圓柱齒輪減速器課程設(shè)計說明

帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器設(shè)計說明書

目錄一．設(shè)計要求 41．工作條件 42．工作要求 4二．設(shè)計計算說明 41．電動機的選擇及運動參數(shù)的計算 41.1電動機功率計算 41.2電動機轉(zhuǎn)速計算 51.3選擇電動機 52．計算傳動裝置的總傳動比和各級傳動比的分配 62.1計算總傳動比 62.2分配各級傳動比 63．計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 63.1各軸轉(zhuǎn)速計算 63.2各軸輸入功率和輸出功率 63.3各軸輸入轉(zhuǎn)矩和輸出轉(zhuǎn)矩 74．V帶的傳動設(shè)計 84.1選擇V帶型號 84.2大小帶輪基準直徑的計算 84.3驗算帶速v 84.4基準長度和中心距的計算 84.5驗算小帶輪包角 94.6V帶根數(shù)z計算 94.7作用在帶輪軸上的壓力 94.8帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計 95．齒輪傳動的設(shè)計 105.1選定齒輪類型、材料和確定許用應(yīng)力 105.2按齒面接觸強度計算分度圓直徑和中心距 105.3驗算輪齒彎曲強度 115.4齒輪的圓周速度計算和驗算精度 115.5齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計 116．軸的設(shè)計 126.1主動軸的設(shè)計 126.2從動軸的設(shè)計 157．滾動軸承的選擇和校核 177.1主動軸軸承的選擇和校核計算 177.2從動軸軸承的選擇和校核計算 188．鍵的選擇計算和校核 188.1主動軸上鍵連接的設(shè)計和校核計算 188.2從動軸上鍵連接的設(shè)計和校核計算 199．聯(lián)軸器的選擇 1910．減速器的潤滑 1910.1齒輪的潤滑 1910.2軸承的潤滑 2011．減速箱箱體結(jié)構(gòu)及尺寸 20三．繪制裝配圖和零件圖 22四．總結(jié) 22五．參考文獻資料 23一．設(shè)計要求按下列的運動簡圖、工作條件和原始數(shù)據(jù)，設(shè)計一個帶式輸送機的傳動裝置。運動簡圖如下：1、電動機；2、三角帶傳動；3、減速器；4、聯(lián)軸器；5、傳動滾筒；6、運輸平皮帶1．工作條件輸送機連續(xù)工作，單向運轉(zhuǎn)，載荷變化不大，空載起動，二班制，使用期限10年（每年工作日300天），兩班制工作，輸送帶速度容許誤差為±5%。2．工作要求輸送帶拉力輸送帶速度已知滾筒直徑二．設(shè)計計算說明1．電動機的選擇及運動參數(shù)的計算1.1電動機功率計算電動機所需工作功率滿足：<1-1>其中：為帶式輸送機的有效功率，為電動機到傳送帶的傳動總效率。又，代入<1-1>得：<1-2>而滿足：<1-3>其中：為V帶傳動效率為圓柱齒輪傳動效率為一對滾子軸承傳動效率為彈性聯(lián)軸器傳動效率為輸送機滾筒傳動效率查閱文獻[2]得：，，，，以上數(shù)值代入<1-3>得：則電動機所需工作功率為1.2電動機轉(zhuǎn)速計算滾筒轉(zhuǎn)速：查閱文獻[2]知：V帶傳動的傳動比在范圍內(nèi)，圓柱齒輪傳動比在范圍內(nèi)，則總傳動比范圍是：，所以電動機轉(zhuǎn)速可選范圍是：1.3選擇電動機根據(jù)計算所得的電機工作功率和轉(zhuǎn)速范圍，并考慮極數(shù)少而轉(zhuǎn)速高的電動機具有較好的經(jīng)濟性和防止傳動比增大導致傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)變復雜的條件，選擇電動機型號為Y90L-4。