二級圓錐圓柱齒輪減速器帶式輸送機傳動系統(tǒng) 1

1、設(shè)計帶式運輸機傳動裝置（兩級錐齒輪斜齒圓柱齒輪減速器）一、 總體布置簡圖二、 工作條件：1. 連續(xù)單向運轉(zhuǎn)。2. 載荷平穩(wěn)。3. 兩班制。4. 結(jié)構(gòu)緊湊。5. 工作壽命5年。三、 工作機輸入功率：2.85 KW工作機輸入轉(zhuǎn)速：80 rpm四、 設(shè)計內(nèi)容：1、 電動機選擇與運動參數(shù)的計算；2、 齒輪傳動設(shè)計計算；3、 軸的設(shè)計；4、 滾動軸承的選擇；5、 鍵和聯(lián)軸器的選擇與校核；6、 裝配圖、零件圖的繪制；7、 設(shè)計計算說明書的編寫；五、 設(shè)計任務(wù)1、 繪制減速器裝配圖1張。2、 繪制減速器零件圖1-2張。3、 編寫設(shè)計說明書一份。計算與說明主要結(jié)果二、電動機的選擇1、電動機轉(zhuǎn)速的確定工作機轉(zhuǎn)速

2、：80rpm錐齒輪圓柱齒輪減速器傳動比范圍一般為i=1025最大值為：40故電動機轉(zhuǎn)速應(yīng)在范圍內(nèi)即：8002000 rpm最大值：3600rpm根據(jù)電動機的選擇原則應(yīng)選擇：Y系列三相籠型異步電動機2、電動機功率的確定查機械設(shè)計課程設(shè)計表12-8名稱數(shù)量效率代號斜齒圓柱齒輪11錐齒輪1N2聯(lián)軸器2N3軸承4N4卷筒1N5計算得傳動的裝置的總效率：工作機輸入功率：所需電動機輸出功率為算得：即：電動機轉(zhuǎn)速：8002000rpm最大值：36000rpm 電動機功率：3.1843803403880063查機械設(shè)計課程設(shè)計表12-1（機械設(shè)計課程設(shè)計手冊P173）最后確定電機Y系列三相異步電動機，型號為Y

3、112M-4，額定功率4kW，滿載轉(zhuǎn)速1440r/min。三、傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算1、分配各級傳動比電動機滿載轉(zhuǎn)速1440r/min。工作機主動軸轉(zhuǎn)速：總傳動比查書得推薦值：，且，得，,滿足要求。8、 由傳動比分配結(jié)果計算軸速9、 分別?。焊鬏S輸入功率各軸輸入轉(zhuǎn)矩將計算結(jié)果列在下表軸號功率P/kW轉(zhuǎn)矩T/()轉(zhuǎn)速n/（r/min）傳動比效率電機軸14401361I軸1440II軸 480III軸80卷筒軸80四、傳動零件的計算1、圓錐直齒齒輪傳動的計算選擇齒形制GB12369-90，齒形角設(shè)計基本參數(shù)與條件：齒數(shù)比u=3，傳遞功率，主動軸轉(zhuǎn)速，采用二班制工作，壽命5年（一年以360天計

4、），小錐齒輪懸臂布置。（1）選擇齒輪材料和精度等級材料均選取45號鋼調(diào)質(zhì)。小齒輪齒面硬度為280HBS，大齒輪齒面硬度為240HBS。精度等級取8級。試選小齒輪齒數(shù),則（2）按齒面接觸疲勞強度設(shè)計查3(10-26)有齒面接觸疲勞強度設(shè)計公式 試選載荷系數(shù)：。 計算小齒輪傳遞的扭矩： 取齒寬系數(shù)：（機械設(shè)計表10-7，P205） 確定材料彈性影響系數(shù)：（機械設(shè)計，表106，p201） 確定區(qū)域系數(shù)：錐齒角為20°標準直齒圓錐齒輪傳動： 根據(jù)循環(huán)次數(shù)公式3式10-13，計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)： 查3圖10-19得接觸疲勞壽命系數(shù)：， 查3圖10-21(d)得疲勞極限應(yīng)力：， 由3式10-12計

