用于帶式運輸機二級圓柱齒輪傳動減速器課程設計

1、目 錄一、設計任務書1二、傳動方案的擬定及說明2三、電動機的選擇3四、傳動裝置的運動和動力參數(shù)3五、傳動件的設計與計算41、v帶輪的設計與計算42、高速級齒輪組的設計與強度校核63、低速級齒輪組的設計與強度校核9六、軸的設計與計算121、高速軸的設計與計算122、中間軸的設計與計算142、低速軸的設計與計算17七、滾動軸承的計算與校核201、高速軸上軸承（7206ac）的計算與校核202、中間軸上軸承（7208ac）的計算與校核213、低速軸上軸承（7212ac）的計算與校核22八、鍵聯(lián)接的選擇及校核23九、潤滑方式的選擇與密封24十、減速器附件的選擇24十一、減速箱體的參數(shù)25十二、設計小結

2、26十三、參考資料26設計計算及說明（第1頁）結果一、課程設計任務書題目名稱帶式運輸機傳動裝置學生學院機電工程學院專業(yè)班級機械設計姓 名學 號1、課程設計內(nèi)容設計一帶式運輸機傳動裝置（見 圖1）。設計內(nèi)容應包括：傳動裝置的總體設計；傳動零件、軸、軸承、聯(lián)軸器等的設計計算和選擇；減速器裝配圖和零件工作圖設計；設計計算說明書的編寫。圖2為參考傳動方案。圖1 帶式運輸機傳動裝置圖2 參考傳動方案2、課程設計的要求與數(shù)據(jù)已知條件： 1運輸帶工作拉力：f = 3.7 kn； 2運輸帶工作速度：v = 1.5 m/s； 3卷筒直徑： d = 300 mm； 4使用壽命： 8年； 5工作情況：兩班制，連續(xù)單

3、向運轉，載荷較平穩(wěn)； 6制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量。 7工作環(huán)境：室內(nèi)，輕度污染環(huán)境； 8邊界連接條件：原動機采用一般工業(yè)用電動機，傳動裝置與工作機分別在不同底座上，用彈性聯(lián)軸器連接。設計計算及說明（第2頁）結果3、課程設計應完成的工作1減速器裝配圖1張； 2零件工作圖 2張；3設計說明書 1份。二、傳動方案的擬定及說明系統(tǒng)總體方案：電動機傳動系統(tǒng)執(zhí)行機構；初選三種傳動方案，如下：(a)二級圓柱齒輪傳動 (b)為渦輪渦桿減速器 (c)為二級圓柱圓錐減速器系統(tǒng)方案總體評價：（）方案為整體布局最小，傳動平穩(wěn)，而且可以實現(xiàn)較大的傳動比，但是帶式運輸機要求長時間的工作，由于渦桿傳動效率

4、低，功率損失大，很不經(jīng)濟。（c）方案布局比較小，但是圓錐齒輪加工困難，特別的是大直徑，大模數(shù)的錐輪，所以一般不采用。（a）方案采用二級圓柱齒輪減速器，適合于繁重及惡劣條件下長期工作，使用與維護方便。（缺點：結構尺寸稍大）高速級常用斜齒，低速級可用直齒或斜齒。由于相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪在遠離轉矩輸入端，以減少因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均的現(xiàn)象。常用于載荷較平穩(wěn)的場合，應用廣泛。傳動比范圍：i = 8 60最終方案確定：電動機傳動系統(tǒng)執(zhí)行機構（如下圖）設計計算及說明（第3頁）結果三、電動機的選擇1、電動機類型和結構形式因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉，