查閱文獻[2]得電動機Y90L-4的性能參數(shù)和部分尺寸參數(shù)分別如表1-1和1-2所示。表1-1Y90L-4性能參數(shù)型號額定功率(kW)滿載時電流(A)轉(zhuǎn)速(r/min)效率（%）功率因素Y90L-41.53.71400790.796.52.22.2表1-2Y90L-4部分尺寸參數(shù)中心高H外形尺寸底角安裝尺寸地腳螺栓直徑K軸伸尺寸裝鍵部位尺寸FGD90335×242.5×190140×1251024×50820242．計算傳動裝置的總傳動比和各級傳動比的分配2.1計算總傳動比總傳動比計算公式：<2-1>其中為電動機轉(zhuǎn)速，為滾筒轉(zhuǎn)速，則2.2分配各級傳動比各級傳動比滿足：<2-2>其中為V帶傳動比，為圓柱齒輪傳動比。為使傳動外廓不致過大，使，則3．計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)3.1各軸轉(zhuǎn)速計算主動軸I：從動軸II：滾筒軸III：3.2各軸輸入功率和輸出功率主動軸I：輸入功率輸出功率從動軸II：輸入功率輸出功率滾筒軸III：輸入功率輸出功率3.3各軸輸入轉(zhuǎn)矩和輸出轉(zhuǎn)矩電機輸出轉(zhuǎn)矩：主動軸I：輸入轉(zhuǎn)矩輸出轉(zhuǎn)矩從動軸II：輸入轉(zhuǎn)矩輸出轉(zhuǎn)矩滾筒軸III：輸入轉(zhuǎn)矩輸出轉(zhuǎn)矩計算結(jié)果匯總?cè)缦拢簝奢S連接件、傳動件V帶傳動齒輪傳動傳動比34.34軸號電動機一級減速器滾筒軸0軸I軸II軸III軸轉(zhuǎn)速(r/min)1400466.67107107輸入功率(kW)\1.2221.1741.143輸出功率(kW)1.3(額定：1.5)1.1981.1511.097輸入轉(zhuǎn)矩\25.013104.259101.459輸出轉(zhuǎn)矩8.8724.513102.17497.4014．V帶的傳動設(shè)計4.1選擇V帶型號已知電動機功率,轉(zhuǎn)速，。由電動機的工作工況（帶式輸送機，工作小時為10～16h）查閱文獻[1]得：則計算功率為根據(jù)和查文獻[1]，查出此坐標位于Z型的區(qū)域內(nèi)，因此選擇Z型V帶。4.2大小帶輪基準直徑的計算由文獻[1]知不應(yīng)小于50mm,因此取，由以下公式得：為傳動帶的滑動率。取基準直徑系列，（這樣使有所減小，但其誤差在5%內(nèi)，估允許。）4.3驗算帶速v帶速在5～25m/s內(nèi)，故合適。4.4基準長度和中心距的計算初步選取中心距取，符合在。由下式得帶長：查文獻[1]，對Z型帶選用,則實際中心距為4.5驗算小帶輪包角大于120°，故合適。4.6V帶根數(shù)z計算由下式計算z:<4-1>由和查得：傳動比為由和i查得：,由查得：。將以上已知值代入<4-1>得：因此z取5。4.7作用在帶輪軸上的壓力查表得：，則單根V帶初拉力為：作用在軸上的壓力為：4.8帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計4.8.1小帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計電動機軸，由于，因此小帶輪采用實心式。其中：4.8.2大帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計由于，因此大帶輪采用腹板式。其中：由主動軸的計算可知：,則5．齒輪傳動的設(shè)計5.1選定齒輪類型、材料和確定許用應(yīng)力齒輪類型：該減速箱采用直齒圓柱齒輪。