機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計帶式運(yùn)輸機(jī)二級齒輪減速器

1、西 南 科 技 大 學(xué)機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計說明書第一章 任務(wù)書21.1課程設(shè)計說明21.2課程設(shè)計任務(wù)書31.2.1運(yùn)動簡圖31.2.2原始數(shù)據(jù)31.2.3已知條件31.2.4設(shè)計工作量：4第二章 減速器設(shè)計步驟52.1電動機(jī)的選擇52.1.1選擇電動機(jī)的類型52.1.2選擇電動機(jī)的容量52.1.3確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速62.2確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比72.2.1分配減速器的各級傳動比72.2.2計算各軸的動力和動力參數(shù)72.3傳動零件的設(shè)計計算82.3.1 v帶設(shè)計82.3.2齒輪設(shè)計：102.4減速器結(jié)構(gòu)設(shè)計172.5軸的設(shè)計及效核182.5.1初步估算軸的直徑182.5.2聯(lián)軸器的選取19

2、2.5.3初選軸承192.5.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（直徑，長度來歷）192.5.5低速軸的校核212.6軸承的壽命計算232.7鍵連接的選擇和計算252.8減數(shù)器的潤滑方式和密封類型的選擇252.8.1齒輪傳動的潤滑252.8.2潤滑油牌號選擇262.8.3密封形式262.9設(shè)計總結(jié)27致謝27參考資料27第一章 任務(wù)書1.1課程設(shè)計說明本次設(shè)計為課程設(shè)計，通過設(shè)計二級齒輪減速器，學(xué)習(xí)機(jī)械設(shè)計的基本過程、步驟，規(guī)范、學(xué)習(xí)和掌握設(shè)計方法，以學(xué)習(xí)的各種機(jī)械設(shè)計，材料，運(yùn)動，力學(xué)知識為基礎(chǔ)，以機(jī)械設(shè)計、機(jī)械原理、機(jī)械制圖、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊、制造技術(shù)基礎(chǔ)、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書以及各種國標(biāo)為依據(jù)，獨(dú)立自

3、主的完成二級減速器的設(shè)計、計算、驗證的全過程。親身了解設(shè)計過程中遇到的種種問題和解決的方法，思考、分析最優(yōu)方案，這是第一次獨(dú)立自主的完成設(shè)計過程，為畢業(yè)設(shè)計以及以后的就業(yè)工作做下鋪墊。1.2課程設(shè)計任務(wù)書課程設(shè)計題目1：帶式運(yùn)輸機(jī)1.2.1運(yùn)動簡圖 1.22原始數(shù)據(jù)題 號參 數(shù)12345678910運(yùn)輸帶工作拉力f（kn）3.03.23.53.844.24.555.56運(yùn)輸帶工作速度v（m/s）2.01.81.61.91.91.91.81.71.61.5滾筒直徑d（mm）400450400400400450450450450450每日工作時數(shù)t（h）16161616161616161616使用

4、折舊期（y）88888888881.2.3已知條件1、工作情況：傳動不逆轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，允許運(yùn)輸帶速度誤差為5%；2、滾筒效率：j=0.96（包括滾筒與軸承的效率損失）；3、工作環(huán)境：室內(nèi)，灰塵較大，最高環(huán)境溫度35c；4、動力來源：電力，三相交流，電壓380/220v；5、檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修；6、制造條件及生產(chǎn)批量：一般機(jī)械廠生產(chǎn)制造，小批量。1.2.4設(shè)計工作量：1、減速器裝配圖1張（a0或a1）；2、零件工作圖13張；3、設(shè)計說明書1份。第二章 減速器設(shè)計步驟2.1電動機(jī)的選擇2.1.1選擇電動機(jī)的類型按工作要求和條件，選用三機(jī)籠型電動機(jī)，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓

5、380v，y型。2.1.2選擇電動機(jī)的容量 （2-1） （其中：為電動機(jī)功率，為負(fù)載功率，為總效率。） 由電動機(jī)到傳輸帶的傳動總效率為 圖2-1 運(yùn)動簡圖式中：、 分別為帶傳動、軸承、 齒輪傳動、聯(lián)軸器和卷筒的傳動效率。取（帶傳動），（球軸承），（斜齒輪），（彈性聯(lián)軸器），（已知）。所以因載荷平穩(wěn)，電動機(jī)額定功率只需要稍大于即可，按表2.1中y系列的電動機(jī)數(shù)據(jù)，選電動機(jī)的額定功率11kw表2.1 各種電機(jī)參數(shù)2.1.3確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速卷筒轉(zhuǎn)速為=90按推薦的傳動比合理范圍，取v帶傳動的傳動比,二級圓柱齒輪減速器的傳動比為，則從電動機(jī)到卷筒軸的總傳動比合理范圍為。故電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為 可見，電

