二級減速器帶式輸送機(jī)傳動裝置設(shè)計2.doc

目 錄設(shè)計任務(wù)書3第一部分 傳動方案簡述.4第二部分 V帶設(shè)計8第三部分 高速級齒輪傳動設(shè)計11第四部分 低速級齒輪傳動設(shè)計17第五部分 輸入軸的設(shè)計23第六部分 中間軸的設(shè)計24第七部分 輸出軸的設(shè)計25第八部分 中間軸的校核.27第九部分 軸承壽命計算.30第十部分 減速器的潤滑與密封.32第十一部分 減速器箱體及其附件33第十二部分 附：資料索引35課程設(shè)計任務(wù)書課程名稱：機(jī)械設(shè)計設(shè)計題目：帶式輸送機(jī)的傳動裝置設(shè)計 1 。傳動系統(tǒng)示意圖方案2：電機(jī)帶傳動兩級展開式圓柱齒輪(斜齒或直齒）減速器工作機(jī)1電動機(jī)；2帶傳動；3圓柱齒輪減速器；4聯(lián)軸器；5輸送帶；6滾筒2 原始數(shù)據(jù)設(shè)計帶式輸送機(jī)傳動裝置中的二級圓柱齒輪減速器，原始數(shù)據(jù)如表所示：1234567皮帶的有效拉力F N3714.3450030004000300032004200輸送帶工作速度v m/s 0.30.851.201.001.401.301.00輸送帶滾筒直徑d mm3153554004003553003753 設(shè)計條件 1.工作條件：機(jī)械廠裝配車間；兩班制，每班工作四小時；空載起動、連續(xù)、單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)； 2.使用期限及檢修間隔：工作期限為8年，每年工作250日；檢修期定為三年；3.生產(chǎn)批量及生產(chǎn)條件：生產(chǎn)數(shù)千臺，有鑄造設(shè)備；4.設(shè)備要求：固定；5.生產(chǎn)廠：減速機(jī)廠。4 工作量 1.減速器裝配圖零號圖1張； 2.零件圖2張（箱體或箱蓋，1號圖；中間軸或大齒輪，1號或2號圖）；3.設(shè)計說明書一份約60008000字。一傳動方案簡述2.1 傳動方案說明2.1.1 將帶傳動布置于高速級將傳動能力較小的帶傳動布置在高速級，有利于整個傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)緊湊，勻稱。同時，將帶傳動布置在高速級有利于發(fā)揮其傳動平穩(wěn)，緩沖吸振，減少噪聲的特點。2.1.2 選用閉式斜齒圓柱齒輪閉式齒輪傳動的潤滑及防護(hù)條件最好。而在相同的工況下，斜齒輪傳動可獲得較小的幾何尺寸和較大的承載能力。采用傳動較平穩(wěn)，動載荷較小的斜齒輪傳動，使結(jié)構(gòu)簡單、緊湊。而且加工只比直齒輪多轉(zhuǎn)過一個角度，工藝不復(fù)雜。2.1.3將傳動齒輪布置在距離扭矩輸入端較遠(yuǎn)的地方由于齒輪相對軸承為不對稱布置，使其沿齒寬方向載荷分布不均。固齒輪布置在距扭矩輸入端較遠(yuǎn)的地方，有利于減少因扭矩引起的載荷分布不均的現(xiàn)象，使軸能獲得較大剛度。綜上所述，本方案具有一定的合理性及可行性。2.2 電動機(jī)的選擇2.2.1電動機(jī)類型和結(jié)構(gòu)型式根據(jù)直流電動機(jī)需直流電源，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本高且一般車間都接有三相交流電，所以選用三相交流電動機(jī)。又由于Y系列籠型三相異步交流電動機(jī)其效率高、工作可靠、結(jié)構(gòu)簡單、維護(hù)方便、起動性能較好、價格低等優(yōu)點均能滿足工作條件和使用條件。根據(jù)需要運送型砂，為防止型砂等雜物掉入電動機(jī)，故選用封閉式電動機(jī)。根據(jù)本裝置的安裝需要和防護(hù)要求，采用臥式封閉型電動機(jī)。Y(IP44)籠型封閉自扇冷式電動機(jī),具有防止灰塵或其他雜物侵入之特點。故優(yōu)先選用臥式封閉型Y系列三相交流異步電動機(jī)。