材料：小齒輪采用40 MnB，調(diào)質(zhì)，硬度241-286HBS，；大齒輪采用45號鋼，正火，硬度156-217HBS，。對于一般工業(yè)用齒輪傳動，采用一般可靠度。因此對于一級圓柱齒輪減速器，最小安全系數(shù)取。由此計算許用應(yīng)力：5.2按齒面接觸強度計算分度圓直徑和中心距設(shè)齒輪按8級精度制造。取中等沖擊情況下的載荷系數(shù)，齒寬系數(shù),小齒輪的轉(zhuǎn)矩為。取彈性系數(shù)，齒數(shù)比，對于標準齒輪，,則小齒輪分度圓（節(jié)圓）直徑為：小齒輪齒數(shù)取，則。故實際傳動比為,誤差為0.1%，故允許。齒寬：取，模數(shù)：因此模數(shù)取第一系列的。則實際的小齒輪和大齒輪的分度圓直徑分別為：中心距為5.3驗算輪齒彎曲強度分別根據(jù)小齒輪和大齒輪的齒數(shù)查出各自的齒形系數(shù)和齒根修正系數(shù)：則小齒輪和大齒輪的齒輪彎曲強度為兩齒輪的彎曲強度均小于許用應(yīng)力，故安全。5.4齒輪的圓周速度計算和驗算精度小齒輪轉(zhuǎn)速為因此選用8級精度是合適的。5.5齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計5.5.1大齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計由于大齒輪的分度圓直徑在200mm和500mm之間，所大齒輪采用腹板式結(jié)構(gòu)，選擇正常齒制，具體幾何尺寸計算如下：齒輪模數(shù)：齒數(shù)：分度圓直徑：齒頂圓直徑：齒根圓直徑：齒寬：由從動軸的計算可知齒輪孔徑：則輪轂直徑輪轂長度腹板厚度5.5.2小齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計由于小齒輪的分度圓直徑在小于200mm，所小齒輪采用實心式結(jié)構(gòu)，選擇正常齒制，具體幾何尺寸計算如下：齒輪模數(shù)：齒數(shù)：分度圓直徑：齒頂圓直徑：齒根圓直徑：齒寬：由主動軸的計算可知齒輪孔徑：6．軸的設(shè)計6.1主動軸的設(shè)計6.1.1軸的材料主動軸的材料采用45號鋼，調(diào)質(zhì)，硬度217-255HBS，強度極限，屈服極限，彎曲疲勞極限。6.1.2軸端直徑的計算已知主動軸輸入功率為，輸入轉(zhuǎn)矩為，轉(zhuǎn)速為。根據(jù)45號鋼，查得，則軸端有一個鍵槽，軸的直徑擴大5%，即，則軸的最小直徑取18mm,為主動軸伸出端安裝大帶輪的直徑。6.1.3確定軸向尺寸和各段軸徑齒輪的簡圖如6-1所示。以下是各段的尺寸（從左起）：第一段：安裝大帶輪的軸段，根據(jù)6.1.2的計算，軸徑為，長度為。第二段：與透蓋相接處，為第二階梯外伸軸，限制大帶輪的向右的軸向位移，軸徑，長度。第三段：支承段，初步選定軸承6006，軸徑，長度。第四段：限制軸承向右的軸向位移，軸徑，長度。第五段：限制齒輪向左的軸向位移，軸徑，長度。第六段：安裝小齒輪，并由套筒限制小齒輪的向右的軸向位移，軸徑，長度。第七段：安裝軸承，由套筒限制小齒輪向左的軸向位移，軸徑，長度。主動軸總長：6.1.4主動軸強度校核計算已知小齒輪分度圓直徑，主動軸扭矩，壓力角，則軸上所受的圓周力、徑向力和法向力分別為：由帶輪的計算可知，帶輪作用在軸上的力為根據(jù)主動軸結(jié)構(gòu)設(shè)計內(nèi)容作出軸的計算簡圖（圖6-1）。軸的支承點分別為兩軸承的軸向中心處。做軸的計算簡圖，先求出軸上受力零件的載荷。將軸上受力零件的載荷分解為水平分力和垂直分力。如圖6-1a所示。左端的伸出端連接大帶輪處受到轉(zhuǎn)矩和帶輪作用在軸上的力；左軸承處受水平反力和垂直反力，右軸承處受到水平反力和垂直反力（由于直齒輪傳動無軸向力，左右軸承軸向力相互抵消，故此處略去不做計算。）