機械設計課程設計帶傳動-單級圓柱斜齒減速器

機械設計課程設計計算說明書帶傳動－單級圓柱斜齒減速器目錄一、機械設計任務書……………………3二、傳動方案擬定………3三、電動機的選擇………4四、計算總傳動比及分配各級的傳動比………………5五、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算…………5六、傳動零件的設計計算………………6七、軸的設計及其校核計算……………11八、滾動軸承的選擇和校核……………21九、鍵聯(lián)接的選擇及校核………………23十、聯(lián)軸器的選擇………24十一、潤滑和密封類型的選擇…………24十二、減速器的附件選擇設計…………25十三、減速器箱體設計…………………26十四、小結(jié)………………27十五、參考資料…………27機械設計任務書1、設計題目設計用于帶式運輸機的“帶傳動－單級圓柱斜齒減速器”，圖示如下，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，空載啟動，使用期限10年，小批量生產(chǎn)，兩班制工作，運輸帶速度允許誤差為±5%。2、設計數(shù)據(jù)運輸帶工作拉力F（N）運輸帶工作速度V(m/s)卷筒直徑D(mm)17501.32403、設計要求1、每人單獨一組數(shù)據(jù)，要求獨立認真完成。2、按時完成設計圖繪制。圖紙要求：（1）、按照裝配圖繪制要求減速器裝配圖一張（A0）。（2）、按照零件圖繪制要求繪制零件圖兩張（A3，齒輪、軸）。3、按時完成設計計算說明書1份。4、課程設計的主要內(nèi)容：

1．確定或評價傳動裝置的總體設計方案，；

2．選擇電動機；

3．計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)；

4．傳動零件、軸的設計計算；

5．軸承、聯(lián)接件、潤滑密封和聯(lián)軸器的選擇及校驗計算；

6．機體結(jié)構(gòu)及其附件的設計；

7．繪制裝配圖及零件工作圖；

8．編寫設計計算說明書。5、主要參考資料：1.機械設計課程指導書；2.機械設計、機械制圖、機械工藝、形位公差等相關(guān)教材；3.機械設計手冊。二、傳動方案的擬定及說明1、傳動系統(tǒng)的作用：作用：介于機械中原動機與工作機之間，主要將原動機的運動和動力傳給工作機，在此起減速作用，并協(xié)調(diào)二者的轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩。運輸帶工作拉力運輸帶工作拉力F=1750N運輸帶工作速度V=1.3m/s卷筒直徑D=240mm此傳動方案的特點：特點：結(jié)構(gòu)簡單、效率高、容易制造、使用壽命長、維護方便。帶傳動靠摩擦力工作，傳動平穩(wěn)，能緩沖吸震，噪聲小，但傳動比不準確；斜齒輪傳動的平穩(wěn)性比較好，承載能力大。另外，該方案的電機不會與箱體發(fā)生干涉。技術(shù)條件與說明：1）傳動裝置的使用壽命預定為10年每年按300天計算，兩班制工作每班按8小時計算；2）工作機的載荷性質(zhì)是較平穩(wěn)、空載啟動，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35度。3）電動機的電源為三相交流電，電壓為380/220伏；4）傳動布置簡圖是由于受車間地位的限制而擬訂出來的，不應隨意修改，但對于傳動件的型式，則允許作適宜的選擇；5）輸送帶允許的相對速度誤差≤±5%。三、電動機的選擇1.選擇電動機的類型按工作要求和工作條件選用Y系列三相交流異步電動機。電壓380V。2.選擇電動機的容量工作機的有效功率為：Pw=從電動機到工作機輸送帶間的總效率為：ηΣ式中，η1、η2、η3、η4、η5分別為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動、卷筒和帶傳動的傳動效率。由《機械設計課程設計》14-7可知：η1=0.99，η2=0.98，η3=0.97，η4=0.96，η5=0.96ηΣ所以電動機所需工作功率為：Pd=P3.確定電動機的轉(zhuǎn)速由《機械設計課程設計》查表可知V帶傳動比i=2~4.單級圓柱斜齒減速器傳動比i=3~6，則=6~24.工作機卷筒軸的轉(zhuǎn)速為：nw所以電動機轉(zhuǎn)速的范圍為：nd==綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格等因素，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機。根據(jù)電動機的類型、容量和轉(zhuǎn)速，由《機械設計課程設計》表22.1選定電動機的型號為：Y-132S-6，其主要性能如下表：電動機型號額定功率/kw滿載轉(zhuǎn)速（r/min）Y132S-639602.02.0四.傳動裝置的總傳動比并分配傳動比1.傳動比iΣi2.分配傳動比。由IΣ=iI×iiⅡ=9.28÷五.計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)0軸：0軸即電動機軸P0=Pd=2.758kw

