帶式輸送機用單級圓柱齒輪減速器課程設計說明書(2)

1、機 械 課 程 設 計 說 明 書課程設計題目：帶式輸送機傳動裝置姓 名：陳光君學 號：060290 專 業(yè)：機械設計制造及其自動化 完成日期：2014.11.25中國石油大學（北京）遠程教育學院機械課程設計說明書一、前言 (一) 設計任務設計一帶式輸送機用單級圓柱齒輪減速器。已知運輸帶輸送拉力F=2.6KN，帶速V=1.45m/s，傳動滾筒直徑D=420mm（滾筒效率為0.96）。電動機驅動，預定使用壽命8年（每年工作300天），每天工作16小時，載荷輕，帶式輸送機工作平穩(wěn)。工作環(huán)境：室內灰塵較大，環(huán)境最高溫度35°。動力來源：電力，三相交流380/220伏。圖1 帶式輸送機的傳動

2、裝置簡圖1、電動機；2、三角帶傳動；3、減速器；4、聯(lián)軸器；5、傳動滾筒；6、皮帶運輸機表1 常用機械傳動效率機械傳動類型傳動效率圓柱齒輪傳動閉式傳動0.960.98（7-9級精度）開式傳動0.940.96圓錐齒輪傳動閉式傳動0.940.97（7-8級精度）開式傳動0.920.95帶傳動平型帶傳動0.950.98V型帶傳動0.940.97滾動軸承（一對）0.980.995聯(lián)軸器0.99-0.995表2 常用機械傳動比范圍傳動類型選用指標平型帶三角帶齒輪傳動功率（KW）?。?0）中（100）大（最大可達50000）單級傳動比（常用值）2-42-4圓柱圓錐3-62-3最大值615106-10(二)

3、 設計目的通過本課程設計將學過的基礎理論知識進行綜合應用，培養(yǎng)結構設計，計算能力，熟悉一般的機械裝置設計過程。(三) 傳動方案的分析 機器一般是由原動機、傳動裝置和工作裝置組成。傳動裝置是用來傳遞原動機的運動和動力、變換其運動形式以滿足工作裝置的需要，是機器的重要組成部分。傳動裝置是否合理將直接影響機器的工作性能、重量和成本。合理的傳動方案除滿足工作裝置的功能外，還要求結構簡單、制造方便、成本低廉、傳動效率高和使用維護方便。 本設計中原動機為電動機，工作機為皮帶輸送機。傳動方案采用了兩級傳動，第一級傳動為帶傳動，第二級傳動為單級直齒圓柱齒輪減速器。帶傳動承載能力較低，在傳遞相同轉矩時，結構尺寸

4、較其他形式大，但有過載保護的優(yōu)點，還可緩和沖擊和振動，故布置在傳動的高速級，以降低傳遞的轉矩，減小帶傳動的結構尺寸。 齒輪傳動的傳動效率高，適用的功率和速度范圍廣，使用壽命較長，是現(xiàn)代機器中應用最為廣泛的機構之一。本設計采用的是單級直齒輪傳動。 減速器的箱體采用水平剖分式結構，用HT200灰鑄鐵鑄造而成。 二、傳動系統(tǒng)的參數(shù)設計 (一) 電動機選擇 1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機 2、電動機功率選擇： 傳動裝置的總效率：查表1取滾筒效率為0.96，皮帶傳動效率0.96，軸承傳動效率0.99，齒輪傳動效率0.97，聯(lián)軸器效率0.99。=0.96*0.993*0.97*0.99=0.

5、8945工作機所需的輸入功率Pw： Pw=(FwVw)/(1000w)式中，F(xiàn)w=2.6 KN=2600N，Vw=1.45m/s，w=0.96，代入上式得Pw=(2600*1.45)/(1000*0.96)=3.9271 KW電動機的輸出功率： PO= Pw /=3.9271/0.8945=4.3903KW 選取電動機額定功率Pm，使電動機的額定功率Pm（11.3）PO ，由查表得電動機的額定功率P5.5KW。 3、確定電動機轉速： 計算滾筒工作轉速： nw=60*1000V/（D）=60×1000×1.45/（×420）=66r/min 由推薦的傳動比合理范圍，

