機械設(shè)計課程設(shè)計 減速器 齒輪

1、裝 訂 線 帶式輸送機傳動裝置設(shè)計說明書 西 北 工 業(yè) 大 學 目錄1 設(shè)計方案 22 電動機的選擇 33 總傳動比及其分配 44 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 45 帶傳動的設(shè)計 56 齒輪傳動的設(shè)計 7高速級齒輪的設(shè)計 7低速級齒輪的設(shè)計 9 7 軸的設(shè)計 12高速軸的設(shè)計 13中速軸的設(shè)計 14低速軸的設(shè)計與校核 158 鍵的校核 18低速軸上鍵的校核 209 軸承壽命的驗算 20低速軸上軸承的壽命校核 2010 潤滑與密封 21潤滑 21密封 2211 設(shè)計小結(jié) 2212 參考文獻 221設(shè)計方案1.1傳動簡圖的擬定(1) 帶式輸送機傳動系統(tǒng)方案，如下圖所示：圖1 B6型帶式運輸機及

2、其二級圓柱齒輪減速器設(shè)計傳動簡介：帶式輸送機由電機驅(qū)動，電機通過帶傳動，將動力傳入減速器，再經(jīng)聯(lián)軸器傳至輸送機滾筒，帶動輸送帶工作。傳動系統(tǒng)中采用兩級同軸式圓柱齒輪減速器。(2) 設(shè)計參數(shù)表：數(shù)據(jù)編號運輸帶工作拉力F/N運輸帶工作速度v/m.s-1卷筒直徑D/mm6D57000.75430(3) 工作條件：連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，使用期限為10年，小批量生產(chǎn)，兩班制工作，運輸帶工作速度允許誤差為±5。(4) 設(shè)計要求：1、完成設(shè)計說明書。2、完成帶式傳輸裝置總體設(shè)計，減速器部分裝配圖一份、零件圖三份。3、總結(jié)設(shè)計經(jīng)驗。2電動機的選擇按設(shè)計要求及工作條件選用Y系列三相異步電動機

3、臥式封閉結(jié)構(gòu)380V。(1) 電動機容量的選擇。根據(jù)已知條件由計算得知工作所需有效功率。工作機所需功率：電動機至工作機傳動總效率：帶傳動效率=0.96；閉式齒輪傳動效率：=0.98;滾動軸承傳動效率：=0.99; 彈性聯(lián)軸器傳動效率：=0.99；傳動系統(tǒng)總效率 := =0.859所需電動機功率: =/=4.45/0.859=5.184kw根據(jù)表17-7的 Y系列（IP44）三相異步電動機技術(shù)數(shù)據(jù)可以確定，滿足條件的電動機額定功率可取5.5 kw。(2) 電動機轉(zhuǎn)速選擇：根據(jù)已知條件，計算知輸送機滾筒的工作轉(zhuǎn)速： 通常二級圓柱齒輪減速器傳動比取 =840n= （840）×33.3=26

4、6.4-1332r/min根據(jù)表17-7的 Y系列（IP44）三相異步電動機技術(shù)數(shù)據(jù)可以初步選同步轉(zhuǎn)速為1000r/min、1500r/min和3000r/min的電機，對應(yīng)于額定功率為5.5kw的電動機號分別取Y132M2-6型、 Y132S-4型和Y132S1-2型三種。將三種電動機有關(guān)技術(shù)數(shù)據(jù)及相應(yīng)算得的總傳動比列于下表：方案號電動機型號額定功率（kw）同步轉(zhuǎn)速（r/min）滿載轉(zhuǎn)速（r/min）總傳動比電動機質(zhì)量（kg）一Y132M2-65.5100096027.5i84二Y132S-45.51500144041.2i68三Y132S1-25.53000290082.96i64方案比較

5、：一：傳動比較小，傳動裝置外輪廓尺寸最小，結(jié)構(gòu)緊湊，但是電動機質(zhì)量過大；二：傳動比適中，傳動裝置外輪廓尺寸較小，結(jié)構(gòu)緊湊，且電動機質(zhì)量相對較??； 三：電機重量最輕，但傳動比大，傳動裝置外輪廓尺寸大，結(jié)構(gòu)不緊湊；綜上分析知，方案二最好，即選用Y132S-4。3 傳動比的分配1帶式輸送機傳動系統(tǒng)總傳動比=1440/33.3=43.2初步確定帶傳動的傳動比為=3所以兩級圓柱齒輪減速器的總傳動比：一級圓柱齒輪減速器的傳動比為：傳動系統(tǒng)各傳動比分別為：4傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算傳動系統(tǒng)中，各軸的轉(zhuǎn)速，功率和轉(zhuǎn)矩計算。電動機主軸：減速器高速軸1：減速器中間軸2：減速器低速軸3：輸送機滾筒軸4：傳動參數(shù)

