用于膠帶輸送機轉卷筒的傳動裝置減速器設計

1、目錄一.設計任務書2二.電動機的選擇2三.計算傳動裝置的運動與動力參數(shù)3四.傳動件（齒輪）的設計計算5五.軸的設計15六軸的校核25七.滾動軸承的壽命計算 28八.聯(lián)接的選擇和設計28九.箱體及其附件結構設計29十.設計總結31十一.參考資料32一、 設計任務書：1. 設計題目：用于膠帶輸送機轉卷筒的傳動裝置2. 原始條件和數(shù)據(jù)：膠帶輸送機兩班制連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，空載啟動室內工作，有粉塵；使用期限10年，大修期3年。該機動力源為三相交流電，在中等規(guī)模機械廠小批量生產(chǎn)。輸送帶速度允許誤差為5%。設計目標參數(shù)（題目）：工作軸輸入功率P=4.5KW，工作軸轉速為55r/min。3. 轉動方案二

2、、 電機選擇：1選擇電機類型：2電動機的功率：3確定電動機的轉速：根據(jù)傳動的平穩(wěn)性和無急啟動翻轉的要求，故選擇Y系列的全封閉式自冷鼠籠型三相異步電機。 其中為電動機軸至卷筒軸的傳動裝置的總效率，由1表2-4，取滑塊聯(lián)軸器效率8級精度齒輪傳動滾動軸承效率得最后得因載荷平穩(wěn)，電動機額定功率只需稍大于，故選電動機的額定功率為5.5kw已知卷筒工作軸的轉速為 ，由表2-1可知兩級展開式齒輪減速器傳動比為9-25，可知電動機的轉速可選范圍為符合這一范圍的同步轉速有750r/min和1000r/min，為減小電動機的重量和價格由表8-169選常用的同步轉速為1000r/min的Y系列電動機Y132S-4，

3、其滿載轉速為Y系列的全封閉式自冷鼠籠型三相異步電機P0=5.5KW三、 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)：1. 減速器的總體傳動比2. 分配各級傳動比3. 各軸轉速：4. 各軸輸入功率5. 各軸輸入轉矩兩級展開式圓柱齒輪減速器，一般按齒輪浸油潤滑要求，取(其中、分別為減速器高級和低速級的傳動比)由,解出,軸：;軸：;軸：;工作軸：(在誤差范圍內)。軸：軸：軸：工作軸：軸：軸：軸：工作軸：電動機輸出軸轉矩：電動機軸軸軸軸工作軸轉速n(r/min)960960194.3355.0555.05功率P(kw)4.954.834.764.594.48轉矩T(N.m)49.2448.04231.46796.2

4、7777.18轉動比i14.943.531效率0.9750.960.960.975,四、 傳動件（齒輪）的設計計算（一）高速級齒輪設計：1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及次數(shù)：2. 按齒面接觸強度設計：3. 按齒根彎曲強度計算4. 幾何尺寸計算1） 選定直齒圓柱齒輪；2） 選用8級精度；3） 材料：小齒輪40Cr（調質），硬度280HBS；大齒輪用45號鋼（調質），硬度240HBS；兩者硬度差為40HBS；4） 選擇小齒輪齒數(shù)為Z1=20，大齒輪齒數(shù)則為Z2=4.9424=118.56，取Z2=119；由式10-9a得：（1） 確定公式中各變量值：1) 試選載荷系數(shù)=1.3;2) 小齒輪轉矩

5、由第二部分計算已知：=4.804Nmm；3) 由表10-7選取齒寬系數(shù)=1；4) 由表10-6查得材料彈性影響系數(shù)=189.8；5) 由前一部分已知高速級的傳動比是=4.94;6) 由圖10-21d查得小齒輪接觸強度為=550MPa;大齒輪接觸強度為=550MPa；、7) 按式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)：大齒輪：小齒輪：8) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)：; ；9) 計算接觸許用應力：取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1，由式（10-12）得（2） 計算：1） 帶入中較小者，小齒輪分度圓直徑：2） 計算圓周速度Va3） 齒寬：4） 計算齒寬與高之比：模數(shù)：齒高：h=2.25=2.252.49