6、取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍i1=36。取V帶傳動比i2=24，則總傳動比范圍為i=624。故電動機轉速的可選范圍為n=（624）×66=3961584r/min。4、確定電動機型號 根據(jù)以上計算，符合這一轉速范圍的電動機的同步轉速有750r/min 、1000r/min和1500r/min，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、結構和帶傳動及減速機的傳動比，最終確定同步轉速為1500r/min ，根據(jù)所需的額定功率及同步轉速確定電動機的型號為Y132S-4 ，滿載轉速1440r/min 。主要參數(shù)：額定功率5.5KW，滿載轉速1440r/min，電動機質量68kg。 電動機（Y13

7、2S-4）的主要外形尺寸和安裝(二) 計算傳動裝置的總傳動比及分配各級傳動比 1、總傳動比：i =1440/96=22 2、分配各級傳動比： 因i= i1* i2，根據(jù)有關資料，單級減速器i=36合理，這里取i1 =5，i2=15/5=4.4。(三) 運動參數(shù)及動力參數(shù)計算 1、各軸轉速（r/min） 軸 n1=nm/i 2=1440/4.4=330r/min軸 n2= n1/ i1= nw =66 r/min 2、計算各軸的功率（KW） 電動機的輸出功率PO=4.3903KW 軸 PI=4.3903×0.96=4.2147KW 軸 P= P12=4.2147×0.99*0

8、.97=4.0474KW （1為軸承傳動效率，2為齒輪傳動效率，3聯(lián)軸器傳動效率）卷筒軸 Pj= P*1*3=4.0474×0.99×0.99=3.9699KW 3、計算各軸扭矩（N·mm） 軸 TI=9550×PI/nI=9550×4.2147/330=121.9709N·m 軸 T=9550×P/n=9550×4.0474/66=585.6465N·m 卷筒軸Tj=9550×Pj/nj=9550×3.9699/66=573.955N·m 將運動和動力參數(shù)計算結果整理后列于

9、下表：表3 運動和動力參數(shù)表參數(shù)軸名電動機軸軸軸卷筒軸轉速n/rmin-114403306666功率P/kw4.39034.21474.04743.9669轉矩T/Nm29.1162121.9709585.6465573.955傳動比i4.451三、傳動零件的設計計算 （一）帶傳動的設計1、確定計算功率工作情況系數(shù)查文獻1表8-8知： =1.2。=1.1×4.3903=4.8293kw2、選擇帶型號根據(jù)Pc =4.8293kw，nm1440r/min，查文獻1圖11.15，初步選用普通B型帶。3、選取帶輪基準直徑查文獻1表11.6選取小帶輪基準直徑=125mm，則大帶輪基準直徑=4.

10、4*（1-0.01）*125=544.5mm。式中，為帶的滑動率，通常?。?%2%），查表后取=530mm。大帶輪轉速=336.2264 r/min4、驗算帶速v9.42 m/s在525m/s范圍內，帶充分發(fā)揮。5、V帶基準長度和中心距求327.5mm202.5mm根據(jù)文獻1中式11.20，初定=982.5mm取a=1000mm。由文獻1中式11.2帶長3682.5971mm由文獻1中圖11.4定相近的基準長度Ld=3550mm，再由式（11.3）計算實際中心距=1240mm6、驗算包角，由式（11.4）得=160.4032O>，合適7、確定v帶根數(shù)z帶速9.42m/s實際傳動比=4.2

11、828查表11.8單根v帶功率=1.60KW；查表11.7包角系數(shù)=0.95；查表11.12帶長度系數(shù)=1.1，查表11.10，則由公式得=2.8352故選3根帶。8、確定帶的張緊力F0（單根帶）查表11.4得q=0.06kg/m，故可由式（11.21）得單根V帶的張緊力=153.7271 N軸上載荷=2*10*71.03*sin80.45o=909.4495 N（二）齒輪傳動的設計計算 1、選擇齒輪材料及精度等級 根據(jù)工作要求，考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪采用軟齒面，齒面硬度<=350HBS。小齒輪：45鋼，調質，HB1=220；大齒輪：45鋼，正火，HB2=190。查文獻1表12