6、動機(jī)同步轉(zhuǎn)速可選、和兩種。根據(jù)相同容量的兩種轉(zhuǎn)速，從表2-1中查出兩個電動機(jī)型號，再將總傳動比合理分配給v帶和減速器，就得到兩種傳動比方案，如表2-2所示。表2-2 兩種不同的傳動比方案方案電動機(jī)型號額定功率 kw電動機(jī)轉(zhuǎn)速電動機(jī)重量kg傳動裝置的傳動比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動比v帶減速器1y160m1-2113000293011733.332.08162y160m-4111500146012316.672.088 綜合考慮電動機(jī)和傳動裝置的尺寸、重量和帶傳動、減速器的傳動比，選擇第1種方案，即電動機(jī)型號為y160m1-2。電動機(jī)中心高h(yuǎn) =160mm,外伸軸段de=42110mm。2.2確定傳

7、動裝置的總傳動比和分配傳動比2.2.1分配減速器的各級傳動比按展開二級圓柱齒輪減速器推薦高速級傳動比，取，得所以 =3.832.2.2計算各軸的動力和動力參數(shù)（1）計算各軸轉(zhuǎn)速 軸 =1408.65 軸 =297.81 軸 =77.76 卷通軸 =77.76 （2）計算各軸輸入功率、輸出功率 軸 =9.380.96=9 kw 軸 =90.980.97=8.56 kw 軸 =8.560.980.97=8.14 kw 卷筒軸=8.140.980.99=7.9 kw各軸的輸出功率為輸入功率乘軸承效率0.98，分別為軸 =90.98=8.82 kw軸 =8.560.98=8.39 kw軸 =8.140

8、.98=7.98 kw卷筒軸 =7.90.98=7.74 kw（3）計算各軸的輸入、輸出轉(zhuǎn)矩。電動機(jī)軸輸出轉(zhuǎn)矩 軸輸入轉(zhuǎn)矩 軸輸入轉(zhuǎn)矩 軸輸入轉(zhuǎn)矩 卷筒機(jī)輸入轉(zhuǎn)矩 各軸的輸出轉(zhuǎn)矩分別為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩乘軸承效率0.98表2-3 運(yùn)動和動力參數(shù)計算結(jié)果軸名功率 p/kw轉(zhuǎn)距t/n*m轉(zhuǎn)速nr/min轉(zhuǎn)動比i效率輸入輸出輸入輸出電機(jī)9.3830.5729302.080.96軸98.8261.0259.801408.65軸8.568.39274.50269.01297.814.730.95軸8.147.98999.7979.777.763.830.95卷筒軸7.97.74970.23950.8377.

9、7610.972.3傳動零件的設(shè)計計算2.3.1 v帶設(shè)計（1）、已知條件和設(shè)計內(nèi)容 設(shè)計v帶傳動時的已知條件包括：帶傳動的工件條件；傳動位置與總體尺寸限制；所需傳遞的額定功率p；小帶輪轉(zhuǎn)速；大帶輪（2）、設(shè)計步驟：1）、確定計算功率 根據(jù)工作條件載荷平穩(wěn)，由表5.51查得=1.2，計算功率為 2）、選擇v帶的帶型根據(jù)計算功率 ,小帶輪的轉(zhuǎn)速，由圖5.141 選用a型帶。3）、確定帶輪的基準(zhǔn)直徑，并驗算帶速v初選小帶輪基準(zhǔn)直徑 根據(jù)v帶的帶型，由表5.41和表5.61，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑=125mm。 驗算帶速 v 由于5 m/s v 25 m/s ，故帶速合適。4）、計算大帶輪的基準(zhǔn)直徑由,