TⅠ軸：P1=P0?η1=2.758×nⅠ=nm=960TⅡ軸：P2=P1?ηnⅡ=TⅢ軸：P3=P2?nⅢ=T卷筒軸：P卷=P3?nT將以上結(jié)果匯總于下表：（命名為表1）軸名功率P/（kw）轉(zhuǎn)矩T/（N?m）轉(zhuǎn)速n/（r/min）傳動比i效率電機軸2.75827.4496010.99Ⅰ軸2.7327.169602.50.94Ⅱ軸2.5763.583843.7120.95Ⅲ軸2.44225.25103.4510.97卷筒軸2.37218.55103.45表1

六．傳動零件的設計計算（一）皮帶輪的傳動設計（以下查表數(shù)據(jù)均來源于《機械設計》第八版）1.確定計算功率由《機械設計》第八版查表8-7得工作情況系數(shù)kP2.選擇V帶的帶型根據(jù)Pca3.確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速V（1）初選小帶輪的基準直徑dd，由表8-6和表8-8，取小帶輪的基準直徑dd1=140mm（2）驗算帶速Vv=因為5m/s<（3）計算大帶輪的基準直徑dd2，d根據(jù)表4.確定V帶的中心距a和基準長度Ld（1）根據(jù)式（8-22）初定中心距a（2）計算帶所需的基準長度L=2×600+≈1996mm選帶的基準長度Ld=2000mm。（3）計算實際中心距aa≈a-0.015所以中心距的變化范圍為：5.驗算小帶輪上的包角a6.計算帶的根數(shù)Z（1）計算單根V帶的額定功率Pr由d于是：=1.71kw（2）計算V帶的根數(shù)ZZ=7.計算單根V帶的初拉力的最小值由表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量q=0.10kg/m，所以，(F8.計算壓軸力壓軸力的最小值為：(FP（二）斜齒齒輪設計（以下查表數(shù)據(jù)均來源于《機械設計》第八版）1.選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）按照題目所給的傳動方案，用圓柱斜齒齒輪。（2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。（GB10095-88）（3）材料選擇：由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。（4）選小齒輪的齒數(shù)Z1=24，則Z(5)選取螺旋角。初選螺旋角β=2.按齒面接觸強度設計按式（10-21）試算：d（1）確定公式內(nèi)的各個計算數(shù)值1）．試選載荷系數(shù)。K2）．計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。由表1可查得T2=63.58N?m3)．由表10-7選取齒寬系數(shù)4）．由表10-6查的材料的彈性影響系數(shù)5）．由圖10-21（d）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。6）．計算應力循環(huán)次數(shù)。N7）.由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN18）．計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得σσ9).由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Z10).由圖10-26查得ε11).許用接觸應力σH=σH1（2）計算1)．計算小齒輪分度圓直徑dd2）．計算圓周速度V。V=3）．計算齒寬b及模數(shù)mnt.b=?dmnt=h=2.25bh=4）．計算縱向重合度εβ。ε5）.計算載荷系數(shù)K.已知使用系數(shù)KA=1,根據(jù)v=0.98m/s，7級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)KV=1.08;由表10-4查得KHβ=1.311;由圖10-13查得KK=6）.按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得d7）.計算模數(shù)mnm3.按齒根彎曲強度設計由式（10-17）得彎曲強度的設計公式為m（1）確定公式內(nèi)的各個計算數(shù)值1)．