、鍵的設計2）求作用在齒輪上的力計算支承反力在水平面上在垂直面上 故 總支承反力） 畫彎矩圖 故 4）畫轉(zhuǎn)矩圖目的過程分析結(jié)論輸出軸的設計及其軸承裝置、鍵的設計5按彎矩合成應力校核軸的強度對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸,通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理,故取折合系數(shù),則 查表15-1得=60mpa考慮到鍵對該段軸的削弱作用將增大5%故安全。6 校核鍵連接強度聯(lián)軸器: 查表得.故強度足夠.齒輪: 查表得.故強度足夠.7. 校核軸承壽命軸承載荷 軸承1 徑向: 軸承2 徑向:兩角接觸球軸承反裝，由此產(chǎn)生的派生軸向力為： 壓緊端：放松端：計算當量動載

20、荷 按表13-5可得, 查表13-6可得=1故 按1受力大小驗孫算。 預期計算壽命所選軸承滿足壽命要求。因為故不必做成齒輪軸軸校核安全鍵校核安全軸承選用7013ac角接觸球軸承，校核安全壽命（）為3.2軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設計目的過程分析結(jié)論中間軸及其軸承裝置、鍵的設計中間軸上的功率求作用在齒輪上的力高速級大齒輪：低速級小齒輪：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，取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目的過程分析結(jié)論中間軸及其軸承裝置、鍵的設計軸的結(jié)構(gòu)設計（1）初選型號7309ac的角接觸球軸承參數(shù)如下基本額定動載荷基本額定靜載荷故(2)軸段2，4上

21、安裝齒輪,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4的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬,故取,故取(3)齒輪右端用肩固定,由此可確定軸段3的直徑, 軸肩高度,取(4)取齒輪端面與機體內(nèi)壁間留有足夠間距h,取 ,取軸承上靠近機體內(nèi)壁的端面與機體內(nèi)壁見的距離s=8mm,取軸承寬度,由機械設計手冊可查得軸承蓋凸緣厚度e=10mm,取聯(lián)軸器輪轂端離k=20mm.故取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得,5.軸的受力分析1)畫軸的受力簡圖軸的尺寸（）：中間軸及其軸承裝置、鍵的設計 ）計算支承反力在水平面上 故 在垂直面上 故 總支承反力）

22、 畫彎矩圖故 4）畫轉(zhuǎn)矩圖 中間軸及其軸承裝置、鍵的設計6 按彎矩合成應力校核軸的強度對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸,通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理,故取折合系數(shù),則 查表15-1得=60mpa考慮到鍵對該段軸的削弱作用將增大5%故安全。7 校核鍵連接強度鍵連接。高速齒輪：選普通平鍵16x10x45 gb1095-1979 t=5mm h=8mm 低速齒輪：選普通平鍵16x10x50 gb1095-1979高速級大齒輪: 查表得.故強度足夠.低速級小齒輪: 查表得.故強度足夠.8. 校核軸承壽命軸承載荷 軸承1 徑向: 軸承2 徑向:兩角接觸球軸承反裝，由此產(chǎn)生的派生軸向力為： 壓緊端：放松端：計算當量動載荷 按

23、表13-5可得, 查表13-6可得=1故 按2受力大小驗孫算。 預期計算壽命所選軸承滿足壽命要求。軸校核安全鍵校核安全軸承選用7309ac角接觸球軸承，校核安全壽命（）為九.潤滑與密封目的過程分析結(jié)論潤滑與密封1、齒輪的潤滑v齒=6.29m/s12m/s，采用浸油潤滑，浸油高度h約為1/6大齒輪分度圓半徑，取為56mm。侵入油內(nèi)的零件頂部到箱體內(nèi)底面的距離h=41mm。2、滾動軸承的潤滑角接觸球軸承采用潤滑脂潤滑，結(jié)構(gòu)上增設檔油盤。3、潤滑油的選擇查表得，齒輪選用全損耗系統(tǒng)用潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用l-an32潤滑油。軸承選用zl1號通用鋰基潤滑脂。4、密封方法（1）箱體

24、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法（2）觀察孔和油孔德處接合面得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）端蓋密封選用凸緣式軸承蓋，由于軸的線速度都小于5m/s內(nèi)圈采用毛氈圈進行密封。十.箱體結(jié)構(gòu)尺寸目的分析過程結(jié)論機座壁厚=0.025a+310mm機蓋壁厚11=0.02a+38mm機座凸緣壁厚b=1.512mm機蓋凸緣壁厚b1=1.5115mm機座底凸緣壁厚b2=2.525mm地腳螺釘直徑df =0.036a+1216mm地腳螺釘數(shù)目a<250,n=44軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d1=0.75 df12mm機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d2d2=(0.50.6)

25、 df8mm聯(lián)接螺栓d2間距l(xiāng)=150200160mm軸承蓋螺釘直徑d3=(0.40.5) df8mm窺視孔螺釘直徑d4=(0.30.4) df6mm定位銷直徑d=(0.70.8) d26mm目的分析過程結(jié)論軸承蓋螺釘分布圓直徑d1= d+2.5d3(d為軸承外徑)d11=100mmd12=140mmd13=120mm軸承座凸起部分端面直徑d2= d1+2.5d3d21=120mmd22=160mmd23=140mm大齒頂圓與箱體內(nèi)壁距離11>1.210mm齒輪端面與箱體內(nèi)壁距離22>8 mmdf,d1,d2至外機壁距離c1=1.2d+(58)c1f=22mmc11=18mmc12=14mmdf,d2至凸臺邊緣距離c2c2f=20mmc22=12mm機殼上部（下部）凸緣寬度k= c1+ c2kf=50mmk1=42mmk2=30mm吊環(huán)螺釘直徑dq=0.8df16mm十一.設計總結(jié)這次的課程設計感覺收獲頗豐。感覺以前學的東西都有了用武之地。這次課程設計動用了好多書，翻箱倒柜地把畫法幾何，機械原理，材料力學，理論力學書都翻了出來，要做的計算，要選的材料，要