一級圓柱齒輪減速器設計說明書

1、 帶式輸送機傳動裝置設計說明書 帶式輸送機傳動裝置設計計算說明書 姓 名： xxxxxx 院 別： 工學院 專 業(yè)： 機械設計及其自動化 學 號： xxxxxxxxxx 指導教師： xxxxxxx 2014年1月1/28工學院課程設計評審表學生姓名xxxx專業(yè)機械設計制造及其自動化年級2011級學號xxxxxxxx設計題目帶式運輸機傳動裝置評價內(nèi)容評價指標 評分權(quán)值評定成績業(yè)務水平有扎實的基礎理論知識和專業(yè)知識；能正確設計機構(gòu)運動方案，對所設計機構(gòu)的特定位置進行運動分析和動態(tài)靜力分析。獨立進行設計工作，能運用所學知識和技能去發(fā)現(xiàn)與解決實際問題；能正確處理設計數(shù)據(jù)；能對課題進行理論分析，得出有價

2、值的結(jié)論。40論文（設計說明書、圖紙）質(zhì)量論述充分，結(jié)論嚴謹合理；設計方法正確，分析處理科學；文字通順，技術(shù)用語準確，符號統(tǒng)一，編號齊全，書寫工整規(guī)范，圖表完備、整潔、正確；圖紙繪制符合國家標準；計算結(jié)果準確；工作中有創(chuàng)新意識；對前人工作有改進或突破，或有獨特見解。40工作量、工作態(tài)度按期完成規(guī)定的任務，工作量飽滿，難度較大；工作努力，遵守紀律；工作作風嚴謹務實20合計100指導教師評語 目 錄一 .題目及設計總體分析.3二 .選擇電動機.4三 .傳動裝置的總傳動比及分配各級傳動比.5四 .計算傳動裝置的運動和動力參數(shù).6五 .V型帶及帶輪的設計和計算.7六 .齒輪傳動設計計算.9七 .軸的設

3、計計算1.高速軸.152.低速軸（含連軸器的選擇和驗算）.19八 .滾動軸承的選擇和驗算.23九 .鍵的強度校核.24十 .減速器的潤滑.25十一 .減速器箱體結(jié)構(gòu)尺.26十二 .總結(jié).28十三 .參考資料.28十四 .附件.29一、題目及設計總體分析（1） 設計數(shù)據(jù)：滾筒直徑為400mm，輸送帶速1.1m/s, 運輸帶工作壓力為2500N。（2） 工作條件：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35攝氏度；使用折舊期8年；動力來源：電力。（3）如下圖為帶式輸送機傳動簡圖。 1、電動機 2、V帶輪 3、箱體 4、低速齒輪 5、高速齒輪 6、聯(lián)軸器 7、滾筒 、電動機軸

4、 、輸入軸 、輸出軸 二. 選擇電動機1 選擇電動機按工作要求和條件，選用Y系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機。2 電動機的容量電動機所需的工作效率為： 工作機所需要功率為： 2.75KW傳動裝置的總效率為： 按設計手冊表1-5確定各部分效率： V帶傳動效率，滾動軸承傳動效率，閉式齒輪傳動效率，聯(lián)軸器效率，傳動滾筒效率，則 所需電動機功率為： 電動機的額定功率要略大于P，由Y系列三相異步電動機技術(shù)數(shù)據(jù)選擇電動機額定為4KW。3 電動機轉(zhuǎn)速滾筒軸工作轉(zhuǎn)速：52.55r/minError! No bookmark name given.Error! No bookmark name given.

5、Error! No bookmark name given.V帶傳動的傳動比常用范圍，單級圓柱齒輪減速器傳動比范圍Error! No bookmark name given.，則傳動裝置總傳動比的合理范圍為，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為：212.2840.76選用同步轉(zhuǎn)速750r/min，滿載轉(zhuǎn)速720r/min的Y160M1-8型電動機。其主要技術(shù)參數(shù)如下：電動機型 號額定功率P（KW）同步轉(zhuǎn)速（r/min）滿載轉(zhuǎn)速（r/min）Y160M1-8475072022電動機的相關(guān)尺寸：中心高H外形尺寸底角安裝尺寸A×B地腳螺栓孔直 徑 K軸 伸尺 寸D×E鍵公稱尺 寸F×