5、無特殊要求。所以選用常用的臥式封閉型y系列三相異步交流的電動機。其效率高、工作可靠、結構簡單、維護方便、價格低等優(yōu)點。2、電動機容量 （1）卷同軸的輸出功率： （2）電動機輸出功率pd 參考機械設計基礎課程設計指導書p12頁表2.2常用機械傳動效率?。?普通v帶 =0.90 滾動軸承 =0.99 圓柱齒輪 =0.98彈性聯(lián)軸器 = 0.99 滑動軸承=0.99 滾筒及運輸帶效率： = 0.9所以，傳動裝置總效率為：總=v帶滾齒滾齒滾 聯(lián)滑 平帶=0.740電動機所需功率為 3、驅動額定功率ped參考機械設計基礎課程設計指導書p188頁表16.1，選用電動機額定功率 ped = 7.5kw 4、

6、電動機轉速查課程設計表2.1，v帶傳動比范圍 i1=24，圓柱齒輪傳動比范圍 i2=36, 驅動卷筒的轉速所以電動機轉速的可旋范圍為： n = nwi1i2i2172013758r/min5、電動機型號的確定查課程設計表16.1y系列籠型三相異步交流電動機同步轉速有：3000r/min、1500r/min、1000r/min、750r/min；選取電動機的轉速為 n = 3000r/ min,取電動機型號為y132s22，所選取電動機： 額定功率為 滿載轉速為 i= / =2900/95.54 =30.35三級傳動時i=1550，故電動機合格。四、傳動裝置的運動和動力參數(shù)1、傳動裝置總傳動比

7、i= / =2900/95.54 =30.352、合理分配各級傳動比取v帶傳動比i1 = 3，則減速箱的傳動比為：i2 = i/ i1 = 10.12 減速箱采用二級減速：i2 = i21i22 i高=（1.11.5）i低 取 i21 = 1.3i22 則 i21 = 3.627 i22 = 2.79=5.55=0.74=7.5i21=3.627 i22=2.79設計計算及說明（第4頁）結果3、傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算（1）各軸轉速：電動機軸為0軸，減速箱輸入軸（高速軸）為1軸，中間軸為2軸，輸出軸（低速軸）為3軸。n0= n1= n2 = n3 = （2）各軸的輸入功率： （3）各軸轉矩

8、：電動機的輸出轉矩： 各軸的輸入轉矩： 同理 4、附錄：運動和動力參數(shù)計算結果整理于下表項目電動機高速軸中間軸低速軸轉速r/min290096726796功率kw7.56.756.556.35轉矩nm24.96866.662234.279631.693傳動比33.6272.79效率0.900.970.97五、傳動件的設計與計算 1、v帶輪的設計與計算（1）確定計算功率 工作情況：兩班制,連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)查機械設計表87（156頁）得ka = 1.3計算功率pca pca = ka ped =1.27.5=9kw（2）選擇帶型根據(jù)計算功率pca和小帶輪轉速n1 ，查機械設計圖811，,擇

9、a型普通帶（3）確定帶輪基準直徑并驗算帶速查機械設計表86，a型v帶輪最小直徑：dmin =75mm查機械設計表88，初選小帶輪的基準直徑，dd1= 90mm從動輪基準直徑：dd2 = d1i1 = 903 = 270mm查機械設計表88，從動輪基準直徑取dd2 = 280mmv = 3.14dd1n1/601000 = 13.659m/s （v=525m/s，符合）（4）確定中心距、帶的基準長度及包角初定中心距，根據(jù)式 可得：259mma0740mm 動力參數(shù)如左pca=9kwdd1= 90mmdd2=280mm設計計算及說明（第5頁）結果初步確定中距a0 = 400mm據(jù)教材機械設計式82

10、2初步計算帶的基準長度ld = 2a0 + 3.14(dd1 + dd2)/2 + (a0 = 1404mm由表82選帶的基準長度: ld = 1400mm查機械設計式821計算實際中心距 （5）驗算小輪包角由機械設計式825， （6）計算v帶的根數(shù)按0.07d，取h=5mm，則軸環(huán)處的直徑為=60mm，軸環(huán)寬度b1.4h，取=17.5m（即齒輪之間的距離為17.5mm）。 同理，低速級小齒輪的輪轂寬度為90mm，=85mm左端齒輪根據(jù)分析以及大小齒輪中心配和可知，高速級大齒輪距內(nèi)壁為18.5mm，又鑄造誤差為10mm，所以=18+10+18.5+4=50.5mm。 同理，低速級小齒輪距內(nèi)壁為