6、數(shù)據(jù)表電機軸軸1軸2軸3軸4功率P/kw5.55.285.074.874.77轉(zhuǎn)矩T/(N.m)36.48110.0392.11396.71368.0轉(zhuǎn)速n/(r/min)1440458.3123.533.333.3傳動比i3.143.713.711效率0.960.960.960.98 5 帶傳動設(shè)計根據(jù)帶的工作情況,電動機額定功率為，轉(zhuǎn)速為，傳動比為，根據(jù)工作情況取。1 確定計算功率:2 選擇v帶的帶型:根據(jù)、，查閱相關(guān)表，擬選用A型帶，取小帶輪。3 確定帶輪的基準直徑，并檢驗帶速v：1) 初選小帶輪的基準直徑：查閱相關(guān)表，取小帶輪的基準直徑為=95mm。2) 驗算帶速v：根據(jù)因為5m/s&

7、lt;v<30m/s，故帶速合適。3) 計算大帶輪的直徑： 根據(jù)相關(guān)表，圓整為。4 確定v帶的中心距a和基準長度1) 初選: 根據(jù)，初選。2) 計算帶所需的基準長度：查相關(guān)表，選帶的基準長度。3) 計算實際中心距：5 驗算小帶輪上的包角：6 計算帶的根數(shù)：1) 計算單根v帶的額定功率：根據(jù)=95mm、，查相關(guān)表得出。根據(jù)，查相關(guān)表得出。查相關(guān)表，。計算。2) 計算v帶的根數(shù)z：（根），取6根。7 計算單根v帶的初拉力最小值：查相關(guān)表，A型v帶單位質(zhì)量q=0.1kg/m。應(yīng)保證帶的實際初拉力。8 計算壓軸力：壓軸力的最小值為：。6 齒輪傳動設(shè)計(一) 低速級斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算1.

8、選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(shù)1) 按圖1所示的傳動方案，并考慮到斜齒輪的傳動平穩(wěn)性、承載能力大的優(yōu)點，確定兩級減速器選用斜齒圓柱齒輪。2) 帶式輸送機為一般機器，故選用精度為8級。3) 材料選擇：按照軟齒面閉式齒輪設(shè)計，小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)處理），硬度為280HBS，大齒輪材料為鋼（調(diào)質(zhì)處理），硬度為240HBS,二者材料硬度差為40HBS，滿足要求。4) 選小齒輪的齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)。2. 按齒面接觸強度設(shè)計(1) 確定公式中各計算值 初選螺旋角為。1） 試選=1.62） 查相關(guān)圖表，選取區(qū)域系數(shù)為。3） 由表10-7，選取齒寬系數(shù)為。4） 由表10-6，查的材料的彈性影響系數(shù)為

9、。5） 由圖10-26，。6） 查表得接觸疲勞強度極限小齒輪的接觸疲勞極限：，大齒輪的接觸疲勞極限：。7） 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：8） 由圖10-19，取接觸疲勞壽命系數(shù)：， 9） 確定許用接觸應(yīng)力 ：取安全系數(shù)(2) 設(shè)計計算1） 試算小齒輪分度圓直徑2） 計算圓周速度vv=0.5105m/s3） 計算齒寬b及模數(shù) 4） 計算縱向重合度 5） 計算載荷系數(shù) k查表10-2,得使用系數(shù)=1.2；根據(jù)v=0.5348 m/s ,8級精度,由圖10-8得動載系數(shù)=1.05；由表10-4 得；由圖10-13查得；由表10-4 得6） 按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑 =mm=91.526mm7） 計算模數(shù)(3

10、) 按齒根彎曲疲勞強度(1) 確定計算參數(shù)1) 計算載荷系數(shù)2) 根據(jù)縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)3) 計算當量齒數(shù) 4) 查齒形系數(shù)由表10-5查得 5) 查應(yīng)力校正系數(shù) 6) 取齒輪的彎曲疲勞強度極限由圖10-20c查得：小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪彎曲疲勞強度極限 7) 由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) 8) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)9) 計算大小齒輪的與，并加以比較，取其中較大值代入公式 大齒輪的數(shù)值大，應(yīng)按大齒輪校核齒根彎曲疲勞強度(2) 設(shè)計計算對比計算結(jié)果吧，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取 ，已可以滿足