6、;h160600×417.5×385254×2101542×11012×160 三.傳動裝置的總傳動比及分配各級傳動比1.總傳動比為： 13.702.分配傳動裝置各級傳動比根據(jù)取V帶傳動的傳動比則減速器的傳動比i為3.91 四.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1. 0軸（電機軸）： 功率轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩 2. 1軸（高速軸）： 功率；轉(zhuǎn)速；轉(zhuǎn)矩 ；3. 2軸(低速軸)： 功率轉(zhuǎn)速 轉(zhuǎn)矩 4 3軸（滾筒軸）： 功率轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩 將上述計算得到的運動和動力參數(shù)列于下表 軸 名參數(shù)0軸1軸2軸3軸轉(zhuǎn)速n(r/min)720205.7152.6152.61功率P（kw

7、）3.203.072.952.89轉(zhuǎn)矩T(N.m)42.44142.52535.50524.61傳動比I3.53.911效率0.960.960.98 五V型帶及帶輪的設計和計算1.工作情況系數(shù)由以上計算可知P=4kw，選工作情況系數(shù)， 2.確定計算功率由 則 3.選定V帶帶型由、查課本圖811，選用B型普通V帶。 4.確定帶輪基準直徑、取主動輪基準直徑從動輪基準直徑，根據(jù)表8-9，取 。則實際的傳動比為帶的速度，合適。 5.確定V帶的基準長度和傳動中心距根據(jù) 有，初選計算帶所需的基準長度 ：選取帶的基準長度 則6.驗算小帶輪輪上的包角，合適。 7.包角修正系數(shù) 8.帶長修正系數(shù) 9.計算V帶的

8、根數(shù) z由，查表84和表85得， 單根傳遞功率 所以： 取z =3 10.計算V帶單根對軸的拉力 查課本表8-3 11.計算作用在軸上的壓軸力 12.確定帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸由，采用腹板式結(jié)構(gòu)，采用輪輻式。由V帶設計可知 z=3根，則由課本表8-11可得 e=19mm,f=12mm,=3.5mm 則帶輪的寬度為小帶輪的外徑 大帶輪的外徑 六.齒輪傳動設計計算1） 根據(jù)傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。2） 運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。3） 材料選擇。小齒輪選用40，調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度280HBS（7級），大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度240HBS（7級）。4） 選小齒輪齒數(shù)，

9、則大齒輪齒數(shù)，取 5） 按齒面接觸強度設計根據(jù)設計計算公式 （1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值a) 試選載荷系數(shù)b) 小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩由上面的計算得 c) 由表10-7（課本 ）選取齒寬系數(shù)d) 由表10-5(課本 )查得材料的彈性影響系數(shù)e) 由圖10-25d（課本 ）按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限f) 由式10-15（課本 ）計算應力循環(huán)次數(shù)g) 由圖10-23(課本 )查得接觸疲勞壽命系數(shù)，。h) 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1。由式(10-14)(課本 )，得（2） 計算 由式10-11 （課本 ）a) 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的

10、值b) 計算圓周速度vc) 計算齒寬bd) 計算齒寬與齒高之比b/h模數(shù) 齒高 e) 計算載荷系數(shù)根據(jù)v=0.77m/s，7級精度，由圖10-8（課本）查得動載荷系數(shù)；直齒輪，假設.由表10-3(課本)查得；由表10-2(課本)查得使用系數(shù)；由表10-4(課本)查得7級精度小齒輪相對支承非對稱布置時，由b/h=10.68,查圖10-13(課本)得；故載荷系數(shù)f) 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑,由式10-12 (課本)得g) 計算模數(shù)m6） 按齒根彎曲強度設計 由式（10-7）（課本 ） 得彎曲強度設計公式為（1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值a) 由圖10-24c（課本 ）查得小齒輪的彎曲疲

11、勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限b) 由圖10-22（課本）查得彎曲疲勞壽命，c) 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-14）（課本）得 ，d) 計算載荷系數(shù) Ke) 查取齒形系數(shù)由圖10-17（課本 ）查得，f) 查取應力校正系數(shù)由圖10-18（課本）可查得，g) 計算大、小齒輪的并加以比較，大齒輪的數(shù)值大 （2）設計計算（模數(shù)越大，齒輪越安全）對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲強度設計的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲疲勞所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即m*z）有關(guān)，可取彎曲強度算得的模數(shù)1.4