5、算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效概率為1%，安全系數(shù)， 由接觸強度計算出小齒輪分度圓直徑：，得： 則 齒輪的圓周速度 計算載荷系數(shù)：a：齒輪使用系數(shù)，查3表10-7得b：動載系數(shù)，查3圖10-8得c：齒間分配系數(shù)，查3表10-9得d：齒向載荷分布系數(shù)查3表10-9得，所以e：接觸強度載荷系數(shù)按載荷系數(shù)校正分度圓直徑取標準值，模數(shù)圓整為計算齒輪的相關(guān)參數(shù)，確定齒寬：圓整取(3)校核齒根彎曲疲勞強度載荷系數(shù)當量齒數(shù)，查3表10-5得，取安全系數(shù)由3圖10-18得彎曲疲勞壽命系數(shù)，查3圖10-20(c)得彎曲疲勞極限為：，許用應(yīng)力校核強度，由3式10-23計算得可知彎曲強度滿足，參數(shù)合理。2、圓柱斜齒齒輪

6、傳動的計算設(shè)計基本參數(shù)與條件：齒數(shù)比u=6，傳遞功率，主動軸轉(zhuǎn)速，采用二班制工作，壽命5年（一年以360天計）。（1）選擇齒輪材料、精度等級和齒數(shù)小齒輪材料選取40Cr鋼調(diào)質(zhì)，大齒輪選取45鋼調(diào)質(zhì)，小齒輪齒面硬度為280HBS，大齒輪齒面硬度為240HBS。運輸機為一般工作機，精度等級取7級。試選小齒輪齒數(shù)24初選螺旋角（2）按齒面接觸疲勞強度設(shè)計查3(10-21)有齒面接觸疲勞強度設(shè)計公式試選載荷系數(shù)： 計算小齒輪傳遞的扭矩：取齒寬系數(shù)：確定彈性影響系數(shù)：由3表10-6，確定區(qū)域系數(shù)：查3圖10-30，標準直齒圓錐齒輪傳動：根據(jù)循環(huán)次數(shù)公式3式10-13，計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：查3圖10-19得

7、接觸疲勞壽命系數(shù)：，查3圖10-21(d)得疲勞極限應(yīng)力：，由3式10-12計算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效概率為1%，安全系數(shù)，由3圖10-26查得代入數(shù)值計算小齒輪直徑圓周速度齒寬b及模數(shù)，計算縱向重合度計算載荷系數(shù)：a：齒輪使用系數(shù)，查3表10-2得b：動載系數(shù)，查3圖10-8得c：齒間分配系數(shù)，查3表10-3得d：查3表10-4得齒向載荷分布系數(shù)查3圖10-13得e：接觸強度載荷系數(shù)按載荷系數(shù)校正分度圓直徑計算模數(shù)(3)按齒根彎曲強度設(shè)計由3式10-17計算載荷系數(shù)由縱向重合度，從機械設(shè)計課程手冊圖10-28得計算當量齒數(shù)由3圖10-20得彎曲疲勞強度極限，由3圖10-18取彎曲疲勞壽命系

8、數(shù)，取彎曲疲勞安全系數(shù)由3式10-12得由3表10-5得齒形系數(shù)，得應(yīng)力校正系數(shù)，計算大、小齒輪的并加以比較。，大齒輪的數(shù)值大。計算得。對比結(jié)果，顯然齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)m大于齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，而齒輪模數(shù)m主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力僅齒輪直徑有關(guān)，故取mm校正齒數(shù)，取圓整中心距修正螺旋角變化不大，不必修正前面計算數(shù)值。計算幾何尺寸，取齒寬為，五、軸的計算1、I軸的計算(1)軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩，(2)求作用在齒輪上的力圓周力，軸向力，徑向力(3)初估軸的最小直徑先按3式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)

9、3表15-3，取，于是得由于輸入軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器處軸徑。為了使所選軸徑與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng)，故需同時選擇聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查3表14-1查機械設(shè)計課程設(shè)計表17-2，結(jié)合電動機參數(shù)，所以選取型號為LT3彈性套柱銷聯(lián)軸器，孔徑選為16mm，長42mm。聯(lián)軸器與軸配合的輪轂長度為30mm。(4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定軸上零件的裝配方案，如下圖軸段1-2，由聯(lián)軸器型號直徑為16mm，右端應(yīng)有軸肩定位，軸向長度應(yīng)該略小于30mm，取28mm。軸段4-5，先初選軸承型號，由受力情況選擇圓錐滾子軸承，型號取30204，內(nèi)徑為20mm。所以軸段直徑為20mm，長度應(yīng)略小于軸承內(nèi)圈寬度14mm，取