11、彎曲強度。但是為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 來計算應(yīng)有的齒數(shù)。 ，取為30；，取為111。(4) 幾何尺寸計算（1） 計算中心距將中心距圓整為218mm。（2） 按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。（3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑（4） 計算齒輪寬度 圓整后取、。項目d/mmzmnBb材料旋向高速級齒輪192.7730310040Gr左齒輪2343.231119545#右低速級齒輪392.7730310040Gr左齒輪4343.231119545#右 所設(shè)計為同軸式減速器，為簡便，兩級減速擬用相同齒數(shù)、模數(shù)的齒輪對。6 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計級別高

12、速級低速級第一級30111第二級301113.03.0/mm3.09223.09221齒寬/mm；（一） 高速軸的設(shè)計已知參數(shù)：， 1求作用在齒輪上的力 2初步確定軸的最小直徑 按參考文獻，初步估算軸的最小直徑。選擇軸的材料為45#鋼，調(diào)質(zhì)處理。 由于高速軸上有兩個鍵槽，故直徑需要相應(yīng)的增大：圓整后，初步確定高速軸1的最小直徑為。3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案，如下圖所示:（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度:1）為了滿足帶輪的軸向定位要求，1-2軸段，左端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑，現(xiàn)取。2）初步選擇滾動軸承軸承同時受有不大徑向力和軸向力的作用，選用深溝球軸承。參

13、照工作要求，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取軸承6209。并根據(jù)其定位、密封等要求確定2-3段軸長度為88mm。3）已知高速級齒輪輪轂長b=100mm,且用甩油環(huán)左端定位，故3-4段軸直徑為50mm，長度小于齒輪寬度為98mm。4）4-5段設(shè)計軸肩定位，直徑為60mm，長度為7mm。5）5-6段設(shè)計軸肩定位，直徑為50mm。軸承選用6210。根據(jù)定位要求，結(jié)合同軸式的軸承座特點，確定該段軸的長度為34mm。6）軸承蓋的直徑為125mm。（3）軸上零件的周向定位:帶輪周向用鍵定位，根據(jù)軸的直徑，查相關(guān)文獻，選A型普通平鍵，尺寸為，長度為80mm。滾動軸承與軸的周向定位由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺

14、寸公差為k6。齒輪與軸的配合，選用A型普通平鍵，尺寸為：，長為80mm，配合為。4）確定軸上圓角和倒角尺寸：查閱參考文獻2表15-2，軸端倒角為，保證定位軸肩的圓角半徑小于對應(yīng)零件的圓角半徑。（二）中速軸的設(shè)計已知參數(shù)：，1求作用在齒輪上的力中速軸小齒輪的分度圓直徑為: 由高速軸受力分析和力的對稱性，可得，中速軸大齒輪的受力為，2初步確定軸的最小直徑查閱相關(guān)文獻，初步估算中間軸的最小直徑。選軸的材料為45#鋼，調(diào)質(zhì)處理。 由于中間軸上有兩個鍵槽，故直徑需要相應(yīng)的增大：圓整后，初步確定中間軸的最小直徑為3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案，如下圖所示（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑

15、和長度1）初步選擇滾動軸承。軸承同時受有較大徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承，代號為30209。結(jié)合最小直徑要求，設(shè)計1-2段直徑為45mm，根據(jù)選定軸承的寬度，甩油環(huán)的尺寸，確定1-2段軸的長度為44mm。2）2處為非定位軸肩，故取安裝大齒輪的軸段2-3的直徑為50mm。已知齒輪輪轂的寬度為95mm，為了使套筒可靠地壓緊齒輪，2-3段長度應(yīng)略短于輪轂寬度，故取為93mm。齒輪右端3處，采用軸肩定位，軸肩的高度h>0.07d,故取h=5mm，則3-4段軸的直徑為60mm。3）4處采用軸肩定位，h=5mm，故4-5段直徑為50mm，齒輪的右端與右軸承之間采用甩油環(huán)端面定位。已知

16、齒輪輪轂的寬度為100mm，為了定位可靠，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取為98mm。 4）軸端蓋的直徑為125mm。5）右端軸承由于直徑同左端，故選用單列圓錐滾子軸承30209。根據(jù)定位要求，確定5-6段軸的長度為40mm。（3）軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位采用A型普通平鍵連接。根據(jù)軸的長度及直徑，2-3段選用鍵的截面尺寸為,長度為80mm，同時為了保證齒輪與軸的配合有良好的對中性，選擇齒輪與軸的配合為。同理，4-5段選用鍵的截面尺寸為,長度為90mm；同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6