12、47，并就近圓整為標準值m=2.5mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓，算出小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取。這樣設計出的齒輪傳動既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。則實際的傳動比為。自此，實際的總傳動比為，實際的滾筒轉(zhuǎn)速為，誤差絕對值為，合符要求。7） 幾何尺寸計算（1） 計算分度圓直徑，（2） 計算中心距（3） 計算齒輪寬度 取，8）驗算， 合適 9）重合度計算 則 合適10）.高速齒輪傳動的相關(guān)數(shù)值模數(shù) m2.5分度圓直徑齒頂高齒根高全齒高齒頂圓直徑齒根圓直徑中心距齒寬齒頂圓壓力角重合度基圓直徑 齒厚齒槽寬齒距頂隙 七、軸的設計計算1. 高速軸的設計 1）已知

13、：， 2）作用在齒輪上的力由齒輪計算過程得 3)初步確定軸的最小直徑，先按式（15-2）（課本）初步估算軸的最小直徑。軸為齒輪軸，45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表153(課本)取,則軸的最小直徑顯然是與帶輪的配合處的直徑，為了使所選的軸直徑與帶輪的孔相適應，故取。4)軸的結(jié)構(gòu)設計。（1）擬定軸的基本結(jié)構(gòu) （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 a）為了滿足帶輪的軸向定位要求， -軸段右端需制出一 軸肩， 故取-段直徑； 左端用軸端擋圈定位， 按軸端直徑取擋圈直徑。 帶輪與軸配合的轂孔長度， 為了保證軸端擋圈只壓在帶輪上 而不壓在軸的端面上， 故-段的長度應比略短一些， 現(xiàn)取。 b)初步選擇滾動軸

14、承。 因軸承僅受徑向力的作用，故選用深溝球軸承（GB276-1994）6308，其尺寸為，故取，而。右端軸承采用軸肩進行軸向定位，由手冊上查得6308型軸承的定位軸肩高h=6mm,因此取。c)取小齒輪處的直徑。 齒輪左端與軸承之間采用套筒定位。 已知齒輪輪轂的寬度為85mm， 為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪， 此軸段應略短與輪轂寬度， 故取。 齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度， 取h=6mm， 則軸環(huán)處的直徑=58mm。 軸環(huán)寬度， 取，則。 d)取軸承端蓋的總厚度為20mm，端蓋的外端面與大V帶輪右端面的距離為30mm，故mm。 e)取軸承距箱體內(nèi)壁距離s=8mm,齒輪距箱體內(nèi)壁距離a=16m

15、m，已知軸承寬度B=23mm，則至此，已初步確定了高速軸的各段直徑和長度。5)求軸上的載荷在計算簡圖中，作為簡支梁的軸的支撐跨距(其中B=23mm)。 由計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖，如上圖所示。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面C的、及M的值列于下表載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T6)按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)式（155）及上表中的數(shù)值，取，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由課本表151查得，因此，故安全2.低速軸的設計1）已知：，2）求作用在齒輪上的力,3）初步確定軸的最小直徑軸為齒輪軸，45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由課本

16、表153取,則軸的最小直徑顯然是與半聯(lián)軸器的配合處，選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 ，查課本表141查得，則,應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，查標準GB50142003，選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為1250000。半聯(lián)軸器的孔徑，故取。半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度4）軸的結(jié)構(gòu)設計。1.擬定軸的基本結(jié)構(gòu) 2.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a) 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，-段左端需制出一軸肩，故取-段直徑； 右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度mm，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-段長度應比

17、略短一些，取mm。b) 初步選擇滾動軸承。因軸僅承受徑向力的作用，故選用深溝球軸承（GB276-1994）6308，其尺寸為，故取。而。右端軸承采用軸肩進行軸向定位。取定位軸肩高度h =6mm，因此，取mm。c) 取安裝齒輪軸段-的直徑mm； 齒輪左端與軸承之間采用套筒定位。 已知齒輪輪轂的寬度為80mm， 為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪， 此軸段應略短與輪轂寬度，故取，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度h=6mm， 則 ,軸環(huán)寬度， 取。d) 取軸承端蓋的總厚度為20mm。取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面間的距離l=30mm，故取。e) 取軸承距箱體內(nèi)壁距離s=8mm, 齒輪距箱體內(nèi)壁距離a=16m