11、16mm，所以=18+10+16+5=49mm。（6）軸向零件的周向定位 高速齒輪與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。由鍵聯(lián)接所在軸徑的大小，查得，齒輪處：b h = 14mm9mm (gb/t 109679)，長度為45mm；同時為保證齒輪與軸配合有良好 的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為h7/n6；同樣，低速級齒輪與軸聯(lián)接處，選用平鍵14mm9mm70mm，與軸的配合為h7/n6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。（7）確定軸上圓角和倒角尺寸 查機械設計表15-2，取軸端倒角為1.2，各軸肩處的圓角半徑也可查表大致估取。（8）求軸上的載荷 設計計算及說明

12、（第16頁）結果 首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算草圖，在確定軸承的支點位置時，從中查取a值，由手冊可知a=23。則計算可知兩個軸承到齒輪中心的距離分別是l1=18+10+18.5+29.5-23=53 l2=17.5+29.5+45=92l3=45+16+10+18=89 由計算可得=3819n =3918n =202407nmm =348702nmm =2321n =-1091n =123013nmm =64553nmm =-38668nmm =-97099nmm m=361969設計計算及說明（第17頁）結果（9）按彎扭合成應力校核軸的強度進行彎鈕校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的

13、截面的強度。取a=0.6，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質處理，由機械設計表15-1查得 =60mpa，因此是安全的。3. 低速軸的設計與計算（1）列出軸上的功率、轉速和轉矩 n3= （2）求作用在齒輪上的力 因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為=237.113mm 而 圓周力 徑向力 軸向力 （3）初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調(diào)質處理。由機械設計表15-3，取=110，則（4）擬定軸上零件的裝配方案 1 2 3 4 5 6 7 8 （5）根據(jù)軸的軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度中間軸安全設計計算及說明（第18頁）結果輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器的直徑處，如上圖所示

14、。為了使所選軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。查機械設計表14-1，考慮到轉矩變化較小，所以取=1.3，則聯(lián)軸器的計算轉矩為 。選用tl9彈性套聯(lián)軸器，其公稱轉矩為1000nm。軸孔長度l1=84mm，軸孔直徑 d=50mm。故取=50mm。為滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸段左端需制出一軸肩，所以取=57mm，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑d =60mm。為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故1-2段的長度就比稍短一些，現(xiàn)取 =82mm初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。由工作要求及=57mm，查gb/t29

15、2-83，選擇7212ac型號，其尺寸為ddb=60mm110mm22mm，故，而=22+10+16=48mm（參照高中速軸）。取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑=75mm，則=75mm。齒輪與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪的輪轂寬度為85mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取=80mm，齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d，取h=7.5mm，則軸環(huán)處的直徑為=90mm，軸環(huán)寬度b1.4h，取=12mm。軸承端蓋的總寬度為40mm，（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與聯(lián)軸器右端面間的距離 mm，故

16、取。7-8段長度（齒輪距內(nèi)壁18.5，鑄造誤差10，齒輪露出54-5段長度（中間軸高速級大齒輪軸寬59，距離內(nèi)壁18.5，鑄造誤差10，中間軸兩齒輪間的距離17.5，低速級齒輪中心配對左右相差5/2=2.5）（6）軸向零件的周向定位 齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。由鍵聯(lián)接所在軸徑的大小，查得齒輪處：b h = 20mm12mm (gb/t 109679)，長度為63mm；同時為保證齒輪與軸配合有良好 的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為h7/n6；同樣，在聯(lián)軸器與軸聯(lián)接處，選用平鍵14mm9mm70mm，聯(lián)軸器與軸的配合為h7/k6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處

