減速器設計說明書--板式輸送機傳功裝置設計.doc

11級工業(yè)工程專業(yè)機械課程設計說明書設計題目：板式輸送機傳功裝置設計學生學號：3110111218學生姓名：周林指導老師：吳新江二一三年六月38 目錄一、 目的1二、 任務書11、 設計說明書一份12、 減速器裝配圖一張，零件圖1到3張（小齒輪）1三、 設計要求1四、 傳動方案設計1五、電動機的選擇21、電動機的功率計算22、 電動機的轉(zhuǎn)速計算33、 選擇電動機型號3六、 傳動裝置總體設計31、 傳動比分配32、 各軸轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩4七、 v帶設計計算5八、齒輪傳動設計計算8一、 目的8二、任務書8九、 軸的設計計算151、選擇轉(zhuǎn)軸材料152 軸i的設計計算163 軸ii的設計計算21十 鍵的設計計算261、 軸i上鍵的選擇計算與校核262、 軸ii上鍵的選擇與計算27十一 箱體的設計計算27十二 聯(lián)軸器的設計計算29十三 滾動軸承的選擇和壽命校核291、 軸i上軸承的校核計算292、 軸ii上軸承的校核計算31十四 減速器附件的設計32十五 潤滑方式的選擇34參考文獻36計算及說明結(jié)論1、 目的板式輸送機傳功裝置設計2、 任務書1、 設計說明書一份2、 減速器裝配圖一張，零件圖1到3張（小齒輪）3、 設計要求1、 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，工作環(huán)境最高溫度。2、 工作機額定功率，額定轉(zhuǎn)速3、 檢修間隔期：四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修，壽命為8年。4、 輸入軸允許誤差為。5、 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。4、 傳動方案設計電動機v帶單級圓柱齒輪減速器（斜齒輪）聯(lián)軸器工作機五、電動機的選擇1、電動機的功率計算v帶傳動效率 單級圓柱齒輪減速器效率取滾動軸承效率（兩對）彈性聯(lián)軸器效率取2、 電動機的轉(zhuǎn)速計算查機械設計課程設計手冊p196表14-2可得：v帶的傳動比 單級圓柱齒輪（斜齒）傳動比電動機傳動比范圍 電動機轉(zhuǎn)速范圍3、 選擇電動機型號根據(jù)算出的電動機功率和電動機轉(zhuǎn)速范圍可以選定電動機型號(查機械設計課程設計手冊p173表12-1)為 額定功率 電動機額定功率4kw電動機額定轉(zhuǎn)速1440r/min電動機機軸伸出端直徑28mm電動機機軸伸出端長度60mm電動機機座中心高度112mm6、 傳動裝置總體設計1、 傳動比分配 根據(jù)v帶傳動和單級圓柱斜齒輪的傳動比范圍可以進行傳動比的分配 驗算轉(zhuǎn)速 符合要求。2、 各軸轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 分別是i,ii軸的轉(zhuǎn)速，分別是i,ii軸的轉(zhuǎn)矩7、 v帶設計計算1、設計任務已知：帶式輸送機的傳動系統(tǒng)中，第一級傳動為普通v帶傳動，其中電動機功率p=3.84kw，轉(zhuǎn)速=1440r/min，傳動比為i=2.每天工作16小時。試設計該普通v帶傳動，要求傳動比誤差5%。2、設計內(nèi)容和步驟 1、 確定設計功率查教材機械設計基礎表64得工作情況系數(shù)則2、 選擇帶的型號v帶型號根據(jù)設計功率和小帶輪轉(zhuǎn)速確定，查教材機械設計基礎表68可選取a型帶。3、 確定帶輪的基準直徑和驗算帶速查教材機械設計基礎表65和表66 ,v帶帶輪最小基準直徑，知a型帶=75mm,選取小帶輪基準直徑：=90mm，帶速120故符合要求6、 確定v帶根數(shù)z 由表63(p128)查得;由表67(p134)查得；由表62(p121)查得由表68(p135)查得，則 取 根7、計算作用在軸上的壓力fq預緊力f0按式（618）(p133)計算 經(jīng)查表61(p120)可得由式（619）(p135)計算帶對軸呃作用力2.8、v帶設計計算的基本數(shù)據(jù)帶型a型帶功率4kw小帶輪轉(zhuǎn)速1440r/min傳動比2小帶輪轉(zhuǎn)速6.78m/s90mm180mm中心距a410.52mm包角根數(shù)z4115.52n918.58n八、齒輪傳動設計計算1、 目的設計減速器中的一對圓柱齒輪傳動，已知，設定，壽命，小齒輪相對其軸的支承為不對稱布置，并畫出大齒輪的結(jié)構(gòu)圖。二、任務書設計出符合條件的齒輪傳動并畫出大齒輪的結(jié)構(gòu)圖3、 設計計算 1、選定齒輪類型、精度等級、材料 選擇斜齒圓柱齒輪； 查p210表10-8，推薦精度等級為38級，類比選擇精度等級為8級；材料選擇：查p191表10-1，選擇小齒輪材料為40cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度為270hbs；大齒輪材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為230hbs； 選取螺旋升角為 2、屬于軟齒面，按齒面接觸疲勞強度設計 設計公式為： 1） 、確定公式中的各個參數(shù)值和系數(shù) （1）、試選載荷系數(shù)：（2）、小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩為：（3）、查p205表10-7得齒寬系數(shù)（4）、查p201表10-6得彈性影響系數(shù)（5）查p209圖10-21d），以材料品質(zhì)與熱處理質(zhì)量一般計(即取ml線)，得齒輪的接觸疲勞強度極限為：小齒輪： 