一級圓柱齒輪減速器方案設計書報告

1、機械設計課程設計計算說明書設計題目帶式運輸機傳動系統(tǒng)設計專 業(yè)機電一體化技術班級設計人完成日期 2011-9-21目錄一、 傳動方案擬定 . .3二、 電動機的選擇. 4二、 確定傳動裝置總傳動比及分配各級的傳動比. 6三、 傳動裝置的運動和動力設計. 7四、 普通V帶的設計. 10六、齒輪傳動的設計. 14五、 傳動軸的設計. .17八、 箱體的設計. 25九、 聯(lián)軸器的設計. 27十、潤滑和密封的設計.28機械設計課程設計任務書、設計題目：帶式運輸機傳動系統(tǒng)設計、傳動方案圖：Ill三、原始數(shù)據(jù)輸送帶壓力F(N)2600N輸送帶速度v(m/s)1.8ms滾筒直徑D(mm)400mm四、工作條

2、件：帶式輸送機在常溫下連續(xù)工作，單向運轉，空載起動，工作載荷平穩(wěn)；兩 班制(每班工作8小時)，要求減速器設計壽命為8年，大修期為3年，大批 量生產(chǎn)；輸送帶工作的允許誤差為土5%,三相交流電源的電壓為380/220V。一、傳動方案擬定1、工作條件：使用年限 8 年，工作為兩班工作制，載荷平穩(wěn)，環(huán)境常溫。2、原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力 F=2600N ;帶速 V=1.8m/s;滾筒直徑 D=400mm。方案擬定：采用V帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應大起動轉矩工況要求，結構簡單，成本低，使用維護方便。III二、電動機選擇1、電動機類型和結構的選擇：

3、選擇 Y 系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。2、電動機容量選擇：電動機所需工作功率為：式(1)：Pd=Pw/ na(kw)由式(2): Pw=FV/1000 (KW)因此Pd=FV/1000na (KW)由電動機至運輸帶的傳動總效率為:n總=niX“2乂耳3乂耳4乂耳5式中：n1、n2、n3、n4、n5分別為帶傳動、軸承、齒輪傳 動、聯(lián)軸器和卷筒的傳動效率。取耳1=0.96，n2 =.99，n3=0.97,n4 = 0.99貝U：n總=0.96x0.993x0.97x

4、0.99X0.96=0.86所以：電機所需的工作功率：Pd= FV/1000n總=(2600 x1.8)/(1000 x0.86)=5.44 (kw)3、確定電動機轉速 卷筒工作轉速為：n卷筒=60 x1000V/( n D)=(60X1000X1.8)/(400 n )=86 r/min查機械設計課程設計表 14-8 推薦的傳動比合理范圍,取 圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍I=36。取V帶傳動比I1 =24。則總傳動比理論范圍為：Ia=624。故電動機轉速的可選范為Nd=Iaxn卷筒=（6 24）x86=516 2064 r/min則符合這一范圍的同步轉速有：1000 r/min 和 15

5、00r/min方 案 電動 機型 號額定功 率電動機轉速(r/mi n)電動機重量參 考價 格傳動裝置傳動比同步轉速滿載 轉速總傳動比V帶 傳動減速器1Y132S-45.51500 144068kg32016.73.345.012Y132M2-65.51000 96084kg48011.16 2.83.993Y160M2-85.575072012407108.372.363.54綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器傳動比，可見第 2 方案比較適合。此選定電動機型號為 Y132M2-6。電動機主要外形和安裝尺寸：中心高H外形尺寸LX(AC/2+AD)XHD底角安裝尺 寸AX

6、B地腳螺栓孔 直徑K軸伸尺寸DXE裝鍵部位尺寸FXGD132520X345X216X1781228X8010X41315三、確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比AC/?AD口IH遂11 I口由選定的電動機滿載轉速 nm和工作機主動軸轉速 n1、可得傳動裝置總傳動比為：ia=nm/n=nm/n卷筒=960/86=11.16總傳動比等于各傳動比的乘積分配傳動裝置傳動比ia=ioXi（式中 io、i 分別為帶傳動和減速器的傳動比）2、分配各級傳動裝置傳動比：按表 14-8，取 io=2.8（普通V帶i=24）因為：ia= ioxi所以：i1= ia/ io=11.16/2.8= 3.99四、傳動裝置