6、mm=5.6mmb/h=49.83/5.6=8.95） 計算載荷系數(shù)：根據(jù)V=2.5m/s，8級精度，由圖10-8得動載系數(shù)Kv=1.12；直齒輪：;由表10-2得，;由表10-4得，;由b/h=8.9, ，查圖10-13得，.故載荷系數(shù)：;6） 按實際載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑：;7） 計算模數(shù)m1；計算公式為：（1） 確定參數(shù)：1） 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限為，大齒輪的彎曲強度極限為；2） 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù),3） 彎曲疲勞許用應力：取安全系數(shù)S=1.4，由式（10-21）得；4） 計算載荷系數(shù)K;5） 查取齒形系數(shù)：由表10-5查得：,；6） 查應力

7、校正系數(shù)：由表10-5得： ，；7） 小齒輪：大齒輪：可見，大齒輪的數(shù)值比較大。（2） 設計計算:；按彎曲強度算得的模數(shù)范圍進行圓整為標準值，得m=2mm,按接觸強度算得的分度圓直徑為d1=53.334mm,求得小齒輪齒數(shù)：Z1=d1/m=53.334/227;大齒輪齒數(shù)：Z2=4.9427=133.38. 取Z2134（1） 分度圓直徑：小齒輪：d1=mz1=227mm=54mm大齒輪：d2=mz2=2134mm=268mm（2） 中心距：a=(d1+d2)/2=(54+268)/2mm=161mm（3） 齒寬：b=154mm=54mm因此取大齒輪齒寬B2=54mm，小齒輪齒寬B1=60mm

8、m=2;（二） 低速級齒輪設計：1. 選定齒輪類型、精度等級、材料及次數(shù)：2. 按齒面接觸強度設計：3. 按齒根彎曲強度計算4. 幾何尺寸計算：1） 選定直齒圓柱齒輪；2） 選用7級精度；3） 材料：小齒輪40Cr（調質），硬度280HBS；大齒輪用45號鋼（調質），硬度240HBS；兩者硬度差為40HBS；4） 選擇小齒輪齒數(shù)為Z1=24，大齒輪齒數(shù)則為Z2=3.5324=84.72，取Z2=85；由式10-9a得：（1） 確定公式中各變量值：1) 試選載荷系數(shù)=1.3;2) 小齒輪轉矩由第二部分計算已知：=2.3146Nmm；3) 由表10-7選取齒寬系數(shù)=1；4) 由表10-6查得材料彈

9、性影響系數(shù)=189.8；5) 由前一部分已知低速級的傳動比是=3.53;6) 由圖10-21d查得小齒輪接觸強度為=600MPa;大齒輪接觸強度為=550MPa；7) 按式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)：大齒輪：小齒輪：8) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)：; ；9) 計算接觸許用應力：取失效概率為1%，安全系數(shù)為S=1，由式（10-12）得（2） 計算：1） 帶入中較小者，小齒輪分度圓直徑：2） 計算圓周速度Va3） 齒寬：4） 計算齒寬與高之比模數(shù)：齒高：h=2.25=2.253.58mm=8.055mmb/h=86.01/8.055=10.685） 計算載荷系數(shù)：根據(jù)V=2.5m/s，8級

10、精度，由圖10-8得動載系數(shù)Kv=1.05；直齒輪：;由表10-2得，;由表10-4得，;由b/h=10.68 ，查圖10-13得，.故載荷系數(shù)：;6） 按實際載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑：;7） 計算模數(shù)m1；計算公式為：（3） 確定參數(shù)：1） 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限為，大齒輪的彎曲強度極限為；2） 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù),3） 彎曲疲勞許用應力：取安全系數(shù)S=1.4，由式（10-21）得；4） 計算載荷系數(shù)K;5） 查取齒形系數(shù)：由表10-5查得：,；6） 查應力校正系數(shù)：由表10-5得： ，；7） 小齒輪：大齒輪：可見，大齒輪的數(shù)值比較大。（3） 設計計