12、.14，得=1.1，=1.4。查文獻1圖12.17和12.23知=555MPa，=530Mpa；=190Mpa，=180Mpa。故：1=/=504.5Mpa，2=/=481.8Mpa；1=/=135.7 Mpa，2=/=128.5 Mpa。由于硬度小于350HBS，屬軟齒面，所以按接觸強度設計，再驗算彎曲強度。2、按齒面接觸強度計算設齒輪按8級精度制造。查文獻1表12.10，12.13，取載荷系數(shù)K=1.2，=0.4。3、確定有關參數(shù)和系數(shù)（三）軸的設計計算 1 、輸入軸的設計計算、按扭矩初算軸徑 選用45鋼，調質，硬度217255HBS，文獻1表16.2取c=110，初步確定軸的直徑 110

13、*（4.4736/480）1/3 =23.1。由于軸端開鍵槽，會削弱軸的強度，故需增大軸徑5%7%，取=24.717選d1=25mm 初步確定軸的最小直徑=39.05mm,同樣增大軸徑5%7%，取=45、軸的結構設計 軸上零件的定位，固定和裝配 由于本設計中為單級減速器，因此可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定；兩軸承分別以軸肩和套筒定位，采用過渡配合固定。軸呈階狀，左軸承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承依次從右面裝入。 確定軸各段直徑和長度軸：300mm軸：320mm四、滾動軸承的選擇 (一) 計算輸入軸承選用30207型角

14、接觸球軸承，其內徑d為35mm,外徑D為72mm，寬度T為18.25mm。 (二) 計算輸出軸承選30211型角接球軸承，其內徑d為55mm，外徑D=100mm，寬度T為22.755mm。 五、鍵聯(lián)接的選擇 本設計均采用：普通圓頭平鍵。普通平鍵用于靜聯(lián)接，即軸與輪轂間無相對軸向移動。構造：兩側面為工作面，靠鍵與槽的擠壓和鍵的剪切傳遞扭矩型式：大齒輪處選擇圓頭A型（常用）；為防轉、鍵（指端銑刀加工）與槽同形、鍵頂上面與轂不接觸有間隙，聯(lián)軸器與帶輪處均選擇C型鍵。1、輸出軸與帶輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接 鍵的類型及其尺寸選擇： 帶輪傳動要求帶輪與軸的對中性好，故選擇C型平鍵聯(lián)接。 裝配圖中該鍵零件選用GB

15、1096-79系列的鍵12×56，查得：鍵寬b=12，鍵高h=8，并根據(jù)軸長確定鍵長。 六、繪制零件結構圖：大小齒輪的零件圖，計算機操作（2）、小帶輪結構設計：項目設計與說明主要結果結構尺寸計算查機械工程設計基礎表14-3Y132S-6，D38 mm已設計好外徑輪厚B78mm內孔徑D=38mm內孔徑長L57mm結構設計及零件圖（3）、大帶輪結構設計：項目設計與說明主要結果結構尺寸計算查機械設計手冊表14.1-24得：D=，S=14查機械工程設計基礎圖9-4-1及公式得：B70mm查機械工程設計基礎表9-4-1得：外徑普V帶輪基準線上槽深，基準直徑輪緣厚，基準下槽深hf=8.7mmH=

16、ha+hf=2.75+8.7=10.45mm取107mm內孔徑：D25mm內孔徑長：L=50mm輪厚：B70mm輻板厚度：S14mm輪轂直徑：dh=50mm外徑：205.5mm基準直徑：基準線下槽深：hf=8.7mm輪緣厚：基準線上槽深：結構設計及零件圖七、箱體、箱蓋主要尺寸計算 減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，大端蓋分機體采用配合.1. 機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2. 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40mm為保證

17、機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為3. 機體結構有良好的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.4. 對附件設計 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M6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，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

18、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，以便達到體內為壓力平衡.E 蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.F 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.G 吊鉤：在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體. 八、軸承端蓋 九、減速器的附件的設計 1、擋圈：GB886-86 查得：內徑d=55，外徑D=65，擋圈厚H=5，右肩軸直徑D158； 2、油標：M12：d =6，h=28，a=10,b=6，c=4，D=20； 3、角螺塞：M18×1.5 ：JB/ZQ4450-86。 這次關于帶式運輸機上的單級圓柱斜齒輪減速器的