7、的運動和動力設計將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為I軸，H軸， 以及io,i1,為相鄰兩軸間的傳動比no1,n12,為相鄰兩軸的傳動效率Pi,Pn,為各軸的輸入功率（KW）Ti,Tn,為各軸的輸入轉矩（N m）ni,nn為各軸的輸入轉矩（r/min ）可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動 力參數(shù)1、 運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算 (1)計算各軸的轉數(shù)：I軸：ni=nm/ io=960/2.8=342.86(r/min )H軸：nn= ni/ ii=342.86/3.99=85.93 r/min卷筒軸：n山=nn(2)計算各軸的功率：I軸：Pi=PdX n01=PdX ni=5.4

8、4X0.96=5.22(KW)n軸：Pn= PiX n12= PiXn2Xn3=5.22X0.99X0.97=5.02( KW)卷筒軸：Pm= Pn23= Pnn2 耳4=5.02X0.99X0.99=4.92(KW)計算各軸的輸入轉矩：電動機軸輸出轉矩為：Td=9550Pd/nm=9550X5.44/960=54.12 N mI軸：Ti= Td i0n01= Td i0ni=54.12X2.8X0.96=145.47 NmH軸：Tn= Ti iin12= Ti iin2 n3=145.47X3.99X0.99X0.97=557.38 Nm卷筒軸輸入軸轉矩：T山=Tnn2 n4=546.29

9、N m計算各軸的輸出功率：由于in軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率:故：P =PiX n軸承=5.22X0.99=5 KWP=PHX n軸承=5.02X0.99=4.95 KWP卷筒=p卷筒Xn軸承=4.92X0.99=4.87 KW計算各軸的輸出轉矩：由于in軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率: 則：T= TiX n軸承=145.47X0.99=144.02 NmT= TnXn軸承=557.38X0.99=551.81 NmT筒=T卷筒Xn軸承=546.29X0.99=540.83 Nm綜合以上數(shù)據(jù)，得表如下:軸名效率P(KW)轉矩T(N m)轉速 nr/mi n傳動比i效率n輸入

10、輸出輸入輸出電動機軸5.4454.129602.50.96i軸5.225.17145.47144.02342.864.460.96五.V 帶的設計(1 )選擇普通 V 帶型號由PC=KAP=1.1X5.5=6.05 ( KW)根據(jù)機械工程設計基礎表9-7 得知其交點在 A、B 型交界線處，故 A、B 型兩方案待定：方案 1:取 A 型 V 帶確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速：則取小帶輪 di=100mmd2=ni di (1-e)/n2=idi (1-e)=2.8X100X(1-0.02)=274.4mm由表 9-2 取 d2=274mm(雖使 n2 略有減少，但其誤差小于5%，故允許帶速驗算：

11、 V=n1 d1n/ (1000X60)=960X100 n/(1000X60)=5.024 m/s介于 525m/s 范圍內(nèi)，故合適確定帶長和中心距 a：0.7(d1+d2) aow2(d1+d2)0.7X(100+274)wa02X(100+274)262.08wao120 合適確定帶的根數(shù)Z=Pc/(P0+AP0)KLKa)=6.05/(0.95+0.11)x0.96x0.95)=6.26故要取 7 根 A 型 V 帶計算軸上的壓力由 9-18 的初拉力公式有Fo=500PC(2.5/Ka-1)/zc+qv22=500 x6.05X(2.5/0.95-1)/(7X5.02)+0.17X5