11、算：按彎曲強度算得的模數(shù)范圍進行圓整為標準值，得m=3mm,按接觸強度算得的分度圓直徑為d3=90.09mm,求得小齒輪齒數(shù)：Z3=d3/m=90.09/331;大齒輪齒數(shù)：Z4=3.5331=109.43.取Z2110（1） 分度圓直徑：小齒輪：d3=mz3=331mm=93mm大齒輪：d4=mz4=3110mm=330mm（2） 中心距：a=(d1+d2)/2=(93+330)/2mm=211.5mm（3） 齒寬：b=193mm=93mm因此取大齒輪齒寬B2=93mm，小齒輪齒寬B1=100mmm=3mmZ3=31Z4=110（三） 齒輪參數(shù)表：（四） 齒輪公差值的計算（僅確定低速級齒輪）

12、：1. 確定齒輪的精度等級：2. 確定齒輪傳動的 最小側隙和齒厚上偏差：3. 齒厚公差：4. 齒厚下偏差：5. 公法線長度偏差6. 公法線長度7. 選擇檢驗項目及公差值：有前面齒輪設計以確定齒輪的精度等級為8級。查表8-96得：最小側隙齒厚上偏差（由表8-95）： 由表8-95查得：低速級兩齒輪的分度圓直徑：查表8-84得查表8-95得故查表8-95得：齒輪公法線長度上偏差齒輪公法線長度下偏差齒輪公法線長度上偏差齒輪公法線長度上偏差由表8-98及前面已計算的數(shù)據(jù)：故該部分都簡單的可查表的出，并且在低速級大齒輪的零件圖上已經(jīng)有所注明，故這里不再累述。8級精度五、 軸的設計一、高速軸的設計：1.

13、初步計算軸徑：2. 軸上零件裝配方案：3. 確定軸的各段直徑和長度：4. 軸上零件的周向定位：5. 確定軸上圓角和倒角尺寸：二、中間軸的設計1. 初步計算軸直徑：2. 軸上零件裝配方案：3. 確定軸的各段直徑和長度：4. 軸上零件的周向定位：5. 確定軸上圓角和倒角尺寸：三、低速軸的設計：1. 初步計算軸直徑：2. 軸上零件裝配方案：3. 確定軸的各段直徑和長度：4. 軸上零件的周向定位：5. 確定軸上圓角和倒角尺寸：選取軸的材料為45號鋼，調質處理。根據(jù)機械設計課本表15-3查得，取A0=118，于是最小直徑，考慮軸端鍵槽的影響，將最小軸徑增加5%7%，并圓整，得到dmin=21mm。1軸的

14、最小軸徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的軸徑，為使選取的軸徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉矩,查表14-1得，考慮到轉矩變化很小，故取=1.3,則：=1.349.24 =64.012 按計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查國標GB5014-85，選取HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，公稱轉矩為T=160，半聯(lián)軸器的孔徑d=24mm,從動端，J型軸孔，A型鍵槽，軸孔長度L1=38mm，半聯(lián)軸器長度L=52mm,外圓柱直徑D=120mm，故取=24mm。1） 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II右端需制出一軸肩，故取II-III端的直徑=31mm；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直

15、徑D=mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=38mm，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端的長度應比L1略短一些，現(xiàn)取=36mm。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，故選單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)，查GB/T297，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的深溝球軸承6207，其尺寸為，故,。右端滾動軸承采用軸肩軸向定位。由手冊查得，定位軸段直徑為422） 安裝齒輪處的軸段-的直徑最小,于是鍵槽底端距齒根圓距離e=9/2mm=4.52.5m=5mm，所以該齒輪應加工成齒輪軸，齒寬60mm。所以。3） 取齒輪距軸承距離為20mm，因此