17、選軸的直徑尺寸公差為m6。（7）確定軸上圓角和倒角尺寸 查機械設計表15-2，取軸端倒角為2，各軸肩處的圓角半徑也可查表大致估取。設計計算及說明（第19頁）結果（8）求軸上的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算草圖，在確定軸承的支點位置時，從中查取a值，由手冊可知a=30.8。則計算可知兩個軸承到齒輪中心的距離分別是l1=48+69.5+12+85/2-30.8=141.2 l2=85/2+55.5-5-30.8=62.2 由計算可得=1629n=3699n =230015nmm =-124n =2122n =-17509nmm=139934nmm =230680nmm =269237nmm（

18、9）按彎扭合成應力校核軸的強度進行彎鈕校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。取a=0.6，軸的計算應力為：前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質處理，由機械設計表15-1查得 =60mpa，因此是安全的。低速軸是安全的設計計算及說明（第20頁）結果七、滾動軸承的計算與校核1、高速軸上軸承（7206ac）的計算與校核（1）基本額定動載荷 查滾動軸承樣本（或設計手冊）可知7206ac軸承的c=22000n（2）求軸承受到的徑向載荷和 將軸承部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。其中由前面計算數(shù)據(jù)可知=1717n =593n =567n =300n （3）求軸承的計算軸向力和對

19、于7206ac型軸承，按機械設計表13-7，軸承派生力，判斷系數(shù)e=0.68。則 采用正安裝 1松2緊 則 （4）求軸承當量動載荷因為 由機械設計表13-5分別進行查表或插值計算得徑向再和系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為 軸承1： ； 軸承2： 查表13-6，（輕微沖擊），取。則（5）驗算軸承壽命因為,所有按軸承1的受力大小驗算 軸承為輕系列，滿足壽命2-3年，故合格。=4年軸承壽命符合設計計算及說明（第21頁）結果2、中速軸上軸承（7208ac）的計算與校核（1）基本額定動載荷 查滾動軸承樣本（或設計手冊）可知7208ac軸承的c=35200n（2）求軸承受到的徑向載荷和 將軸承部件受到的空間力系分解為

20、鉛垂面和水平面兩個平面力系。其中由前面計算數(shù)據(jù)可知=3819n =3918n =2321n =-1091n （3）求軸承的計算軸向力和 對于7208ac型軸承，按機械設計表13-7，軸承派生力，判斷系數(shù)e=0.68。則 采用正安裝 其中=-=1374-556=818n（方向向左） 1緊2松 則 （4）求軸承當量動載荷因為 由機械設計表13-5分別進行查表或插值計算得徑向再和系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為 軸承1： ； 軸承2： 查表13-6，（輕微沖擊），取。則（5）驗算軸承壽命因為,所有按軸承1的受力大小驗算 軸承為輕系列，滿足壽命2-3年，故合格。=2.89年軸承壽命符合設計計算及說明（第22頁）結

21、果3、低速軸上軸承（7212ac）的計算與校核（1）基本額定動載荷 查滾動軸承樣本（或設計手冊）可知7212ac軸承的c=58200n（2）求軸承受到的徑向載荷和 將軸承部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系。其中由前面計算數(shù)據(jù)可知=1629n=3699n =-124n =2122n （3）求軸承的計算軸向力和 對于7208ac型軸承，按機械設計表13-7，軸承派生力，判斷系數(shù)e=0.68。則 采用正安裝 1緊2松 則 （4）求軸承當量動載荷因為 由機械設計表13-5分別進行查表或插值計算得徑向再和系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為 軸承1： ； 軸承2： 查表13-6，（輕微沖擊），取。則（5