12、.022= 144.74 N由 9-19 得作用在軸上的壓力FQ=2zFosin(a/2)=2X7X242.42Xsin(155.01/2)=1978.32 N方案二：取 B 型 V 帶確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速：則取小帶輪 d1=140mmd2=ni di (1-e)/n2=idi (1-e)=2.8X140X(1-0.02)=384.16mm由表 9-2 取 d2=384mm(雖使 n2 略有減少，但其誤差小于5% ，故允許 )帶速驗算： V=n1 d1n/ (1000X60)=960X140 n/(1000X60)=7.03 m/s介于 525m/s 范圍內(nèi)，故合適確定帶長和中心距

13、a：0.7(d1+d2) aoW2(d1+d2)0.7X(140+384)w a120 合適 確定帶的根數(shù)Z=Pc/(Po+APo)KLKa)=6.05/(2.08+0.30)x1.00 x0.95)=2.68 故取 3 根 B 型 V 帶計算軸上的壓力由 9-18 的初拉力公式有Fo=500PC(2.5/Ka-1)/zc+qv2=500 x6.05x(2.5/0.95-1)/(3x7.03)+0.17x7.032=242.42 N由 9-19 得作用在軸上的壓力FQ=2zF0sin(a/2)=2x3x242.42xsin(16o.o/2)=1432.42 N綜合各項數(shù)據(jù)比較得出 方案二 更適

14、合六、齒輪傳動的設計(1)、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面，小齒輪的材料為45 號鋼調(diào)質，齒面硬度為 250HBS，大齒輪選用 45 號鋼正 火，齒面硬度為 200HBS。帶輪示意圖如下:齒輪精度初選 8 級(2)、初選主要參數(shù)Zi=20 , u=4.5Z2=Ziu=20X4.5=90取書a=0.3，貝 y 書d=0.5 ( i+1) =0.675(3)按齒面接觸疲勞強度計算計算小齒輪分度圓直徑確定各參數(shù)值1載荷系數(shù) 查課本表 6-6 取 K=1.22小齒輪名義轉矩T仁9.55x 106XP/ni=9.55x106x4.23/342.86=1.18

15、x105N mm材料彈性影響系數(shù)由表 6-7 ZE=189.84區(qū)域系數(shù) ZH=2.5重合度系數(shù)E t=1.88-3.2 ( 1/Z1+1/Z2) =1.88-3.2X(1/20+1/90) =1.69 許用應力 查圖 6-21 (a)%/ =O錚皿=560查表 6-8 按一般可靠要求取SH=10H lim 2SHSH= 610MPa= 560MPa取兩式計算中的較小值，即(TH1=560Mpa于是dihx 1.2x1,18xl054 5 + lp89 8x2 5x0.77?V1I 560；=52.82 mm(4) 確定模數(shù)m=d1/Z1 52.82/20=2.641取標準模數(shù)值 m=3(5)

16、 按齒根彎曲疲勞強度校核計算校核式中 小輪分度圓直徑 d1=m Z=3x20=60mm2齒輪嚙合寬度 b= d d1=1.0 x60=60mm3復合齒輪系數(shù) YFS1=4.38 YFS2=3.95重合度系數(shù) 丫丫 & =0.25+0.75/t=0.25+0.75/1.69=0.6938許用應力 查圖 6-22 (a)cr Fiim1=245MPaaFiim2=220Mpa1,5滾動軸承2軸3齒輪軸的輪齒段4套筒6密封蓋7軸端擋圈8軸承端蓋9帶輪10鍵(2)按扭轉強度估算軸的直徑選用 45#調(diào)質，硬度 217255HBS軸的輸入功率為 Pi=4.32 KW轉速為 nI=342.86 r/

17、minYFS1查表 6-8，取 SF=1.25則 5=寺煜=1嘶CFIim2220FH2176MPaSF1.25計算大小齒輪的YFS并進行比較4.38=0.02234YFS2196葉殳3.95二0.02244176YFS1C3 =115呻一:=26.76mmY n】V 342.86(3 )確定軸各段直徑和長度從大帶輪開始右起第一段，由于帶輪與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加 5%,取 D 仁30mm，又帶輪的寬度B= (Z-1 ) e+2 f=(3-1)x18+2x8=52 mm則第一段長度 L1=60mm右起第二段直徑取 D2=38mm根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端

