一級斜齒圓柱齒輪減速器機械課程設計相關

1、計 算 及 說 明結 果一、 傳動方案擬定題目：設計帶式輸送機傳動裝置中的一級斜齒圓柱齒輪減速器（1） 工作條件：皮帶式輸送機單向運轉，有輕微振動，經(jīng)常滿載、空載啟動、二班制工作，運輸帶允許速度誤差為5%，使用壽命十年，每年工作300天。（2） 原始數(shù)據(jù)：輸送帶拉力F=3.2kN；帶速V=1.15m/s；滾筒直徑D=400mm。整體傳動示意圖二、 電動機的選擇1、電動機類型的選擇：Y系列三相異步電動機（工作要求：連續(xù)工作機器），臥式封閉結構。2、選擇電動機的容量工作機的有效功率Pw為Pw=FV=3.2X1.15=3.68kW從電動機到工作機傳送帶間的總效率為。=1 23345由機械設計課程設計

2、指導書可知：1：V帶傳動效率 0.9623：滾動軸承效率0.98(球軸承)3：齒輪傳動效率 0.97 (8 級精度一般齒輪傳動)4：聯(lián)軸器傳動效率 0.99(齒輪聯(lián)軸器)5：卷筒傳動效率 0.96由電動機到工作機的總效率=1 23345=0.83因此可知電動機的工作功率為：Pd=Pw=3.680.83kW=4.43kW式中：Pd工作機實際所需電動機的輸出功率，kW；Pw工作機所需輸入功率。kW；電動機至工作機之間傳動裝置的總功率。3、確定電動機轉速工作機卷筒軸的轉速nW=60X1000VDr/min=54.94r/min按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動在(24)之間，一級圓柱齒輪傳動在（36）

3、之間，所以總傳動比的合理范圍i=624，故電動機的轉速可選范圍為nm=nWi=3301319 r/min，符合這一范圍的同步轉速有750 r/min和1000 r/min。根據(jù)容量和轉速，有機械設計手冊查出有兩種適用的電動機型號，其技術參數(shù)及傳動比的對比情況見下表：表1傳動比方案方案電動機型號額定功率（kW）同步轉速r/min滿載轉速r/min重量(kg)總傳動比V帶傳動減速器12Y132M2-6Y160M2-85.55.510007509607208411917.4713.113.22.55.465.24綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量以及帶傳動和減速器的傳動比，可知方案1較合適（在滿足

4、傳動比范圍的條件下，有利于提高齒輪轉速，便于箱體潤滑設計）。因此選定電動機型號為Y132M2-6，額定功率為Ped =5.5kW，滿載轉速n=1000r/min。三、 計算總傳動比及分配各級的傳動比1、 傳動裝置的總傳動比為 i=nmnW=96054.94=17.472、 分配各級傳動比因i=i帶 i減，初取i帶=3.2，則齒輪減速器的傳動比為i減=ii帶=17.473.2=5.463、 計算傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù)（1） 各軸轉速軸 n=nmi帶=9603.2=300 r/min軸 n=nn減=3005.46=54.95 r/min卷筒軸 n=n=54.95 r/min（2） 各軸功率軸

5、 P=Pd1=4.25kW軸 P=P23=4.04kW卷筒軸 P=P24=3.92kW（3） 各軸轉矩軸 T=9550Pn=135.29Nm軸 T=9550Pn=702.13Nm卷筒軸T=9550Pn=681.27Nm表2 運動和動力參數(shù)參數(shù)軸 名電動機軸軸軸卷筒軸轉速n/rmin-196030054.9454.94功率P/kW4.434.254.043.92轉矩T/Nm44.07135.29702.13681.27傳動比i3.25.461效率0.960.950.97四、V帶設計設計參數(shù)應該滿足帶速5m/sV10m/s、小帶輪包角1120°、一般帶根數(shù)Z45等方面的要求。1、求計算功