；小齒輪中心位置處受到圓周力和徑向力。水平支反力的計算：垂直支反力的計算：根據(jù)軸的支反力計算軸的彎矩和扭矩，繪制軸的水平彎矩圖（a）、垂直彎矩圖扭矩圖(b)、水平與垂直彎矩合成圖(c)、扭矩圖(d)和彎扭合成當量彎矩圖(e)，如圖6-1(a)到（e）所示。由彎扭合成當量彎矩圖可知，截面B為危險截面，計算截面B的當量彎矩：水平彎矩的計算：垂直彎矩的計算：水平與垂直彎矩合成的計算：扭矩的計算（如圖6-1e所示）：當量彎矩的計算（如圖6-1f所示）：對截面B進行強度校核：根據(jù)以上計算數(shù)據(jù)，以及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為循環(huán)變應(yīng)力，取，則截面C的計算應(yīng)力為：對于調(diào)質(zhì)的45號鋼，,明顯遠小于，故安全。6.2從動軸的設(shè)計6.2.1軸的材料從動軸的材料采用45號鋼，調(diào)質(zhì)，硬度217-255HBS，強度極限，屈服極限，彎曲疲勞極限。6.2.2軸端直徑的計算已知從動軸輸出功率為，輸出轉(zhuǎn)矩為，轉(zhuǎn)速為。根據(jù)45號鋼，查得，則軸端有一個鍵槽，軸的直徑擴大5%，即。從動軸軸端位置安裝聯(lián)軸器，根據(jù)輸出轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速，采用彈性套柱銷聯(lián)軸器，軸孔選用,孔深為則從動軸軸端的直徑為32mm。6.2.3確定軸向尺寸和各段軸徑齒輪的簡圖如6-2所示。以下是各段的尺寸（從左起）：第一段：安裝聯(lián)軸器的軸段，根據(jù)6.2.2的計算，軸徑為，長度為。第二段：與透蓋相接處，為第二階梯外伸軸，限制聯(lián)軸器向右的軸向位移，軸徑，長度。第三段：支承段，初步選定軸承6009，軸徑，長度。第四段：限制軸承向右的軸向位移，軸徑，長度。第五段：限制齒輪向左的軸向位移，軸徑，長度。第六段：安裝大齒輪，并由套筒限制大齒輪向右的軸向位移，軸徑，長度。第七段：安裝軸承6009，由套筒限制大齒輪向左的軸向位移，軸徑，長度。從動軸總長：6.1.4從動軸強度校核計算由于從動軸的受力分析與主動軸類似，由以上的主動軸的校核計算過程分析可知，從動軸的危險截面位于齒輪徑向?qū)ΨQ面上，因而只需對從動軸上大齒輪軸段的中間截面進行校核計算。因而，以下計算過程只對該截面處的受力進行分析計算。已知大齒輪分度圓直徑，從動軸扭矩，壓力角，則軸上所受的圓周力、徑向力和法向力分別為：計算水平彎矩：計算垂直彎矩：合成彎矩的計算：扭矩的計算：當量彎矩的計算：危險截面的計算應(yīng)力：

對于調(diào)質(zhì)的45號鋼，,明顯遠小于，故安全。7．滾動軸承的選擇和校核預期壽命根據(jù)減速器的工作年限計算：7.1主動軸軸承的選擇和校核計算主動軸軸承初步選定采用深溝球軸承6006。由主動軸的設(shè)計計算可知，軸承主要承受徑向力，幾乎不受軸向力的作用，因而其當量載荷為左軸承所受的徑向力為和的反作用力，由主動軸的設(shè)計計算得：又因為,取，則軸承的當量動載荷為：主動軸的轉(zhuǎn)速為，對于滾動軸承，，由GB/T276-1994可得，深溝球軸承6006的基本額定載荷為,因此故選用深溝球軸承符合要求，可安全使用。7.2從動軸軸承的選擇和校核計算從動軸軸承初步選定采用深溝球軸承6009。由從動軸的設(shè)計計算可知，軸承主要承受徑向力，幾乎不受軸向力的作用，因而其當量載荷為左軸承所受的徑向力為和的反作用力，由主動軸的設(shè)計計算得：又因為,取，則軸承的當量動載荷為：從動軸的轉(zhuǎn)速為，對于滾動軸承，，由GB/T276-1994可得，深溝球軸承6009的基本額定載荷為,因此故選用深溝球軸承符合要求，可安全使用。8．