16、4） 去軸承端蓋厚度為36mm，根據(jù)軸承端蓋的拆卸及便于添加潤滑脂的要求，取端蓋外斷面與半聯(lián)軸器的右端面間距L=30，故取。5） 根據(jù)齒輪的嚙合要求和距箱體內壁15mm的條件，確定。半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。按軸直徑d和長度L由表6-1查得A型平鍵規(guī)格為bhl=10825，材料選用剛制。經(jīng)校核，該鍵滿足強度要求。取軸端倒角為245，各軸肩處圓角半徑以零件圖上尺寸為準。選取軸的材料為45號鋼，調質處理。根據(jù)機械設計課本表15-3查得，取A0=118，于是最小軸徑，經(jīng)圓整得，=33mm。1） 2軸的最小軸徑為33mm，并考慮軸承壽命，因此查表GB276-89選擇深溝球軸承6207，dDT

17、=357217,固定軸肩直徑為D1=42mm，軸承外徑D2=65mm。所以（1-2）（5-6）軸段直徑d（1-2）=d(5-6)=55mm。2） 取齒輪端面與軸承端面的距離為20mm，為是套筒能完全頂住齒輪端面實現(xiàn)齒輪的軸向定位，因此軸肩內縮3mm，取L（1-2）和L（5-6）軸長度為40mm；3） 取齒輪輪轂孔的內徑為60mm，即60mm；低速級小齒輪的輪轂長度為100mm，高速級齒輪輪轂的長度為60mm，?。?-3）和（4-5）軸段分別為97mm和57mm。4） 兩齒輪中間采用軸肩進行軸向定位，軸肩高度d=0.07403mm，所以軸肩（3-4）段直徑為46mm，長度取做12mm。齒輪與軸的

18、配合采用平鍵連接。按軸直徑d和長度L由表6-1查得-平鍵規(guī)格為bhl=12880，-平鍵規(guī)格為bhl=12845，材料均選用剛制。經(jīng)校核，兩鍵均滿足強度要求。取軸端倒角為245，各軸肩處圓角半徑如圖上尺寸所示。選取軸的材料為45號鋼，調質處理。根據(jù)機械設計課本表15-3查得，取A0=118，于是最小軸徑，考慮軸端鍵槽的影響，將最小軸徑增加5%7%，并圓整，得到dmin=53mm。1軸的最小軸徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的軸徑，為使選取的軸徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉矩,查表14-1得，考慮到轉矩變化很小，故取=1.3,則：=1.3792.67 =1030.471 按計算

19、轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查國標GB5014-85，選取HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，公稱轉矩為T=1250，半聯(lián)軸器的孔徑d=55mm,從動端，J型軸孔，A型鍵槽，軸孔長度L1=84mm，半聯(lián)軸器長度L=112mm,外圓柱直徑D=195mm，故取=55mm。1） 3軸的最小直徑為55mm，為使聯(lián)軸器軸向定位，所以左端制出一個臺階，取（2-3）段直徑為62mm。由聯(lián)軸器的輪轂長度為84，為使保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸上，故（1-2）段長度比聯(lián)軸器的轂孔長度略短，取L（1-2）=82mm。 2） 初步選擇滾動軸承。因軸承只受軸向力的作用，故選深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)，查GB/T2