10、為12mm。軸段2-3，由軸承內(nèi)圈直徑20mm得軸段直徑為20mm。左端聯(lián)軸器又端面距離短蓋取30mm，加上軸承寬度和端蓋寬度，軸段長度定為59.25mm。軸段5-6，小錐齒輪輪轂長度為36mm，齒輪左端面距離套杯距離約為8mm，再加上套杯厚度8mm，確定軸段長度為52mm，直徑為32mm。軸段3-4，由于小齒輪懸臂布置，軸承支點跨距應(yīng)取懸臂長度的大約兩倍，由此計算出軸段長度為100mm。又有軸肩定位的需要，軸肩高度取3.5mm，所以軸段直徑取42mm。零件的周向定位查機械設(shè)計課程設(shè)計表14-24得左端半聯(lián)軸器定位用平鍵，寬度為5mm，高5mm，長度略小于軸段，取20mm，選取鍵，右端小齒輪定

11、位用平鍵，寬度為10mm，高8mm，長度略小于軸段，取45mm，選取鍵。軸上圓角和倒角尺寸參考機械設(shè)計課程設(shè)計表12-13，取1-2、2-3、4-5的倒角分別為，圓角取(5)求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖和受力情況得出軸所受彎矩扭矩如圖所示(6)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度由上圖可知，應(yīng)力最大的位置，只需校核此處即可，根據(jù)3式15-5及以上數(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)力查3表15-1得，因此，軸安全。2、II軸的計算(1)軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩，(2)求作用在齒輪上的力大圓錐齒輪：圓周力，軸向力，徑向力圓柱齒輪：圓周力，徑向力。(3)初估軸的最小直徑先按3式15-

12、2初步估算軸的最小直徑。由于此軸為齒輪軸，選取軸的材料應(yīng)同圓柱齒輪一樣，為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)3表15-3，取，于是得(4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸段4-5，由設(shè)計結(jié)果，小齒輪分度圓直徑為57mm，齒寬為52mm，取此軸段直徑為57mm，長為52mm。軸段2-3，齒輪輪轂長度為40，軸段長度定為38mm，直徑為齒輪孔徑40mm。軸段1-2，選用軸承型號為30205，內(nèi)徑20mm，故軸段直徑為20mm，齒輪端面距離箱體內(nèi)壁取7mm，軸承距內(nèi)壁2mm，所以軸段長度取25mm。軸段6-7，用于裝軸承，長度取16mm，直徑取20mm。軸段5-6，軸承應(yīng)該距離箱體內(nèi)壁2mm左右，且小齒輪端面距離箱體內(nèi)壁8mm

13、左右，長度取10mm，又根據(jù)軸肩定位需要，軸徑取41mm。軸段3-4，由于箱體內(nèi)壁應(yīng)該相對于輸入軸的中心線對稱，通過計算此段長度為20mm，又有定位需要，軸徑取47mm。零件的周向定位查機械設(shè)計課程設(shè)計表14-24（p158）得錐齒輪定位用平鍵，寬度為12mm，深8mm，長度略小于軸段，取28mm。斜齒輪定位用平鍵，寬度為16mm，深10mm，長度略小于軸段，取45mm。軸上圓角和倒角尺寸參考機械設(shè)計課程設(shè)計(5)求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖和受力情況得出軸所受力和彎矩扭矩如表所示載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T彎矩和扭矩圖如下：(6)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度由上圖可知，應(yīng)力最大

14、的位置，校核此處即可，根據(jù)3式15-5及以上數(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)力查3表15-1得，因此。另外小齒輪的兩個端面處較危險，右端按照軸頸35mm，若彎扭組合按照最大處計算，有，所以最終可以確定彎扭校核結(jié)果為安全。(7)精確校核軸的疲勞強度判斷危險截面由上述計算已知小齒輪中點處應(yīng)力最大，但是此處軸頸較兩側(cè)高出許多，所以應(yīng)選4的左側(cè)和5的右側(cè)進行精確校核計算。截面4的左側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面4左側(cè)的彎矩為截面4上的扭矩為截面上的彎曲應(yīng)力截面上扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。由3表15-1查得。綜合系數(shù)的計算查3附表3-2，由，經(jīng)直線插入，得因

15、軸肩而形成的理論應(yīng)力集中為，由3附圖3-1得軸的材料敏感系數(shù)為，則有效應(yīng)力集中系數(shù)為，按3式（附表3-4）由3附圖3-2，3-3查得尺寸系數(shù)為，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為，查3附圖3-4，軸采用精車加工，表面質(zhì)量系數(shù)為，軸表面未經(jīng)強化處理，即，則綜合系數(shù)值為碳鋼系數(shù)的確定碳鋼的特性系數(shù)取為，安全系數(shù)的計算軸的疲勞安全系數(shù)為故此處安全。截面5的右側(cè)抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面5右側(cè)的彎矩為截面5上的扭矩為截面上的彎曲應(yīng)力截面上扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。由3表15-1查得。綜合系數(shù)的計算查3附表3-2，由，經(jīng)直線插入，得因軸肩而形成的理論應(yīng)力集中為，由3附圖3-1得軸的材料敏感系數(shù)為，則有效應(yīng)力