由圖10-20c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；2)．由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)K3).計算彎曲疲勞許用力。取彎曲疲勞系數(shù)S=1.4。σσ4）．計算載荷系數(shù)K。K=5）根據(jù)縱向重合度εβ=1.903，從圖10-286）計算當量齒數(shù)。ZZ7)．查取齒形系數(shù)。由表10-5查得Y8)．查取應力校正系數(shù)。Y9)．計算大、小齒輪的并加以比較。YY大齒輪的數(shù)值大。（2）設計計算m對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪的模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強度算得模數(shù)m=1.73mm圓整為標準值m=2.0mm，按接觸強度算得的分度圓直徑d1z取z1=24.這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。4.幾何尺寸計算（1）計算中心距a=將中心距圓整為116mm.（2）按圓整后的中心距修正螺旋角β=因β值改變不多，故參數(shù)εa（3）計算大、小齒輪分度圓直徑dd（4）計算齒輪寬度b=?dd1故取B25.結(jié)構(gòu)設計及繪制齒輪零件圖(詳見所附零件圖圖紙)七．軸的設計及其校核計算（一）高速軸的設計1.輸在軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩由上可知：=2.57kw,=6.358×104N?mm,2.求作用在齒輪上的力。FFF3.初步確定軸的最小直徑由于減速器傳遞功率不大，選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。查表15-3得A0=103~126d取中間值d考慮到有鍵槽對其強度的影響，故需把軸徑加大（5-7）%故取d=21.575×（1+5%~7%）=22.65~23.085，取d=24mm4.軸的結(jié)構(gòu)設計擬定零件的裝配方案，如下圖BBC根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度，從右開始設計。由于在L11這段上所連接的是大帶輪，根據(jù)它的扭轉(zhuǎn)強度已經(jīng)計算得到此處的最小直徑，在這個直徑下是滿足大帶輪所傳遞的扭矩的強度，故d1=dminL取L=42mm，為了使帶輪上的擋板壓緊帶輪而不是壓到軸，所以軸段長度略小于其輪轂值，取初選滾動軸承。一般運輸機傳遞載荷不是很大，由斜齒產(chǎn)生的軸向力不是很大，再根據(jù)這段軸的尺寸，可選擇7307C型軸承。查《機械設計課程設計》表12.2得，d3=d7=35mm，要求的定位軸肩是由該說明書后面的箱體設計可以得到L7＝40mm。該箱體壁與齒輪的距離L6=L3＝15mm,如果再按照這種方法選擇下去，那么d5=48mm，這樣會使齒輪的齒根到鍵槽頂?shù)木嚯x小于2mtL5處的寬度大于1.4h，取L5=則L同樣，也就確定了L1至此，已初步了軸的各段直徑和長度。軸上零件的周向定位大帶輪與軸的周向定位采用平鍵鏈接。按該截面直徑查《課設》表11.28采用b×h×L＝8mm確定軸上圓角和倒角尺寸按照《課設》表9.8確定軸兩端的倒角均為1×45°，各處圓角半徑都為1.65.軸的受力分析根據(jù)結(jié)構(gòu)圖畫出軸的受力簡圖Fa1Fa1Fr1F帶輪Ft1FV1FV276.5受力計算由計算可得FFF由前面帶輪的壓軸力計算可知F計算支反力在垂直面內(nèi)進行計算FFVMMM在水平面內(nèi)進行計算FM畫出彎矩圖和扭矩圖彎矩圖：單位NMMMM38620560455370379832680635370356852扭矩圖：單位N56852T56852T由彎扭圖上看，截面B是危險面?，F(xiàn)將計算出的截面B處的MH、表3載荷水平面垂直面支反力FFFF彎矩MMMMM總彎矩MMM扭矩T按彎扭合成應力校核軸的強度只對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面進行校核，由于軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取α=0.6σ根據(jù)前面選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表15-1查得σ-1=60二、低速軸的設計材料選擇及熱處理由于減速器傳遞的功率不大，可以和高速級軸的材料一致。