22、）驗算軸承壽命因為,所有按軸承2的受力大小驗算 軸承為輕系列，滿足壽命2-3年，故合格。=9.39年軸承壽命符合設計計算及說明（第23頁）結果八、鍵聯(lián)接的選擇與校核1、高速軸上的鍵（1）鍵,軸和輪轂的材料都是鋼，由機械設計表6-2查得許用應力，取其中間值，。鍵的工作長度，鍵的接觸高度k=0.5h。（2）皮帶輪上的鍵齒輪鍵的參數(shù)bhl=6mm6mm32mm ，d = 20mm由機械設計式6-1可得， 故皮帶輪上的鍵的參數(shù)bhl=6mm6mm32mm ，合格。2、中間軸上的鍵（1）高速級大齒輪鍵的參數(shù)bhl=14mm9mm45mm ，d = 50mm由機械設計式6-1可得， （2）低速級上小齒輪的

23、參數(shù)bhl=14mm9mm70mm ，d = 50mm由機械設計式6-1可得， （3）中間軸上高速級大齒輪鍵的參數(shù)bhl=14mm9mm45mm，低速級上小齒輪的參數(shù)bhl=14mm9mm70mm（d = 50mm）合格。3、低速軸上的鍵（1）聯(lián)軸器上的鍵參數(shù)bhl=14mm9mm70mm ，d = 50mm由機械設計式6-1可得， （2）低速級大齒輪的鍵參數(shù)bhl=20mm12mm63mm ，d = 75mm（單圓頭） （3）低速軸上的聯(lián)軸器鍵參數(shù)bhl=14mm9mm70mm，大齒輪的鍵參數(shù)bhl=20mm12mm63mm合格。=85.464高速軸上的鍵符合=67.18=37.19中間軸上

24、的鍵符合=100.27=52.97低速軸上的鍵符合設計計算及說明（第24頁）結果九、潤滑方式的選擇與密封 （1）滾動軸承的潤滑低速級大齒輪的圓周速度為： 所以，軸承采用脂潤滑。（2）齒輪的潤滑低速級大齒輪的半徑d=237.113mm，高速級大齒輪的半徑d=210.288mm。采用浸油潤滑，所以浸油高度約為低速級大齒輪半徑的1/6到1/3，又油面還要至少浸到高速級大齒輪的10mm。（3）滾動軸承的密封方式 當軸承采用脂潤滑時，為了防止箱內(nèi)的潤滑油進入軸承厚使?jié)櫥♂尪髯撸Ｔ谳S承內(nèi)側加擋油盤。故密封裝置采用擋油盤。 封油盤的規(guī)格可參照課程設計p42頁，另外可適當改進封油盤參數(shù)，使其擁有套筒、

25、定位軸肩等功能。十、減速器附件的選擇1、透氣塞選用通氣塞m221.5，材料為q2352、軸承蓋及套杯選用凸緣式軸承蓋（透蓋），材料為ht1503、油面指示器選用油標尺m12 4、油塞選用外六角油塞及密封墊，m141.5，材料為q235 5、窺視孔與視孔蓋選用板結構視孔蓋，規(guī)格為課程設計表14.14第9種6、起吊裝置 選用箱蓋吊耳與箱座吊耳v2m/s脂潤滑設計計算及說明（第25頁）結果十一、減速箱體的參數(shù)名稱代號尺寸mm備注底座壁厚10箱蓋壁厚10箱座加強肋厚度m8.5箱蓋加強肋厚度8.5地腳螺栓直徑20地腳螺栓數(shù)目 n4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑16底座與箱蓋聯(lián)接螺栓直徑10視孔蓋螺釘直徑8軸承蓋螺釘直徑和數(shù)目6 8 104（高） 4（中） 6（低）課程設計表12.12軸承蓋螺釘分布圓直徑 軸承座凸緣端面直徑 箱體內(nèi)壁與齒頂圓的距離12大齒輪齒頂圓至箱底內(nèi)壁距離40設計計算及說明（第26頁）結果十二、設計總結 此次減速器設計，是我們自學習機械原理以來最難攻克的一道關口，也是對我們自學能力以及動手能力的巨大考驗。 在設計過程中，我們遇