6、率Pc查表13-8得 KA=1.2，Pc=KAP=1.2X4.25=5.1kW2、選V帶型號可用普通V帶或窄V帶，現(xiàn)選以普通V帶。由Pc=5.1kW，n=960 r/min查機械設計基礎表13-15可知選A型，d1=112140mm3、求大小帶輪基準直徑d2，d1由表13-9可知d1不小于75mm，現(xiàn)取d1=125mmd2=nnd11-=960300X125X1-0.02=392mm由表13-9可知取d2=400mm4、 驗證帶速V=d1n60X1000=6.28m/s在525m/s的范圍內(nèi)，合適5、 求V帶基準長度Ld和中心距a初選中心距：a0=1.5（d1+d2）=1.5X125+400=

7、787.5mm取a0=800mm，符合0.7（d1+d2）a02（d1+d2）由機械設計基礎第205頁13-2式可得帶長L0=2a0+2（d1+d2）+（d2-d1）24a0=2448mm有表13-2對A型帶選Ld=2500mm實際中心距：aa0+Ld-L02=800+2500-24482=826mm6、 驗算小帶輪包角11=180°-d2-d1aX57.3°=161°>120°，合適7、 求V帶根數(shù)Z=Pc（P0+P0）K1KL今n=960r/min, d1=125mm查表13-3 P0=1.38kW，由式13-9得傳動比 i=d2d1（1-）=

8、3.3查表13-5知：P0=0.11kW由1=161°，查表13-7得：K1=0.95，查表13-2得：KL=1.09由此得Z=5.11.38+0.11X0.95X1.09=3.3，取4根8、 求作用在帶輪軸上壓力FQ查表13-1得 q=0.1Kg/m；的單根V帶的初拉力：F0=500PcZV2.5K1-1+qV2=169.6N軸上的壓力：FQ=2ZF0sin12=2X4X169.6Xsin161°2=1338N五、齒輪的設計（1）擇齒輪類型，材料，精度，及參數(shù) 選用閉式斜齒圓柱齒輪傳動（外嚙合） 選擇齒輪材料；小齒輪材料都取為45號鋼，調(diào)質(zhì)，HBS=197-286 ;=6

9、00MPa;=450MPa；大齒輪材料取為：45號鋼,正火處理HBS=156-217;=380MPa; =300MPa;(表11-1);由表11-5：=1； =1.25；=2.5；=188.9；（表11-4）=/=600MPa ； =/=300MPa=/=360MPa ； =/=240MPa 按齒輪接觸強度設計計算：選取齒輪為8級的精度制造，取載荷系數(shù)=1.3，（表13-3）；齒寬系數(shù)=1.2；（表11-6） 初選螺旋角=15；小齒輪齒數(shù)=20；大齒輪齒數(shù)=205.46=110； 79.33 mm 模 數(shù) =3.83 取=4； 中心距 =270 mm； 螺旋角：=arccos=15.64； 分

10、度圓直徑：=83.076 mm；=456.918 mm； 齒寬=1.279.33=99.6 mm； 取 =105mm； =100mm；驗算齒面彎曲強度：齒形系數(shù)=2.82; =1.57; =2.2; =1.84;（表11-8；11-9）=48MPa；=48=37.86MPa； < < 故安全；齒輪的圓周速度： =1.3m/s 齒輪傳動的幾何尺寸，制表如下：(詳細見零件圖)名稱代號結果小齒輪大齒輪法面模數(shù)4螺旋角15.64中心距270 mm傳動比5.5法面壓力角20齒頂高4齒根高5全齒高9頂隙c1.125齒數(shù)z20110分度圓直徑83.076456.918齒頂圓直徑91.076464