并做調(diào)質(zhì)處理。初定軸的最小直徑按扭轉(zhuǎn)強度條件，可得軸的直徑計算式d由《機械設計》表15-3查得A0=103~126，由第一部分的表1可查得所以d由于該軸有一個鍵槽，故軸的直徑應加大5~7%，故d聯(lián)軸器的選擇根據(jù)軸所傳遞的扭矩T＝查《機械設計課程設計》表19-5選用聯(lián)軸器40×84GB/T4323-1984綜合考慮，取d軸的結(jié)構(gòu)設計擬定結(jié)構(gòu)方案如下圖：根據(jù)軸各定位的要求確定軸的各段直徑和長度從左端開始。為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，L1軸段右端需制出一軸肩，故取d2=46mm。由于前面已經(jīng)對聯(lián)軸器進行了選擇，故d1=40mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm初步選擇滾動軸承。根據(jù)d2=46mm，初步選擇0基本游隙組，選用角接觸球軸承，由于該軸上軸力相對較大，故選擇AC系列的軸承，查《課設》表12.2，選用7210AC，其尺寸為d×D×取安裝齒輪處的軸段的直徑d4=55mm，為了使套筒更加壓緊齒輪，此軸段應略小于輪轂的寬度，故取L4=52mm，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩的高度h>0.07d=0.07×55=3.85mm軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離為30mm，故取取齒輪與箱體之間的距離為15mm（由后面的箱體設計確定）。滾動軸承到箱體的距離為10mm，則L至此，已初步確定了軸的各段直徑及長度。軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接。半聯(lián)軸器與軸的連接，按直徑d1由《課設》表11.28查得平鍵選為b×h×L=16mm×10mm×40mm，配合為H7k確定軸上圓角和倒角尺寸參考《課設》表9.8，取軸端倒角為2×45°，C、D、E處的圓角半徑r=2mm，A、B處的圓角半徑軸的受力分析畫出軸的受力簡圖FFF6461FFF進行受力計算由計算得大齒輪：FFF由于齒輪在嚙合時有效率損失，因此兩齒輪上的力不能簡單的相等。因而，每個齒輪的值都應分開計算。支反力計算垂直面內(nèi)：FFMM水平面內(nèi)：FFM畫出彎矩、扭矩圖彎矩圖：(單位：N?54271.7M54271.7MMM201676998.47702594203扭矩圖：(單位：N?TT273000225250由彎扭圖上看，截面C-D是危險面?，F(xiàn)將計算出的截面C-D處的MH表4載荷水平面垂直面支反力FFFFF彎矩MMMM總彎矩MM扭矩T按彎扭合成應力校核軸的強度只對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面進行校核，由于軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力，取α=0.6σ根據(jù)前面選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由《課程設計》表15-1查得σ-1=60至此，高速級、低速級兩根軸的設計已經(jīng)完成了。八．滾動軸承的選擇和校核1.高速軸上的滾動軸承的校核。（1）根據(jù)條件，軸承預計壽命為：（2）初選的滾動軸承為：7307C型軸承。查相關(guān)手冊可知：內(nèi)徑d=35mm,外徑Ｄ=80mm,寬度B=21mm,基本額定動載荷C=34.2KN,基本靜載荷CO=26.8KN。（3）計算。由于軸向載荷為零，故有，，其中取=1.2。由軸的計算可知，，而：故，F(xiàn)r1>FFP=取=1.0，由公式知，L所以，。軸承壽命滿足。2.低速軸上的滾動軸承的校核。（1）根據(jù)條件，軸承預計壽命為：（2）初選的滾動軸承為：深溝球軸承7210AC。查相關(guān)手冊可知：內(nèi)徑d=50mm,外徑Ｄ=90mm,寬度B=20mm,C（3）計算。由于軸向載荷為零，故有，，其中取=1.2。由軸的計算可知所以Fr1>Fr1P=取=1.0，由公式知，

