二級圓錐圓柱齒輪減速器(帶式輸送機(jī)傳動系統(tǒng)) (1)

1、一、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書 設(shè)計帶式運輸機(jī)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(jī)輸入功率：2.85 KW工作機(jī)輸入轉(zhuǎn)速：80 rpm四、 設(shè)計內(nèi)容：1、 電動機(jī)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。23 計算與說明主要結(jié)果二、電動機(jī)的

2、選擇1、電動機(jī)轉(zhuǎn)速的確定工作機(jī)轉(zhuǎn)速：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(jī)轉(zhuǎn)速應(yīng)在范圍內(nèi)即：8002000 rpm最大值：3600rpm根據(jù)電動機(jī)的選擇原則應(yīng)選擇：Y系列三相籠型異步電動機(jī)2、電動機(jī)功率的確定查機(jī)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10.940.991錐齒輪10.920.98N2聯(lián)軸器20.950.995N3軸承40.98N4卷筒10.940.97N5計算得傳動的裝置的總效率：工作機(jī)輸入功率：所需電動機(jī)輸出功率為算得：即：電動機(jī)轉(zhuǎn)速：8002000rpm最大值：36000rpm 電動機(jī)功率：3.1843803403880

3、063查機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計表12-1（機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計手冊P173）最后確定電機(jī)Y系列三相異步電動機(jī)，型號為Y112M-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(jī)滿載轉(zhuǎn)速1440r/min。工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速：總傳動比查書得推薦值：，且，得，,滿足要求。2、 由傳動比分配結(jié)果計算軸速3、 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(jī)軸3.5623.60144013610.97020.93100.95060.9319I軸3.4622.901440II軸3.22 64.0

4、0480III軸3.06365.0080卷筒軸2.85340.0080四、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），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(qiáng)度設(shè)計查3(10-26)有齒面接觸疲勞強(qiáng)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(jī)械設(shè)計表10-7，P205） 確定材料彈性影響系數(shù)

5、：（機(jī)械設(shè)計，表106，p201） 確定區(qū)域系數(shù)：錐齒角為20°標(biāo)準(zhǔn)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(qiáng)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(qiáng)度載荷系數(shù)按載荷系數(shù)校正分度圓直徑取標(biāo)準(zhǔn)值，模數(shù)圓整為計算齒輪的相關(guān)參數(shù)

6、，確定齒寬：圓整取(3)校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度載荷系數(shù)當(dāng)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(qiáng)度，由3式10-23計算得可知彎曲強(qiáng)度滿足，參數(shù)合理。2、圓柱斜齒齒輪傳動的計算設(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(jī)為一般工作機(jī)，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(qiáng)度設(shè)

7、計查3(10-21)有齒面接觸疲勞強(qiáng)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(biāo)準(zhǔn)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

8、系數(shù) 查3圖10-13得e：接觸強(qiáng)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(qiáng)度設(shè)計由3式10-17計算載荷系數(shù)由縱向重合度，從機(jī)械設(shè)計課程手冊圖10-28得計算當(dāng)量齒數(shù)由3圖10-20得彎曲疲勞強(qiáng)度極限，由3圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(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(qiáng)度計算的模數(shù)m大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，而齒輪模數(shù)m主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，齒面接觸疲勞強(qiáng)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

9、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)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(jī)械設(shè)計課程設(shè)計表17-2，結(jié)合電動機(jī)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

10、，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

11、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(jī)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(jī)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0.8,1.0,1.0，圓角取0.4，0.5,0.5(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(qiáng)度由上圖可知，應(yīng)力最大的位置，只需

12、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15-2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，

13、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(jī)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。

14、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(jī)械設(shè)計課程設(shè)計表12-13，取軸端倒角為2mm，圓角取1.6mm(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(qiáng)度由上圖可知，應(yīng)力最大的位置，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

15、。(7)精確校核軸的疲勞強(qiáng)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(jìn)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(qiáng)化處理，即，則綜合系數(shù)值為碳鋼

16、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(qiáng)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。

17、綜上得出，此軸疲勞強(qiáng)度達(dá)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)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

18、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35mm。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

19、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(jī)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(jī)械設(shè)計課程設(shè)計表12-13，取軸端倒角為2mm，圓角取1.6mm(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(qiáng)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1

20、5-1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(jī)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(dāng)量載荷由于，所以，。由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當(dāng)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(jī)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，右側(cè)軸承壓緊由于，所以軸向力為，當(dāng)量載荷由于，所以，。由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當(dāng)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(jī)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(dāng)量載荷由于，所以，。由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為，故當(dāng)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Mpa1620522.93245822.95728864.040451064.045444379.2795.7735514379.27106.25查3表6-1得，所以以上各鍵強(qiáng)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