2.2.2 已知條件皮帶有效拉力F=3714.3N輸送帶工作速度V=0.3m/s輸送帶滾筒直徑d=350mm2.2.2 選擇電動機(jī)容量(1)工作機(jī)的有效功率Pw kw(2) 由電動機(jī)至工作機(jī)的總效率 h 帶傳動V帶的效率=0.940.97 取= 0.96一對滾動軸承的效率=0.980.995 取= 0.98聯(lián)軸器的效率 =0.990.995 取= 0.99一對齒輪傳動的效率=0.960.98 取= 0.97卷筒的傳動效率=0.940.97 取= 0.96 (3) 電動機(jī)所需的輸出功率 KW2.2.3 電動機(jī)轉(zhuǎn)速展開式二級圓柱齒輪減速器傳動比：=840工作機(jī)卷筒軸轉(zhuǎn)速：r/min i =2-3 電動機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍： 2.2.4 確定電動機(jī)的型號一般同步轉(zhuǎn)速取1000r/min或1500 r/min的電動機(jī)。（1）電動機(jī)的主要參數(shù)電動機(jī)型號額定功率kw同步轉(zhuǎn)速r/min最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩滿載轉(zhuǎn)速r/min啟動轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y132M2-65.51000 2.0960 2.0（2）電動機(jī)的安裝尺寸表 （單位：mm） 電機(jī)型號Y132M 型號尺 寸HABCDEFGDGAABBHAL1322161788938801083360238185152.3 總傳動比的確定及各級傳動比的分配2.3.1 理論總傳動比 2.3.2 各級傳動比的分配(1) V帶傳動的理論傳動比 可選范圍24初取=2(2)兩級齒輪傳動的傳動比 (3)齒輪傳動中，高低速級理論傳動比的分配取，可使兩極大齒輪直徑相近，浸油深度接近，有利于浸油潤滑。同時還可以使傳動裝置外廓尺寸緊湊，減小減速器的輪廓尺寸。但過大，有可能會使高速極大齒輪與低速級軸發(fā)生干涉碰撞。所以必須合理分配傳動比，一般可在中取。取 ，又 3.7，=2.62.4 各軸轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩與輸入功率2.4.1 各軸理論轉(zhuǎn)速 (1)小帶輪轉(zhuǎn)速 r/min(2) 大帶輪轉(zhuǎn)速 r/mim(3) I軸 r/min(4) 軸 r/min(5) 軸 r/min2.4.2 各軸的輸入功率(1)電動機(jī) kw(2)軸 kw(3)軸 kw(4)軸 kw (5)卷筒軸= kw2.4.3 各軸的理論轉(zhuǎn)矩(1)電動機(jī) (2)軸 Nmm(3)軸Nmm(4)軸 = Nmm2.4.4各軸運動和動力參數(shù)匯總表軸號理論轉(zhuǎn)速（r/min）功率（kw）輸入轉(zhuǎn)矩(Nmm)傳動比電動軸9604.440189.62第I軸4803.88771643.7第II軸129.733.69271402.82.6第III軸49.903.50670788.2二、V帶設(shè)計2.1 原始數(shù)據(jù)電動機(jī)功率 kw電動機(jī)轉(zhuǎn)速 r/minV帶理論傳動比22.2 設(shè)計計算（1） 確定計算功率Pca =KAPd根據(jù)雙班制工作，每班4小時，空載啟動，連續(xù)，單向運轉(zhuǎn)，載荷穩(wěn)定，工作期限8年。 查得工作系數(shù)KA=1.0Pca =KAPd=1.04.04= 4.04 kw（2）選取普通V帶帶型根據(jù)Pca，n1確定選用普通V帶A型。 （由1P157圖8-11）（3）確定帶輪基準(zhǔn)直徑 dd1和dd2a. 初選小帶輪基準(zhǔn)直徑=75mmb驗算帶速 m/s 5m/sV25m/s帶的速度合適。 c. 