11、.918齒根圓直徑df73.076446.918齒輪寬b105100六、減速器鑄造箱體的主要結構尺寸設計。名稱符號結果公式機座壁厚8mm0.025a+18機蓋壁厚8mm0.02a+18機座凸緣壁厚度b12mm1.5機蓋凸緣厚度12mm1.5機座底凸緣壁厚20mm2.5地腳螺釘直徑24mm0.036a+12地角螺釘數(shù)n6 a>250-500時；n=6軸承旁連接螺栓直徑16 mm0.75機蓋與機座連接螺栓直徑12 mm（0.5-0.6）軸承端蓋螺釘直徑10 mm（0.4-0.5）窺視孔螺釘直徑8 mm（0.3-0.4）定位銷直徑10 mm（0.7-0.8）至外機壁距離見下表至凸緣邊緣距離見下

12、表軸承旁凸臺半徑外機壁紙軸承作端面距離40 mm+（8-12）大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離12 mm>1.2齒輪端面與內(nèi)機壁距離10 mm>機蓋機座肋厚7/7 mm軸承端蓋外徑140/165 mm軸承端蓋凸緣厚度12 mm（1-1.2）表,值（mm）螺栓直徑M8M10M12M16M20M24M301316182226344011141620242834七：軸的設計1. 高速軸的設計。（1） 選擇軸的材料：選取45號鋼，調(diào)質(zhì)，HBS=197-286； （2）初步估算軸的最小直徑 據(jù)教材公式， 查表14-2得c=110；3.952kw；253.70 r/min； =28mm ；28（1+5%

13、）=26.6 取=30mm；2.軸的結構設計：考慮帶輪的機構要求和軸的剛度，取裝帶輪處軸徑；齒輪輪轂直徑：=（52.5-70）mm 取=55mm；根據(jù)密封件的尺寸，選取裝軸承處的軸徑為=45mm；查機械設計手冊第三版 P949；選取軸承：型號孔徑外徑寬B動載KN靜載KN油r/min脂r/min7209AC45mm85mm19mm36.827.290006700 兩軸承支點間的距離： ； 式中： 小齒輪齒寬， 箱體內(nèi)壁與小齒輪端面的間隙， 箱體內(nèi)壁與軸承端面的距離， 軸承寬度， 得到：=168mm 帶輪對稱線到軸承支點的距離： ；式中：軸承蓋的凸緣厚度，（=27 ） 螺栓頭端面至帶輪端面的距離，

14、15mm 軸承蓋M10螺栓頭的高度， 查得k=6； 帶輪寬度； （查表13-10得的值）； 求得：=88mm；2. 按彎扭合成應力校核軸的強度。（1）計算作用在軸上的力 小齒輪受力分析圓周力：=2135.29/83=3257 N徑向力： =3257=1231 N軸向力：=911.8 N（2） 計算支反力 水平面： N 垂直面：=840.9 N 1231-840.9=390N （3）求F在支點產(chǎn)生的反力： N N（4） 求垂直面的彎矩: Nm =32.76 Nm（5）求水平彎矩： Nm 求合成彎矩：=252 Nm=136.43 Nm（6） 求軸傳遞的扭矩： Nm（7）求危險截面的彎矩當量： a-

15、a截面最危險，其當量彎矩為:265 Nm（8）計算危險截面處軸的直徑：=35 mm 安全；3. 低速軸的設計。 選擇軸的材料：選取45號鋼，調(diào)質(zhì)，197-286 初步估算軸的最小直徑 據(jù)教材公式，查表14-2得c=110；3.96 kw；54.95 r/min=45.8； 45.81.05=48.06 mm 取d=50 mm；2.軸的結構設計：考慮帶輪的機構要求和軸的剛度，取裝聯(lián)軸器處軸徑：d=50 mm；齒輪輪轂直徑：=（52.5-70）mm 取=65mm；根據(jù)密封件的尺寸，選取裝軸承處的軸徑為=60mm；查機械設計手冊第三版 P949；選取軸承：型號孔徑外徑寬B動載KN靜載KN油r/min