10、傳動比,有 =2.08125=260mm，根據(jù)表5.61，取=265 mm5）確定v帶的中心距 ,并選v帶的基準(zhǔn)長度確定小帶輪中心距根據(jù)式5.181 0.55(+)+h=222.52(+)=780初定中心距=500mm。 計算相應(yīng)的帶長由表5.21選帶的基準(zhǔn)長度=1600 mm 計算實際中心距a及其變動范圍 中心距的變化范圍為6）、驗算小帶輪上的包角 包角合適。7）、計算帶的根數(shù)計算單根v帶的額定計算功率，由 和，查表5.31得p0=3.04kw查表5.41得查表5.71得，查表5.21得，取4根。8）確定帶的最小初拉力由表5.11得a型帶的單位長度質(zhì)量 q=0.10 kg/m,9)計算帶傳動

11、的壓軸力fp 壓軸力的最小值為(3) 把帶傳動的設(shè)計計算結(jié)果記入表2-4中表2-4 帶傳動的設(shè)計參數(shù)帶型a中心距496.8小帶輪直徑125包角152.320大帶輪直徑265帶長1600帶的跟數(shù)4初拉力162.84帶速19.17壓軸力1264.942.3.2齒輪設(shè)計：一、高速級齒輪傳動計算已知條件：輸入功率=9kw,小齒輪轉(zhuǎn)速傳動比 =4.73,工作壽命為8年（年工作日250天），兩班制。(1)選定齒輪類型、材料和齒數(shù)1）選用斜齒圓柱齒輪傳動2）材料選擇。由表6.11選擇小齒輪材料為40cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280hbs,大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240hbs，二者材料硬度差為40hbs。

12、3）選擇小齒輪齒數(shù)=20，大齒輪齒數(shù)=4.7320=94.6,取=95。（提示：此處小齒輪齒數(shù)選擇不合理，因為是軟齒面齒輪，小齒輪齒數(shù)最好偏大取值，例如：取z1=32）4）由1142頁，初選螺旋角=14。(2)按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計由1公式（6.14）知齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計公式為1)確定上公式內(nèi)的各計算數(shù)值計算載荷系數(shù)k由1表6.2查得使用系數(shù)=1，由1134頁得=1，。由1公式（6.2）得載荷系數(shù) k= =111.11=1.89計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩=9.55=9.55=6.1016nmm由表6.81選取齒寬系數(shù)=1。由1圖6.14按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞極限=600 mpa（正確答案：hlim

13、1=700 mpa）;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550 mpa。計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) =60j=601408.651(162508)=2.7046109 =5.718108由1圖6.6取接觸疲勞壽命系數(shù)=1；=1.2計算接觸疲勞許用應(yīng)力 由1表6.5，取失效概率為1%，安全系數(shù)s=1，則 =1600=600 mpa =1.2550=660 mpa查1中：圖6.12,得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)=2.433。參考1中143頁,取z=0.86；z=0.985；由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)=189.8 mpa。4許用接觸應(yīng)力= 660 mpa2）計算試算小齒輪分度圓直徑d1,由計算公式得 55 mm計算齒輪模數(shù)m

14、n=2.668 mm；查手冊取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)mn=3mm（第1系列）計算齒輪幾何參數(shù) mmd2=id1=4.7361.8366=292.549 mm中心距： mm圓整中心距為5、0結(jié)尾的數(shù)，取a=180mm按圓整a后的中心距修正螺旋角=arccos= arccos=16.5978(還應(yīng)繼續(xù)計算出:da1=, da2=df1=, df2=)齒輪寬度：因為b=d=161.8366=61.8366 mm，故取b1=70mm；b2=65mm計算圓周速度，確定齒輪精度v=4.56 m/s參考1中圖6.18（a），取齒輪精度8級。 (3)按齒根彎曲強(qiáng)度校核由1公式（6.15）知彎曲強(qiáng)度校核公式為 1)確定校核公

15、式中的計算參數(shù)載荷系數(shù)（前面已經(jīng)得到） k= =111.11=1.89 參考1中143頁取螺旋角影響系數(shù)=0.88；參考1中137頁取重合度系數(shù)y=0.85計算當(dāng)量齒數(shù) =21.89 =103.99查1中表6.4得取齒形系數(shù) =2.72, =2.16查1中表6.4得取應(yīng)力校正系數(shù) =1.55, =1.8計算彎曲疲勞許用應(yīng)力查1中圖6.15(b)得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限flim1=280mpa;大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限flim2=220mp查1中圖6.17取彎曲疲勞壽命系數(shù)yn1= yn2=1，查1中表6.5取彎曲疲勞安全系數(shù)s=1.4則1=200 mpa2=175.14 mpa2）校核計算=