16、集中系數(shù)為，按3式（附表3-4）由3附圖3-2，3-3查得尺寸系數(shù)為，扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)為，查3附圖3-4，軸采用精車加工，表面質(zhì)量系數(shù)為，軸表面未經(jīng)強化處理，即，則綜合系數(shù)值為碳鋼系數(shù)的確定碳鋼的特性系數(shù)取為，安全系數(shù)的計算軸的疲勞安全系數(shù)為故此處安全。綜上得出，此軸疲勞強度達到要求。3、III軸的計算(1)軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩，(2)求作用在齒輪上的力圓周力，軸向力，徑向力(3)初估軸的最小直徑先按3式15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)3表15-3，取，于是得，此處有一個平鍵，直徑增加5%，得出直徑最小為34.31664693mm。由于輸入軸的最小直徑是安裝聯(lián)

17、軸器處軸徑。為了使所選軸徑與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng)，故需同時選擇聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查3表14-1選取凸緣曲軸器型號為GY6，孔徑選為38m。聯(lián)軸器與軸配合的輪轂長度為82mm。(4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定軸上零件的裝配方案，如下圖軸段1-2，由聯(lián)軸器型號得直徑為32mm，右端應(yīng)有軸肩定位，軸向長度應(yīng)該略小于60mm，取80mm。軸段5-6，此處與大齒輪配合，取直徑為齒輪孔徑50mm，長度略小于輪轂長度取為40mm。軸段6-7，選取軸承型號為30206，由軸承內(nèi)圈直徑得軸段直徑為40mm。又考慮大齒輪與小齒輪的配合，大齒輪與內(nèi)壁距離為10.5mm。軸承距離內(nèi)壁取2mm左右，最后確定軸段長度為35

18、mm。軸段4-5，此段用于大齒輪定位，軸肩高度為4mm，所以直徑取75mm，長度取10mm。軸段3-4，左端用于軸承定位，軸肩高度取3.5mm，直徑為64mm，又有軸承距離內(nèi)壁2mm左右，軸段長度得出為65mm。軸段2-3，根據(jù)軸承和端蓋寬度，再是軸稍微伸出一段，確定軸段長度為40mm，直徑取軸承內(nèi)圈大小為40mm。零件的周向定位查機械設(shè)計課程設(shè)計表14-24得左端半聯(lián)軸器定位用C型平鍵，寬度為10mm，長度略小于軸段，取50mm，選取鍵C，右端大齒輪定位用平鍵，寬度為12mm，長度略小于軸段，取50mm，選取鍵。軸上圓角和倒角尺寸參考機械設(shè)計課程設(shè)計(5)求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖和受力情況

19、得出軸所受彎矩扭矩如圖所示(6)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度由上圖可知，應(yīng)力最大的位置，只需校核此處即可，根據(jù)3式15-5及以上數(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)力查3表15-1得，因此，軸安全。六、軸承的計算1、I軸的軸承校核軸承30207的校核求兩軸承受到的徑向載荷徑向力，查機械設(shè)計課程設(shè)計表15-1，得Y=1.6，e=0.37，派生力，軸向力，左側(cè)軸承壓緊由于，所以軸向力為，當量載荷由于，所以，。由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當量載荷為，軸承壽命的校核2、II軸的軸承校核軸承30207的校核求兩軸承受到的徑向載荷徑向力，查機械設(shè)計課程設(shè)計表15-1，得Y=

20、1.6，e=0.37，派生力，軸向力，右側(cè)軸承壓緊由于，所以軸向力為，當量載荷由于，所以，。由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當量載荷為，軸承壽命的校核3、III軸的軸承校核軸承30208的校核求兩軸承受到的徑向載荷徑向力，查機械設(shè)計課程設(shè)計表15-1，得Y=1.6，e=0.37，派生力，軸向力，左側(cè)軸承壓緊由于，所以軸向力為，當量載荷由于，所以，。由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當量載荷為，軸承壽命的校核七、鍵連接的選擇及校核計算將各個連接的參數(shù)列于下表鍵直徑mm工作長度mm工作高度mm轉(zhuǎn)矩 Nm極限應(yīng)力Mpa1620532458572884045104544435514查3表6-1得，所以以上各鍵強度合格。八、減速器附件的選擇1、通氣器由于在室內(nèi)使用，選簡易式通氣器，采用M12×2、