計算dd2dd2 mm 取dd2 =200 mm（4）確定普V帶的基準(zhǔn)長度和傳動中心距根據(jù)0.7（dd1+dd2） a 0 2（dd1+dd2）210mm a 0600mm初步確定中心距 a 0 = 400mm帶長Ld = =1272mm 取Ld = 1400 mm計算實際中心距（5）驗算主輪上的包角= 主動輪上的包角合適（6）計算V帶的根數(shù)Z 得P0 基本額定功率 得P0=0.9576 P0額定功率的增量 P0=0.1116包角修正系數(shù) 得=0.964長度系數(shù) 得=0.96= =4.08 取Z=5根 （7）計算預(yù)緊力 F0 得qV帶單位長度質(zhì)量 q=0.10 kg/m=130.51N 應(yīng)使帶的實際出拉力 （8）計算壓軸力FP 得=1297.53 N2.3帶傳動主要參數(shù)匯總表帶型基準(zhǔn)長度Ldmm根數(shù)Z小帶輪直徑dd1mm大帶輪直徑dd2mm中心距ammA140051002004642.4 帶輪材料及結(jié)構(gòu)（1）帶輪的材料主要采用鑄鐵，常用材料的牌號為HT150或HT200( 2 ) 大 帶輪的結(jié)構(gòu)形式為孔板式三、 高速級齒輪傳動設(shè)計一 選齒輪類、精度等級、材料及齒數(shù)1 為提高傳動平穩(wěn)性及強(qiáng)度，選用斜齒圓柱齒輪；2 因為運輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度；3 為簡化齒輪加工工藝，選用閉式軟齒面?zhèn)鲃有↓X輪材料：45號鋼調(diào)質(zhì) HBS1=220接觸疲勞強(qiáng)度極限MPa （由1P209圖10-21d）彎曲疲勞強(qiáng)度極限 Mpa （由1P209圖10-20c）大齒輪材料：45號鋼正火 HBS2=190接觸疲勞強(qiáng)度極限 MPa （由1 P209圖10-21c） 彎曲疲勞強(qiáng)度極限 Mpa （由1 P209圖10-20b）4初選小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)Z2 = Z1= 243.7=88.8取895初選螺旋角二 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 計算公式： mm （由1P218式10-21） 1 確定公式內(nèi)的各計算參數(shù)數(shù)值初選載荷系數(shù)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 Nmm齒寬系數(shù) （由1P205表10-7） 材料的彈性影響系數(shù) Mpa1/2 （由1P201表10-6）區(qū)域系數(shù) （由1 P217圖10-30）， （由1P215 圖10-26） 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)接觸疲勞壽命系數(shù) （由1P207圖10-19）接觸疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù) 取 MPa2 計算（1）試算小齒輪分度圓直徑=57.2mm（2）計算圓周速度 1.44m/s（3）計算齒寬b及模數(shù)mnt mm b/h=11（4）計算縱向重合度（5） 計算載荷系數(shù) 1使用系數(shù) 根據(jù)電動機(jī)驅(qū)動得2動載系數(shù) 根據(jù)v=1.44m/s、 7級精度3按齒面接觸強(qiáng)度計算時的齒向載荷分布系數(shù) 根據(jù)小齒輪相對支承為非對稱布置、7級精度、=0.8、 mm，得 =1.2904按齒根彎曲強(qiáng)度計算時的齒向載荷分布系數(shù) 根據(jù)b/h=11、 5齒向載荷分配系數(shù)、 假設(shè)，根據(jù)7級精度，軟齒面?zhèn)鲃?