16、60.3194 mpa55.63 mpa因， 故彎曲強(qiáng)度足夠。二、低速機(jī)齒輪傳動計算（注意：本段省略，同樣應(yīng)按照高速級齒輪傳動計算步驟進(jìn)行！）三、圓柱齒輪傳動參數(shù)表各級大齒輪、小齒輪幾何尺寸和參數(shù)的計算結(jié)果如下表 表2-5 圓柱齒輪傳動參數(shù)表名稱代號單位高速級低速級小齒輪大齒輪小齒輪大齒輪中心距amm155195傳動比i4.733.38模數(shù)mnmm2.53.0螺旋角1440121218端面壓力角2020嚙合角2020齒數(shù)z21992998分度圓直徑dmm54.25255.7689.005300.94節(jié)圓直徑dmm54.25255.7689.005300.94齒頂圓直徑damm59.40260.

17、9194.98306.91齒根圓直徑dfmm46.52248.0383.04294.97齒寬bmm60559590螺旋角方向左旋右旋右旋左旋材料40cr4540cr45熱處理狀態(tài)調(diào)質(zhì)調(diào)質(zhì)調(diào)質(zhì)調(diào)質(zhì)齒面硬度hbs2802402802402.4減速器結(jié)構(gòu)設(shè)計 表2-6 減速箱機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸名稱符號減速器型式及尺寸關(guān)系/mm箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑20地腳螺釘數(shù)目4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑16機(jī)蓋與座聯(lián)接螺栓直徑12聯(lián)接螺栓的間距180軸承端蓋螺栓直徑10視孔蓋螺釘直徑8定位銷直徑16、到外箱壁距離26、22 、18、至凸緣邊緣距離24、16軸承旁凸臺

18、半徑24凸臺高度40外箱壁至軸承座端面距離50大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離10齒輪端面與內(nèi)箱壁距離10箱蓋、箱座肋厚、7、7軸承端蓋外徑軸承端蓋凸緣厚度10軸承旁聯(lián)接螺栓距離802.5軸的設(shè)計及效核2.5.1初步估算軸的直徑在進(jìn)行軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計之前，應(yīng)首先初步計算軸的直徑。一般按受扭作用下的扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度估算各軸的直徑，計算公式為，式中：p軸所傳遞的功率，kw； n軸的轉(zhuǎn)速，r/min;a由軸的需用切應(yīng)力所確定的系數(shù)。由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求，故選擇常用材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得a=103126，則 i 軸 =20.4 mm 軸=33.69 mm 軸=48.62 mm將各軸圓整為

19、=20mm , =35 , =50 mm。2.5.2聯(lián)軸器的選取 軸i段需要與聯(lián)軸器連接，為使該段直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，所以需要同時選用聯(lián)軸器，又由于本減速器屬于中小型減速器，其輸出軸與工作機(jī)的軸線偏移不大。其次為了能夠使傳送平穩(wěn)，所以必須使傳送裝置具有緩沖，吸振的特性。因此選用彈性注銷聯(lián)軸器,由表10.11查得：工作情況系數(shù)=1.5,由表8.53查得：選用lt9型彈性注銷聯(lián)軸器 lt9型彈性注銷聯(lián)軸器主要參數(shù)為：公稱轉(zhuǎn)矩tn=1000nm軸孔長度112mm(y型)孔徑=50mm表2-7聯(lián)軸器外形及安裝尺寸型號公稱扭矩nm許用轉(zhuǎn)速r/min軸孔直徑mm軸孔長度mmdmm轉(zhuǎn)動慣量kgm2許用

20、補(bǔ)償量軸向徑向角向lt910002850501122500.2131.50.4102.5.3初選軸承i 軸選軸承為：7006ac； 軸選軸承為：7007ac； 軸選軸承為：7012ac。所選軸承的主要參數(shù)如表2-8 表2-8 軸承的型號及尺寸軸承代號基本尺寸/mm安裝尺寸/mm基本額定/knammddbdnda動載荷cr靜載荷cor7006ac305513364914.59.8516.47007ac356214415618.513.518.37012ac609518678836.231.527.12.5.4軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（直徑，長度來歷）一 低速軸的結(jié)構(gòu)圖 圖2-2 低速軸結(jié)構(gòu)簡圖根據(jù)軸向定位要