Lh所以，。軸承壽命滿足。九．鍵連接的選擇及校核1.高速軸上的鍵的連接。選擇鍵連接的類型和尺寸一般8級以上精度的齒輪有定心精度的要求，應選用平鍵連接。由于在這根軸的鍵是在軸端，而軸端的直徑又很小，所以選用單圓頭鍵（C型）。由軸的設計里已確定的鍵尺寸為b校核鍵連接的強度鍵、軸的材料都是鋼，而帶輪的材料為鑄鐵，由《機械設計》表6-2查得擠壓應力σp=50~60MPa。鍵工作長度l計算擠壓強度σ由于有σp故，該鍵滿足要求。2.低速軸上的鍵的連接。(1)選擇鍵連接的類型和尺寸一般8級以上精度的齒輪有定心精度的要求，應選用平鍵連接。由于鍵槽不在軸端，故選用普通平鍵（A型）。由低速軸的設計里已確定的鍵尺寸為齒輪處：b聯(lián)軸器處：b（2）校核鍵連接的強度鍵、軸、齒輪和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由《機械設計》表6-2查得擠壓應力σp=100~120MPa齒輪處鍵工作長度l=L-計算擠壓強度σ故，該鍵滿足要求。聯(lián)軸器處鍵工作長度l=L-計算擠壓強度sadfasdfσ故asdf，該鍵滿足要求。鍵的asdf標記為：鍵12×70GB/T1096—2003十．聯(lián)軸器的選擇由機械設計手冊查得，根據(jù)已知條件，選用按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊，選用LT6型彈性套柱銷聯(lián)軸器Y型，半聯(lián)軸器的孔徑為d=40mm，。查《機械設計課程設計》表19-5選用聯(lián)軸器40×84GB/T4323-1984十一.潤滑和密封類型的選擇1.齒輪的潤滑因齒輪的圓周速度v所以才用浸油潤滑的潤滑方式。大齒輪浸入油高度不宜超過1個齒高（不小于10mm）。2．滾動軸承的潤滑對于高速級軸承dn對于低速級軸承dn它們的dn值都很小，故選用脂潤滑，滾動軸承的裝脂量一般以軸承內(nèi)部空間容積的13~密封形式由于在軸承端處的軸表面速度vv兩者的速度都小于3m十二.減速器的附件選擇設計窺視孔和窺視孔蓋為了檢查傳動件的嚙合情況，并向機體內(nèi)注入潤滑油，應在機體上設置窺視孔。窺視孔應設置在減速器機體的上部，可以看到所有什么支件嚙合的位置，以便檢查齒面接觸斑點和齒側(cè)間隙，檢查輪齒的失效情況和潤滑狀況。放油孔及放油螺塞更換油時，應把污油全部排出，并進行機體內(nèi)清洗。因此，應在機體底部油池最低位置開設放油孔。平時，放油孔用油螺塞和防漏墊圈壎。為了便于加工，放油孔處的機體外壁應有加工凸臺，經(jīng)機械加工成為放油螺塞頭部的面，并加封油墊圈以免漏油，封油墊圈可用石棉橡膠板或皮革制成，放油螺塞帶有細牙螺紋。油面指示器油面指示器用來顯示油面的高度，以保證油池有正常的油量。油面指示器一般設置在機體便于觀察，油面較穩(wěn)定的部位。在保證順利拆裝和加工的前提下，不與機體凸緣相干涉，油標尺的位置盡量高一些。與油面的夾角為45°。通氣器減速器運轉(zhuǎn)時，由于摩擦生熱時使機體內(nèi)溫度升高，若機體密閉，則機體內(nèi)氣壓會增大，導致潤滑油縫隙及密封外向處滲漏。故在蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器。吊環(huán)為了拆裝和搬運，應在機蓋上設置吊環(huán)，根據(jù)《課設》表11.14選擇標準件。定位銷為了保證軸承座孔的加工和裝配精度，在機蓋和機座用螺栓連接后在鏜孔之前，在連接凸緣上應裝配兩個定位銷。兩定位銷成非對稱布置，以加強定位效果。啟蓋螺釘為了提高密封性能，機蓋與機座連接凸緣的結(jié)合面上，常涂有水玻璃和密封膠，因此，連接結(jié)合較緊不易分開。故，在凸緣上安裝1~2個啟蓋螺釘。十三.減速器箱體設計名稱符號值