，?1.01.11.21.290=1.7028（6） 按實際的載荷系數(shù)修正所算得的分度圓直徑 三 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 1 確定計算參數(shù)（1）計算載荷系數(shù)（2）螺旋角影響系數(shù) 根據(jù)縱向重合系數(shù)，得0.88（3）彎曲疲勞系數(shù)KFN 得 （4）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 得（5）計算當(dāng)量齒數(shù)ZV，（6）查取齒型系數(shù)YF 應(yīng)力校正系數(shù)YS 得 （7）計算大小齒輪的 并加以比較 比較 59.01mm220.3mm4 計算齒輪寬度b =59.7mm 圓整后 65mm 60 mm四、 低速級齒輪傳動設(shè)計一 選齒輪類、精度等級、材料及齒數(shù)1 為提高傳動平穩(wěn)性及強(qiáng)度，選用斜齒圓柱齒輪；2 因為運輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級精度；3 為簡化齒輪加工工藝，選用閉式軟齒面?zhèn)鲃有↓X輪材料：45號鋼調(diào)質(zhì) HBS3=220接觸疲勞強(qiáng)度極限MPa （由1P209圖10-21d）彎曲疲勞強(qiáng)度極限 Mpa （由1 P209圖10-20c）大齒輪材料：45號鋼正火 HBS4=190接觸疲勞強(qiáng)度極限 MPa （由1 P209 圖10-21c） 彎曲疲勞強(qiáng)度極限 Mpa （由1 P209圖10-20b）4初選小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)Z4= Z3= 282.6=72.8取735初選螺旋角二 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計 計算公式: mm （由P2181式10-21） 1. 確定公式內(nèi)的各計算參數(shù)數(shù)值初選載荷系數(shù)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 Nmm齒寬系數(shù) （由1P156表10-7） 材料的彈性影響系數(shù) Mpa1/2 （由1P201表10-6）區(qū)域系數(shù) （由1P217 圖10-30）， （由1 P215圖10-26） 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)接觸疲勞壽命系數(shù) （由1P207圖10-19）接觸疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù) 取 MPa2. 計算（1）試算小齒輪分度圓直徑=94.16mm（2）計算圓周速度0.64m/s（3）計算齒寬b及模數(shù)mnt mmb/h=75.328/7.34=10.26（4）計算縱向重合度 （5） 計算載荷系數(shù) 1.使用系數(shù) 根據(jù)電動機(jī)驅(qū)動得2.動載系數(shù) 根據(jù)v=0. 77m/s 7級精度3. 按齒面接觸強(qiáng)度計算時的齒向載荷分布系數(shù) 根據(jù)小齒輪相對支承為非對稱布置、7級精度、=0.8 mm，得 =1.2974. 按齒根彎曲強(qiáng)度計算時的齒向載荷分布系數(shù) 根據(jù)b/h=10.25 5. 齒向載荷分配系數(shù)、 假設(shè)，根據(jù)7級精度，軟齒面?zhèn)鲃?，?=11.11.41.297=1.997（6） 按實際的載荷系數(shù)修正所算得的分度圓直徑 101.38mm三 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計 1 確定計算參數(shù)（1）計算載荷系數(shù)K （2）螺旋角影響系數(shù) 根據(jù)縱向重合系數(shù)，得0.88（3）彎曲疲勞系數(shù)KFN 得 （4）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 得（5）計算當(dāng)量齒數(shù)ZV， ，（6）查取齒型系數(shù)YF 應(yīng)力校正系數(shù)YS 得 （7）計算大小齒輪的 并加以比較 比較 S，故危險截面是安全的九. 