21、求，確定軸的各段直徑和長度（1）i段與聯(lián)軸器配合 取=50,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取=102。（2）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，段右側(cè)設(shè)計定位軸肩，由表7-123氈圈油封的軸頸取=55mm,由軸從軸承孔端面伸出15-20mm,由結(jié)構(gòu)定取=50mm。（3）軸肩為非定位軸肩初選角接觸球軸承，取=60mm考慮軸承定位穩(wěn)定，略小于軸承寬度加擋油環(huán)長度，取=31mm。(4)根據(jù)軸上零件（軸承）的定位要求及箱體之間關(guān)系尺寸，取=66mm, =69mm。(5)軸肩v為定位軸肩，直徑應(yīng)大于安裝于軸上齒輪內(nèi)徑6-10mm,且保證10mm ,取= 78mm，=8mm。（6）vi 段安裝

22、齒輪，取=70 mm,考慮齒輪軸向定位，略小于齒寬，齒輪右端用套筒定位。取=87mm(7)vii 齒輪右端用套筒定位，=66mm , =15mm(8)軸肩v間安裝角接觸球軸承為7012ac 取=60mm，根據(jù)箱體結(jié)構(gòu) 取=24（9）軸上齒輪、半聯(lián)軸器零件的軸向定位均采用平鍵連接。由表4-13查得平鍵bh=2012（gb1095-2003）,鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為63mm。同樣半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，選用平鍵bh=1610，鍵長選擇90。軸端倒角1.545，各軸肩處圓角半徑r=1.6mm。二、中速軸尺寸圖2-3 中速軸結(jié)構(gòu)簡圖三、高速軸尺寸圖2-4 高速軸結(jié)構(gòu)簡圖2.5.5低速軸的校核由于低速軸上

23、所承受的轉(zhuǎn)矩最大，所以僅對低速軸按彎扭合成強(qiáng)度條件進(jìn)行校核計算。（1） 軸強(qiáng)度的校核計算1）軸的計算簡圖圖2-5 低速軸結(jié)構(gòu)簡圖2）由于水平面受力未知，所以只按垂直面進(jìn)行校核。將軸簡化為如下簡圖 圖2-6軸的計算簡圖（2）彎矩圖 根據(jù)上述簡圖，按垂直面計算各力產(chǎn)生的彎矩，做出垂直面上的彎矩圖（圖2-7）。已知=999.7 nm, =979.7 nm，齒輪分度圓直徑d=300.94,對于7012ac型軸承，由手冊中查得a=27,得到做為簡支梁的軸的支撐跨距l(xiāng)2+l3=48+120=168mm6643.85n2474.98n1448.59n載荷分析圖水平垂直面由裝配圖俯視受力視角決定 水平面總彎矩

24、從軸的結(jié)構(gòu)以及扭矩圖中可以看出截面c是危險截面，現(xiàn)將計算出的截面c處的彎矩值列下表 表2-9 截面c彎矩值數(shù)據(jù)表載荷水平面h垂直面v支反力f彎矩總彎矩扭矩ttm=9.997105nmm（3）扭矩圖 如圖2-7（4）校核軸的強(qiáng)度 取=0.3（錯誤：=0.6），由表15.12查得=60mpa，由表4-13查得t=6mm42.28 mpa=60mpa圖2-7 軸的載荷分析圖注意：缺少軸的精確校核2.6軸承的壽命計算（1）低速軸軸承壽命計算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250天）。預(yù)期壽命=825016=32000h=3.2h2）壽命驗算圖2-8 軸承的受力簡圖軸承所受的徑向載荷,，當(dāng)量動載荷和低速軸選用的軸承7012ac ,查表8.61得到=1.2已知，溫度系數(shù)=1（常溫）由表6-63得到查表8.51得到e=0.68, ,驗算軸承壽命因為，所以按軸承2的受力驗算5.5h所以所選軸承可滿足壽命要求。2.7鍵連接的選擇和計算（1）低速軸齒輪的鍵聯(lián)接1） 選擇類型及尺寸 根據(jù)d=70mm,l=87mm,選用a型，bh=2012,l=70mm2）鍵的強(qiáng)度校核鍵的工作長度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度kl=l-b=70-20=50mmk=0.5h=6mm強(qiáng)度校核此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，取110mpa9.99710nmm鍵安全合格（2）低速軸聯(lián)軸器的