16、脂r/min7212AC60mm110mm22mm38.528.590006700 兩軸承支點間的距離： ； 式中： 小齒輪齒寬， 箱體內(nèi)壁與小齒輪端面的間隙， 箱體內(nèi)壁與軸承端面的距離， 軸承寬度， 得到：=166 mm 帶輪對稱線到軸承支點的距離： ；式中：軸承蓋的凸緣厚度，（=27 ） 螺栓頭端面至帶輪端面的距離，15mm 軸承蓋M10螺栓頭的高度， 查得k=6； 聯(lián)軸器寬度； （查表13-10得的值）； 求得：=112 mm；3. 按彎扭合成應力校核軸的強度。（1）計算作用在軸上的力 小齒輪受力分析圓周力：=2702.13/456.918=3073N徑向力： =3073=1161N軸向

17、力：=860.3N（3） 計算支反力 水平面： N 垂直面：=590.1N 1516.5+590.1=1750.6 N（4）求垂直面的彎矩: 49.48Nm =147 Nm（3） 求水平彎矩： Nm（7）求軸傳遞的扭矩： 702 Nm （8）求合彎矩:=191.2 Nm1、 求危險截面的彎矩當量：465 Nm（10）計算危險截面處軸的直徑：=43 mm 安全；八：軸承校核計算1、 高速軸承的校核壽命為48000小時，校核初選的7209AC軸承兩軸承徑向力：Fr1=2F1v2+F1H2=23902+1628.52=1674.5 Fr2=2F2v2+F2H2=2840.92+1628.52=183

18、2.8軸向力：Fa=911.8N查機械設計基礎表16-11可知：e=0.68Fs1=e×Fr1=0.68×1674.5=1138.4Fs2=e×Fr2=0.68×1832.8=1246.3由于Fs1+Fa>Fs2，所以2為壓緊端故Fa1=Fs1=1138.4Fa2=Fs1+Fa=2050.2計算軸承的當量動載荷：由Fa1Fr1=1138.41674.5=0.68=e；查表16-11 可知：X1=0，Y1=1；所以P1=X1×Fr1+Y1×Fa1=1138.4N由Fa2Fr2=2050.21832.8=1.12>e；查表16

19、-11可知：X2=0.41，Y2=0.87；所以P2=X2×Fr2+Y2×Fa2=2535N計算所需的徑向基本額定動載荷Cr:因為P1<P2故以軸承2的徑向當量動載荷P2為計算依據(jù)。因受中等沖擊查表16-9得fP=1.5;工作溫度正常，查表16-8得ft=1。所以Cr=fP×P2ft（60n106Lh）13=1.5×25351×(60×300106×48000)13=36.2kN<38.5kN因此合適2、 低速軸承的校核壽命為48000小時，校核初選的7212AC軸承兩軸承徑向力：Fr1=2F1v2+F1H2=2

20、1750.62+1536.52=2329N Fr2=2F2v2+F2H2=2589.12+1536.52=1646N軸向力：Fa=860.3N查機械設計基礎表16-11可知：e=0.68Fs1=e×Fr1=0.68×2329=1583.7NFs2=e×Fr2=0.68×1646=1119.28N由于Fs1+Fa>Fs2，所以2為壓緊端故Fa1=Fs1=1583.7NFa2=Fs1+Fa=2444N計算軸承的當量動載荷：由Fa1Fr1=1583.72329=0.68=e；查表16-11 可知：X1=0，Y1=1；所以P1=X1×Fr1+Y1

21、×Fa1=1583.7N由Fa2Fr2=24441646=1.48>e；查表16-11可知：X2=0.41，Y2=0.87；所以P2=X2×Fr2+Y2×Fa2=2801N計算所需的徑向基本額定動載荷Cr:因為P1<P2故以軸承2的徑向當量動載荷P2為計算依據(jù)。因受中等沖擊查表16-9得fP=1.5;工作溫度正常，查表16-8得ft=1。Cr=fP×P2ft（60n106Lh）13=1.5×28011×(60×54.95106×48000)13=22.7kN<58.2kN因此合適九、鍵的設計