18、蓋的外端面與帶輪的左端面間的距離為30mm，則取第二段的長度 L2=70mm右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸 承有徑向力，而軸向力為零，選用6208 型軸承，其尺寸為 dxDxB=40 x80 x18,那么該段的直徑為D3=40mm，長度為L3=20mm4右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩，其直徑應小于 滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取D4=O48mm，長度取 L4= 10mm5右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為66mm,分度圓直徑為 60mm，齒輪的寬度為 65mm，貝 V, 此段的直徑為 D5=66mm,長度為 L5=65mm6右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩，其直徑

19、應小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取 D6=O48mm長度取 L6= 10mm7右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7=40mm,長度 L7=18mm(4) 求齒輪上作用力的大小、方向1小齒輪分度圓直徑： d1=60mm作用在齒輪上的轉矩為：T1 =1.18x105N mm3求圓周力： FtFt=2T2/d2=2x1.18x105/60=1966.67NGD 求徑向力 FrFr=Fttana=1966.67xtan20=628.20NFt, Fr的方向如下圖所示(5)軸長支反力根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置， 建立力學模型。水平面的支反力：RA=RB=F”2=983.3

20、3 N垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么RARB=FrX62/124=314.1 N(6) 畫彎矩圖右起第四段剖面 C 處的彎矩：水平面的彎矩：MC=PAX62=60.97 Nm垂直面的彎矩：MC1= MC2=RAX62=19.47 Nm合成彎矩：Me=MC2 =. Mc2M=60.97219.472=64.0Nm(7)畫轉矩圖： T= FtXdi/2=59.0 Nm(8) 畫當量彎矩圖因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，a=0.6可得右起第四段剖面 C 處的當量彎矩：MeC2=：MC22(a T)2=73.14Nm(9) 判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直

21、徑與相鄰段相差不大，所以剖面 C 為危險截面。已知 MeC2=73.14Nm ,由課本表 13-1 有:彷-1 =60Mpa 貝 V：(T e= MeC2/W= MeC2/(0.1 D43)=73.14X1000/(0.1X443)=8.59 Nm:彷-i右起第一段 D 處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為危險截面：MD = . ( aT)= 0.6 59 = 35.4Nm(T e=MD/W=MD/(0.1 D13)=35.4X1000/(0.1X303)=13.11 Nm:T-1所以確定的尺寸是安全的。受力圖如下：1,5滾動軸承2軸3齒輪4套筒6密圭寸蓋7鍵8軸承端蓋9軸端擋圈10半聯(lián)軸器輸

22、出軸的設計計算(1)確定軸上零件的定位和固定方式(如上圖)(2)按扭轉強度估算軸的直徑19.47Nn餌TTP選用 45#調(diào)質，硬度 217255HBS軸的輸入功率為 Pn=4.11 KW轉速為 nn=77.22 r/min根據(jù) 13-2 式，并查表 13-2，取 c=1154 11=115377.22 3.28mm(3 )確定軸各段直徑和長度1從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加 5%，取45mm,根據(jù)計算轉矩TC=KAXTn=1.3X518.34=673.84Nm,查標準 GB/T 5014 2003，選用 LXZ2型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=84mm,軸

23、段長 L1=82mm2右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取52mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離為30mm，故取該段長為 L2=74mm右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6211 型軸承，其尺寸為 dxDxB=55x100X21,那么該段的直徑為 55mm，長度為 L3=36右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯(lián)接，直徑要增加 5%,大齒輪的分度圓直徑為270mm，則第四段的直徑取60mm,齒輪寬為 b=60mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為 L4=58mm5右起第五

24、段， 考慮齒輪的軸向定位，定位軸肩，取軸肩的直徑為 D5=66mm ,長度取 L5=10mm6右起第六段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D6=55mm,長度 L6=21mm（4） 求齒輪上作用力的大小、方向1大齒輪分度圓直徑：di=270mm2作用在齒輪上的轉矩為：T1 =5.08x105Nmm3求圓周力：FtFt=2T2/d2=2x5.08x105/270=3762.96NGD求徑向力 FrFr=Fttana=3762.96xtan20=1369.61NFt，F(xiàn)r的方向如下圖所示（5） 軸長支反力 根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。水平面的支反力： RA=