18、m，已知軸承寬度B=23mm，則至此，已初步確定了低速軸的各段直徑和長度。5）求軸上的載荷在計算簡圖中，作為簡支梁的軸的支撐跨距(其中B=23mm) 由計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖，如上圖所示。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面B是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面B出的、及M的值列于下表載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T6）按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)式（155）及上表中的數(shù)值，取，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由課本表151查得，因此，故安全 八滾動軸承的選擇和驗算1.高速軸上的軸承1）選擇深溝球軸承（GB276-1994），軸承代號為6308，其尺寸

19、為，基本額定載荷。2）壽命驗算按課本表13-6，取。則軸承的當量動載荷因為，所以按軸承B1的受力驗算又因為減速器的壽命,，合適。2.低速軸上的軸承1）選擇深溝球軸承（GB276-1994），軸承代號為6308，其尺寸為，基本額定載荷Cr=40.8kN。2）壽命驗算按課本表13-6，取。則軸承的當量動載荷因為，所以按軸承C2的受力驗算 > ，合適。 九鍵的強度校核 1.高速軸聯(lián)軸器的鍵聯(lián)接校核1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸大帶輪處選用單圓頭普通平鍵（C型），L=50mm。小齒輪處選用圓頭普通平鍵（A型），L=80mm。2）校核鍵聯(lián)接的強度鍵、軸材料都是鋼，由課本表6-3查得許用擠壓應力為。鍵的

20、工作長度， ,。鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度，。由課本式（6-1）得 ， 合適。， 合適。2.低速軸齒輪、聯(lián)軸器的鍵聯(lián)接校核 1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸大齒輪處用圓頭普通平鍵（A型），L=70mm。半聯(lián)軸器處用單圓頭普通平鍵（C型），L=70mm。2）校核鍵聯(lián)接的強度鍵、軸材料都是鋼，由表6-3查得許用擠壓應力。鍵的工作長度，。鍵與聯(lián)軸器鍵槽的接觸高度，。 由課本式（6-1） 得，合適。，合適。 十減速器的潤滑 1. 潤滑方式的選擇齒輪用潤滑油潤滑，并利用箱內(nèi)傳動件濺起的油潤滑軸承。因為潤滑脂承受的負荷能力較大、粘附性較好、不易流失，所以軸承用潤滑脂潤滑。2. 密封方式的選擇計算可得，各軸與軸承接

21、觸處的線速度，所以采用氈圈密封3. 潤滑油的選擇因為該減速器屬于一般減速器，查機械手冊可選用中負載工業(yè)齒輪油N200號潤滑，軸承則選用ZGN2潤滑脂潤滑。 十一.減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸1箱座壁厚因為，所以，2箱蓋壁厚3箱座凸緣厚度4箱蓋凸緣厚度5箱座底凸緣厚度6地底螺釘直徑，取M207地底螺釘數(shù)目因為，但計算結(jié)果，故取8軸承旁聯(lián)接螺栓直徑，取M169箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑，取M1010聯(lián)接螺栓的間距11軸承端蓋螺釘直徑取M1012窺視孔蓋螺釘直徑,取M813定位銷直徑14凸緣上螺栓凸臺的中心至外箱壁的距離15軸承旁凸臺半徑16凸臺高度17箱體外壁至軸承座端面距離18大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離19齒輪端

22、面與內(nèi)箱壁距離20箱蓋，箱座筋厚， 21大齒輪齒頂圓至箱底內(nèi)壁的距離22箱底至箱底內(nèi)壁的距離23減速器中心高24箱體內(nèi)壁至軸承座孔端面的距離25軸承端蓋凸緣厚度26軸承端面至箱體內(nèi)壁的距離27旋轉(zhuǎn)零件間的軸向距離28齒輪頂圓至軸表面的距離 十二.總結(jié) 課程設計都需要刻苦耐勞，努力鉆研的精神。對于每一個事物都會有第一次的吧，而沒一個第一次似乎都必須經(jīng)歷由感覺困難重重，挫折不斷到一步一步克服，可能需要連續(xù)幾個小時、十幾個小時不停的工作進行攻關(guān)；最后出成果的瞬間是喜悅、是輕松、是舒了口氣！課程設計過程中出現(xiàn)的問題幾乎都是過去所學的知識不牢固，許多計算方法、公式都忘光了，要不斷的翻資料、看書，和同學們相互探討。雖然過程很辛苦，有時還會