軸承壽命計算1、 減速器各軸所用軸承代號普通齒輪減速器，其軸的支承跨距較小，較常采用兩端固定支承。軸承內(nèi)圈在軸上可用軸肩或套筒作軸向定位，軸承外圈用軸承蓋作軸向固定。設(shè)計兩端固定支承時，應(yīng)留適當(dāng)?shù)妮S向間隙，以補(bǔ)償工作時受熱伸長量。項目軸承型號外形尺寸（mm）安裝尺寸（mm）dDBD1minD2maxramax高速軸70206C30621636561中間軸70207C35721742651低速軸70211C551002164911.52、低速軸軸承壽命計算2.1 預(yù)期壽命從減速器的使用壽命期限考慮，軸承使用期限為8年(年工作日為260天)。預(yù)期壽命=242608=16640 h2.2 壽命驗算1 ) 軸承所受的徑向載荷Fr和軸向載荷Fa 2) 當(dāng)量動載荷P1和P2低速軸軸承選用70211C，由1p321表（13-6）得到已知，（常溫）/ =0.010,由插值法得到e=0.15/Fr1=617.52/2303.374=0.26e,X=0.56,Y=2.5=fp(XFr1+Y)=1.2(0.56x2303.374+2.5x617.52)=3400.42N/C0r=0.048由插值法得到e=0.248/Fr2=3035.1/4151.75=0.73e, X=0.56,Y=1.794=fp(XFr2+Y)=1.2(0.56x4151.75+1.794x3035.1)=9323.94N取Pmax=9392.94N3）驗算軸承壽命因為，所以按軸承2的受力大小驗算hL ，所以所選軸承可滿足壽命要求。十. 減速器的潤滑與密封1、齒輪傳動的潤滑各級齒輪的圓周速度均小于12m/s，所以采用浸油潤滑。另外，傳動件浸入油中的深度要求適當(dāng)，既要避免攪油損失太大，又要充分的潤滑。油池應(yīng)保持一定的深度和儲油量。兩級大齒輪直徑應(yīng)盡量相近，以便浸油深度相近。2、 潤滑油牌號閉式齒輪傳動潤滑油運動粘度為220mm2/s。選用N220工業(yè)齒輪油。3、軸承的潤滑與密封由于高速級齒輪的圓周速度小于2m/s，所以軸承采用脂潤滑。由于減速器工作場合的需要，選用抗水性較好，耐熱性較差的鈣基潤滑脂。軸承內(nèi)密封：由于軸承用油潤滑，為了防止齒輪捏合時擠出的熱油大量沖向軸承內(nèi)部，增加軸承的阻力，需在軸承內(nèi)側(cè)設(shè)置擋油盤。軸承外密封：在減速器的輸入軸和輸出軸的外伸段，為防止灰塵水份從外伸段與端蓋間隙進(jìn)入箱體，所有選用氈圈密封。4、減速器的密封減速器外伸軸的密封件，具體由各軸的直徑取值定，軸承旁還設(shè)置封油盤。十一. 減速器箱體及其附件1、箱體結(jié)構(gòu)形式及材料本減速器采用剖分式箱體，分別由箱座和箱蓋兩部分組成。用螺栓聯(lián)接起來，組成一個完整箱體。剖分面與減速器內(nèi)傳動件軸心線平面重合。為了保證箱體剛度。在軸承座處設(shè)有加強(qiáng)肋。減速器箱體用HT200制造。鑄鐵具有良好的鑄造性能和切削加工性能，成本低。鑄造箱體多用于批量生產(chǎn)。2、箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸表（單位：mm）名稱數(shù)值(mm)箱座壁厚=8箱蓋壁厚1=10箱體凸緣厚度b=12b1=15b2=20加強(qiáng)肋厚m=6.8m1=6.8地腳螺釘直徑18.6地腳螺釘數(shù)目n=4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑M16箱蓋、箱座聯(lián)接螺栓直徑M12軸承蓋螺釘直徑和數(shù)目高速軸選用M8n=6中間軸選用M8n=6低速軸選用M12n=6軸承蓋（軸承座端面）外徑高速軸108中間軸13