25、RB=Ft/2 = 1881.48 N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則 Fa=0那么 RA=RB=Frx62/124= 684.81 N（6）畫彎矩圖右起第四段剖面 C 處的彎矩：水平面的彎矩： MC=RAx62= 116.65 Nm垂直面的彎矩： Mei MC2RA62=41.09 Nm合成彎矩：2 2 2 2Mei=Mc2 aMcMei60.97 19.47 =123.68Nm(7)畫轉矩圖：T= FtXd2/2=508.0 Nm(8) 畫當量彎矩圖因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，a=0.6可得右起第四段剖面 C 處的當量彎矩：Mec2二MC22(a T)2=307.56 Nm(9)

26、 判斷危險截面并驗算強度1右起第四段剖面c 處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面 e 為危險截面。已知 MeC2=307.56Nm，由課本表 13-1 有:彷-1 =60Mpa 貝 V：(T e= MeC2/W= MeC2/(0.1 D43)=307.56X1000/(0.1X603)=14.24 Nm:彷-12右起第一段 D 處雖僅受轉矩但其直徑較小，故該面也為 危險截面：MD= ( aT)2=0.6 508.0 = 304.8Nm(T e= MD/W= MD/(0.1 D13)=304.8X1000/(0.1X453)=33.45 Nm:T-1所以確定的尺寸是安全的以上計算所

27、需的圖如下：八.箱體結構設計(1)窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺 視孔，以便檢查齒面接觸斑點和赤側間隙，了解嚙合情況。潤滑 油也由此注入機體內(nèi)。窺視孔上有蓋板，以防止污物進入機體內(nèi) 和潤滑油飛濺出來。(2)放油螺塞減速器底部設有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注(3)油標油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標有各種結構類型，有的已定為國家標準件。(4)通氣器減速器運轉時，由于摩擦發(fā)熱，使機體內(nèi)溫度升高，氣壓 增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋 上安裝通氣器，使機體內(nèi)熱漲氣自由逸出， 達到集體內(nèi)外氣壓相 等， 提高機體有縫隙處的密封性

28、能。(5)啟蓋螺釘機蓋與機座結合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結后結 合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機蓋凸緣上常裝有一至二個啟 蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋。 在軸承端蓋上也可 以安裝啟蓋螺釘， 便于拆卸端蓋。對于需作軸向調(diào)整的套環(huán)，如裝 上二個啟蓋螺釘，將便于調(diào)整。(6)定位銷 為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用螺栓聯(lián) 結后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠些。如機體結構是 對的，銷孔位置不應該對稱布置。(7)調(diào)整墊片調(diào)整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調(diào)整軸承間 隙。有的墊片還要起調(diào)整傳動零件軸向位置的作用。(8)環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或

29、吊 鉤，用以搬運或拆卸機蓋。(9)密封裝置 在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防 止漏油和污物進入機體內(nèi)。密封件多為標準件，其密封效果相差很 大，應根據(jù)具體情況選用。箱體結構尺寸選擇如下表:名稱符號尺寸(mm)機座壁厚8機蓋壁厚S18機座凸緣厚度b12機蓋凸緣厚度bi12機座底凸緣厚度b220地腳螺釘直徑df20地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)結螺栓直徑d116機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d212聯(lián)軸器螺栓d2的間距l(xiāng)160軸承端蓋螺釘直徑d310窺視孔蓋螺釘直徑d48定位銷直徑d8df, d1,d2至外機壁距離C126, 22, 18df, d2至凸緣邊緣距離C224, 16軸承旁凸臺半徑R124, 16凸臺高度h根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為 準外機壁至軸承座端面距離1160,44大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離112齒輪端面與內(nèi)機壁距離210機蓋、機座肋厚m1,m27,7軸承端蓋外徑