22、60;由于齒輪和軸材料均為鋼，故取P=120Mpa1、輸入軸與大帶輪輪轂聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d=30mm,L=60mm，T=135.29Nm查機械設計基礎課本P156得，選用圓頭普通A型平鍵，得：b=8mm，h=7mm，鍵長范圍L=1890mm。鍵長取L=50 mm。鍵的工作長度l=Lb=42mm。強度校核：由P158式10-26得p=4T/dhl=61Mpa<P=120Mpa所選鍵為：普通A型8X7平鍵2、輸入軸與齒輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d=55mm,L=105mm，T=135.29Nm查課本P156得，選用圓頭普通A型平鍵，得：b=16mm，h=10mm，鍵長范圍L=45180mm。

23、鍵長取L=90mm。鍵的工作長度l=Lb=74mm。強度校核：由P158式10-26得p=4T/dhl=109 Mpa<P=120Mpa所選鍵為：普通A型16X10平鍵3、輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑d=65mm,L=100mm查課本P156得，選用圓頭普通A型平鍵，得：b=20mm，h=12mm，鍵長范圍L=56220mm。鍵長取L=90 mm。鍵的工作長度l=Lb=70mm。強度校核：由P158式10-26得p=4T/dhl=32 Mpa<P=120Mpa所選鍵為：普通A型20X12平鍵4、輸出軸與聯(lián)軸器聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑d=50mm,L=110mm查課本P156得，選用圓

24、頭普通A型平鍵，得：b=14mm，h=9mm，鍵長范圍L=36160mm。鍵長取L=90mm。鍵的工作長度l=Lb=76mm。強度校核：由P158式10-26得p=4T/dhl=15.8 Mpa<P=120Mpa所選鍵為：普通A型14X9平鍵十、聯(lián)軸器的選擇根據(jù)低速軸最小端軸頸選擇 LZ4型彈性柱銷齒式聯(lián)軸器型號公稱轉矩Tn/N·m許用轉速nr/min軸孔直徑d1,d2,dz軸孔長度L、L1DBS質(zhì)量KgLZ1112500012-2427-5276422.51.7LZ2250500016-3230-8290502.53.0LZ3630450025-4244-1121187037

25、.3LZ41800420040-60843聯(lián)軸器的校核Tc=KT=1.5×9.55×106×3.9654.95=1032Nm<1800Nmn2=54.95r/min1<4200r/min合適十一、潤滑與密封1、 潤滑方式齒輪的潤滑=1.3m/s由于速度低于2m/s，軸承采用脂潤滑Zl-1GB7324-1994，閉式齒輪采用工業(yè)閉式齒輪油L-CKC150GB5903-1995,浸油深度以從動輪一個齒高為宜。2、 密封方式（1） 箱座與箱蓋凸緣的密封選用接合面涂密封膠703（2） 觀察孔、注油孔等處密封選用石棉橡膠紙（3） 軸承蓋

26、密封高速軸：透蓋 B 35 54 GB/T 13871-199234521-2005低速軸：透蓋 B42 62 GB/T 13871-1992盲蓋 O128-3.55-A-N-GB/T34521-2005(4)其他處密封軸承靠近機體內(nèi)壁處用擋油板密封，防止?jié)櫥瓦M入軸承內(nèi)部。十二、附件設計A 視孔蓋和窺視孔：在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M8 緊固。B 油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油,

27、放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油標：油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出。D 通氣孔：由于減速器運轉時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡。E 位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度。十三、設計小結這次關于帶式運輸機上的單級展開式圓柱齒輪減速器的課程設計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設計概念和設計過程的實踐考驗，對于提高我們機械設計的綜合素質(zhì)大有用處。通過兩個星期的設計實踐，使我對機械設計有了更多的了解和認識.為我們以后的工作打下了堅實的基礎。1機械設計是機械工業(yè)的基礎,是一門