鍵的選擇計算和校核8.1主動軸上鍵連接的設(shè)計和校核計算8.1.1大帶輪與主動軸的鍵連接鍵選用圓頭普通平鍵，45號鋼，許用應(yīng)力為主動軸連接大帶輪處，按軸徑及大帶輪輪轂長，查GB/T1096-2003，選用,L取25mm。鍵的工作長度,擠壓應(yīng)力為故所設(shè)計的鍵連接安全。8.1.2小齒輪與主動軸的鍵連接鍵選用圓頭普通平鍵，45號鋼，許用應(yīng)力為主動軸安裝齒輪處，按軸徑及該段軸長，查GB/T1096-2003，選用,L取45mm。鍵的工作長度,擠壓應(yīng)力為故所設(shè)計的鍵連接安全。8.2從動軸上鍵連接的設(shè)計和校核計算8.2.1大齒輪與從動軸的鍵連接鍵選用圓頭普通平鍵，45號鋼，許用應(yīng)力為從動軸連接大齒輪處，按軸徑及大帶輪輪轂長，查GB/T1096-2003，選用,L取45mm。鍵的工作長度,擠壓應(yīng)力為故所設(shè)計的鍵連接安全。8.2.2從動軸與聯(lián)軸器的鍵連接鍵選用單圓頭普通平鍵，45號鋼，許用應(yīng)力為從動軸安裝聯(lián)軸器處，按軸徑及該段軸長，查GB/T1096-2003，選用,L取45mm。鍵的工作長度,擠壓應(yīng)力為故所設(shè)計的鍵連接安全。9．聯(lián)軸器的選擇為了隔離振動與沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器。聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩為：查GB/T4323-2002，選用TL6型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其基本參數(shù)如下：公稱扭矩：,配合軸徑：許用轉(zhuǎn)速：,配合長度：10．減速器的潤滑10.1齒輪的潤滑由齒輪設(shè)計計算可知齒輪傳動的圓周速度：，因此采用油池潤滑。齒輪的齒面接觸應(yīng)力為（輕負荷）因此對于閉式齒輪傳動，采用L-CKB潤滑油，潤滑油粘度通過以下計算得出：由圖查得40℃時潤滑油的粘度：查GB/T3141-1994得其對應(yīng)的ISO粘度等級為68，所以齒輪傳動的潤滑油采用L-CKB68。10.2軸承的潤滑已知：小軸承內(nèi)徑為,軸承轉(zhuǎn)速為大軸承內(nèi)徑為，軸承轉(zhuǎn)速為則均少于（1.52），因此軸承采用脂潤滑。查表選用鈣基潤滑脂L-XAAMHA2（GB491-1987），只需填充軸承空間的1/3-1/2，并在軸承內(nèi)側(cè)設(shè)擋油環(huán)，使油池中的油不能進入軸承以致稀釋潤滑脂。由于齒輪潤滑采用油潤滑的方式，為防止齒輪傳動中飛濺出來的潤滑油稀釋潤滑劑，在軸承與內(nèi)壁之間加裝擋油圈。11．減速箱箱體結(jié)構(gòu)及尺寸減速箱箱體采用材料灰鑄鐵HT150，剖分式箱體箱體的主要結(jié)構(gòu)尺寸如下表所示：名稱代號尺寸（mm）箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱座高度200箱座凸緣厚度12箱蓋凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地腳螺栓直徑20地腳螺栓數(shù)目4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑16箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑12聯(lián)接螺栓的間距150~200軸承端蓋螺釘直徑10檢查孔蓋螺釘直徑8定位銷直徑8至外箱壁距離26至外箱壁距離22至外箱壁距離18至凸緣邊緣距離24至凸緣邊緣距離20至凸緣邊緣距離16沉頭座直徑40,33,