20、67，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取深溝球軸承6213，其尺寸為，故，而。3） 查表同時可確定，固定軸承的軸段（4-5）直徑為76mm，根據(jù)與2軸的配合關系可確定（4-5）段長度為80mm。4） 為使軸承和齒輪與箱體內壁有適當間距，取齒輪端面距軸承端面距離為20，又為使套筒只壓在輪轂上，應使軸肩內縮適當距離，所以?。?-7）段軸長度為46,(5-6)段軸長度97mm；5） 齒輪輪轂內徑取70mm,即70mm，輪轂右端采用軸肩定位，軸肩高度h0.07d，故取h=6mm,則軸環(huán)出直徑82mm，周環(huán)寬度d1.4h,故取12mm。6） 去軸承端蓋總寬度為20mm，根據(jù)軸承端蓋拆卸和潤滑要求，u端蓋右端面距聯(lián)

21、軸器左端面間的距離為l=30mm,故取50mm。齒輪、半聯(lián)軸器與軸的配合采用平鍵連接。按軸直徑d和長度L由表6-1查得-平鍵規(guī)格為bhl=201280，-平鍵規(guī)格為bhl=161070，材料均選用剛制。經(jīng)校核，兩鍵均滿足強度要求。取軸端倒角為245，各軸肩處圓角半徑如圖上尺寸所示。=24mm=31mm=36mm深溝球軸承620742。深溝球軸承6207=55mm深溝球軸承6213六、 軸的校核：一、高速軸強度校核：1. 確定支承跨距：2. 作出載荷分析圖：3受力分析結果：4. 按彎扭合成應力校核軸的強度：二、中間軸的強度校核1.確定支承跨距：2. 作出載荷分析圖：3受力分析結果：4. 按彎扭合

22、成應力校核軸的強度：三、高速軸的強度校核1.確定支承跨距：2. 作出載荷分析圖：3受力分析結果：4. 按彎扭合成應力校核軸的強度：由于選定的軸承為向心軸承，因此支點在軸承中點處，于是可得簡支梁的軸的支承跨距L=17+132+60+20=229.從軸的結構圖及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面，先將計算截面C處的受力情況列表于下：（表一）只校核軸的危險截面C，扭轉切應力為靜應力，所以取a=0.3，于是軸的計算應力為：前面選定的周材料為45號鋼，由表15-1查得=60，因此，故安全。由于選定的軸承為向心軸承，因此支點在軸承中點處，于是可得簡支梁的軸的支承跨距L=20+100+12+60+2

23、0+17=229mm。從受力分析圖和彎矩扭矩圖可以看出危險截面為低速級小齒輪的中心面A。下面將相關計算參數(shù)列表如下：（表二）按彎扭組合校核軸的強度：進行校核時，只校核軸上危險截面：取扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，去a=0.3,軸的計算應力前面選定的周材料為45號鋼，由表15-1查得=60，因此，故安全由于選定的軸承為向心軸承，因此支點在軸承中點處，于是可得簡支梁的軸的支承跨距L=20+100+12+60+20+17=229mm。從受力分析圖和彎矩扭矩圖可以看出危險截面為齒輪的中心面A。下面將相關計算參數(shù)列表如下：（表三）按彎扭組合校核軸的強度：進行校核時，只校核軸上危險截面：取扭轉切應力為脈動循

24、環(huán)變應力，去a=0.3,軸的計算應力前面選定的周材料為45號鋼，由表15-1查得=60，因此，8取=9mm箱蓋壁厚10858,取1=8 mm箱座凸緣厚度bb =1.514 mm箱蓋凸緣厚度b1b1=1.5=12 mm箱座底凸緣厚度b2b2=2.522 mm地腳螺釘直徑df0.04a+8=16.5,取16mm地腳螺釘數(shù)目n取a =6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d1d1=0.75df=12 mm箱蓋與箱座連接螺栓直徑d2(0.50.6)df=89.6取10 mm螺栓d2的間距150200，取180mm軸承端蓋螺釘直徑d3M10和M12兩種窺視孔蓋螺釘直徑d4d4=6 mmdf、d1、d2至外箱外壁距離c1c1=18 mmdF、d2至凸緣邊緣距離c2c2=16mm軸承座外徑D2137、137、180箱體外壁至軸承座端面距離L1C