17、。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸查閱參考文獻2表15-2，取軸端倒角為，保證定位軸肩的圓角半徑小于對應(yīng)零件的圓角半徑。（三）低速軸的設(shè)計已知參數(shù)：，1求作用在齒輪上的力受中間軸的力分析可知：，,2初步確定軸的最小直徑 查閱相關(guān)文獻，初步估算低速軸軸的最小直徑。選取軸的材料為45#鋼，調(diào)質(zhì)處理。 由于低速軸上有兩個鍵槽，故直徑需要相應(yīng)的增大：圓整后，初步確定低速軸的最小直徑為。3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案，如下圖所示。（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）右端連接聯(lián)軸器，根據(jù)直徑60mm，查相關(guān)文獻，確定1-2段長度為142mm，2處軸肩為5mm，故2-3段的軸徑為70m

18、m，并且考慮到安裝聯(lián)軸器時操作方便，2-3段外伸端為10mm。2）初步選擇滾動軸承。軸承主要受徑向力和軸向力的作用，故選用代號為30124的單列圓錐滾子軸承。結(jié)合箱壁厚度，軸承端蓋和甩油環(huán)的安裝要求，確定2-3段軸的長度為97mm。3）取安裝齒輪段的直徑為74mm，齒輪的右端采用軸肩定位。已知齒輪輪轂寬度為95mm，為了定位可靠，此段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取93mm。軸肩的高度h>0.07d,故取h=7mm, 得軸環(huán)處的直徑為88mm，軸環(huán)寬度b>1.4h，取為10mm。4)設(shè)計5-6段的軸徑為75mm，選用代號為30215的單列圓錐滾子軸承，根據(jù)所選軸承的寬度，甩油環(huán)的寬度，設(shè)計5

19、-6段軸的長度為40mm。4）軸承蓋的寬度為175mm，（由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定）。（3）軸上零件的周向定位齒輪、聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用A型普通平鍵連接，根據(jù)軸直徑為60mm，選擇聯(lián)軸器與軸連接的A型普通平鍵的尺寸，長度為125mm，截面尺寸為。同理，齒輪與軸連接的A型普通平鍵為，長度為80mm。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。4）確定軸上圓角和倒角尺寸查閱參考文獻2表15-2，取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑，保證定位軸肩的圓角半徑小于對應(yīng)零件的圓角半徑。4求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖（如下），在確定軸承的支點位置時，

20、應(yīng)從手冊中查取a值。對于30214,、30125，由手冊查得a1=25.9mm,a2=27.4。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎距圖和扭距圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖、彎距圖和扭距圖中，可以看出截面c是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面c處的的值列于下表載荷水平面H垂直面V支反力FN，N，彎距M總彎距扭距T5按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎距和扭距的截面（即危險截面c）的強度，根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得。因此，故安全。k=0.5h=0.59mm=4.5mm.由參考

21、文獻2式（6-1）可得 Mpa故擠壓強度足夠。（三）低速軸上鍵的校核 1）低速軸上齒輪處鍵的校核已知軸與聯(lián)軸器采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=20mm,高度h=12mm，鍵長L=80mm。軸的材料為45#鋼，有輕微沖擊，由參考文獻2表6-2查得許用擠壓應(yīng)力=100200Mpa,取其平均值，=110Mpa。鍵的工作長度l=L-b=80mm-20mm=60mm,鍵與鏈輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.512mm=6mm.由參考文獻2式（6-1）可得每個平鍵 Mpa故擠壓強度足夠。2) 低速軸上外伸處鍵的校核 已知軸和齒輪采用鍵聯(lián)接，傳遞的轉(zhuǎn)矩為，軸徑為，寬度b=18mm,高度h=11mm,鍵長L=125mm。軸的材料為45#鋼，有輕微沖擊，由參考文獻2表6-2查得許用擠壓應(yīng)力=100200Mpa,取其平均值，=110Mpa。鍵的工作長度l=L-b=125mm-14 mm=111mm,鍵與齒輪鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.511mm=5.5mm.由參考文獻2式（6-1）可得故擠壓強度足夠。9 軸承壽命的驗算已知參數(shù)，。查參考文獻1可知圓錐滾子軸承30215的基本額定動載荷C=132000N。1.求兩軸承受到的徑向載荷和 2. 對于圓錐滾子軸承，軸承派生軸向力，其中Y是對應(yīng)的Y值。查手冊可知Y=1.4，因此