大齒輪： （6）、齒數(shù)比（7）、按p206式10-13計算工作應力循環(huán)次數(shù)為： 小齒輪：n1=60n1jlh=60720135040=1.514109 大齒輪：n2=n1/i=1.514109/4.826=0.314109（8）、由p207圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)小齒輪 khn1=0.97大齒輪 khn2=1.08（9）、取接觸疲勞強度安全系數(shù)sh=1 （10）、則兩齒輪的接觸疲勞強度許用應力為： 小齒輪: 大齒輪: 許用接觸應力： u （11）、由p217圖10-30選取區(qū)域系數(shù) (12)、由p215圖10-26查得 2）、代入接觸疲勞強度設計式并進行設計計算（1）、按設計公式確定小齒輪分度圓的直徑d1，計算時取上面計算出的兩個許用應力中較小的一個代入： （2）、計算圓周速度 （3）、計算齒寬b （4）、計算模數(shù)和齒寬與齒高之比b/h 模數(shù)： 齒高： （5）、計算縱向重合度 (6)、計算載荷系數(shù) 查p193表10-2得使用系數(shù)ka=1.0 根據(jù)=1.625m/s，8級精度，由p194圖10-8查得動載系數(shù)kv=1.10斜齒輪： 查p195表10-3得齒間載荷分配系數(shù)kh=kf=1.5查p197表10-4，知8級精度、軟齒面小齒輪相對其軸的支承為不對稱布置時的齒向載荷分布系數(shù)為： 載荷系數(shù)（7） 、按實際的載荷系數(shù)校正前已計算出來的分度圓直徑： 由p204公式（10-10a）得： （7）、計算并確定模數(shù)m 3、按齒根彎曲疲勞強度設計 由p216公式（10-17） 1)、確定公式中的各個參數(shù)值和系數(shù)（1）、載荷系數(shù)k與上面計算的k值不一樣（注意系數(shù)kf、kf） k=kakvkfkf 其中ka和kv與前面查得的一樣 kh=kf=1.5 根據(jù)b/h=10.272和kh=1.451（前面已算出）查p198圖10-13得齒向載荷分布系數(shù)kf=1.40 載荷系數(shù)（2） 、根據(jù)縱向重合度 ，從p217圖10-28查得螺旋角影響系數(shù) （3）、計算當量齒數(shù) （4） 、查取齒形系數(shù) 由p200表10-5查得 （5） 、查取應力矯正系數(shù) 由p200表10-5查得 (6)、由p208圖10-20c查得 由p206圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) (7)、計算大、小齒輪的并加以比較 安全系數(shù)取 大齒輪的數(shù)值較大。 2）、設計計算 對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得得分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是由 取，則 4、幾何齒輪計算1)、計算中心距 將中心距圓整為150mm。2) 、按圓整的中心距修正螺旋角 3）、計算分度圓直徑 4）、計算齒輪寬度 圓整后取 5、齒輪設計計算的基本參數(shù)25螺旋角120中心距150mmb152mm2b247mm55.90mm51.73mm252.61mm248.28mm46.59mm傳動比4.8243.29mm3、齒輪結(jié)構(gòu)設計 為腹板式結(jié)構(gòu)齒輪； 為實心結(jié)構(gòu)齒輪。 所以小齒輪為實心結(jié)構(gòu)齒輪，大齒輪為腹板式結(jié)構(gòu)齒輪。9、 軸的設計計算1、選擇轉(zhuǎn)軸材料 i、ii軸的材料均為45鋼，查p248表9-2可得，取，則由p248公式（9-1）可得高速軸i和低速軸ii的最小軸徑為： i軸和ii軸上都有兩個鍵槽，則圓整后可得 ，2 軸i的設計計算 因為小齒輪輪過小，所以軸i設計成齒輪軸輪過小，所以軸i設計成齒輪軸（1）軸上零件的定位 固定和裝配：單級減速器可將此輪安排在箱體中央，相對與兩軸承對稱分布。根據(jù)軸上零件的定位 裝拆方便的需要，同時考慮到強度的原則，主動軸和從動軸均設計為階梯軸。（2）確定主動軸各段直徑和長度 根據(jù)軸上各個零件的安裝和拆卸要求，以及各個零件軸向固定和定位要求可初步估算軸的直徑和長度。 如下圖所示：根據(jù)軸上各個零件的安裝和拆卸要求，以及各個零件軸向固定和定位要求可初步估算軸的直徑和長度。 如下圖所示：第一段：,d1由最小直徑可得d1為30mm，由大帶輪的寬度可得；第二段：第二段軸徑為第一段軸徑加上軸肩高度，軸肩高度一般為0.070.10d，軸承蓋與第一段軸的距離為23mm，軸承蓋寬度為30mm，則，；第三段：第三段軸徑為第二段軸徑加上軸肩高度，軸肩高度一般為1.52.5mm，選用6308深溝球軸承，軸承寬度為23mm，擋油環(huán)長度為15.5mm，末端空余0.5mm。則第三端長度為，；第四段：因為該段要與齒輪配合且該軸為齒輪軸，與軸一配合的小齒輪寬度為52mm，為了齒輪的定向與固定，選擇，；第五段：軸的長度根據(jù)軸承寬度和軸肩寬度等可得；扭矩t為： 圓周力為：徑向力為： 軸向力為： （3） 按當量彎矩校核軸徑做水平面的受力圖 彎矩圖作垂直面的受力圖 彎矩圖。截面c左側(cè)彎矩截面c右側(cè)彎矩截面b右側(cè)彎矩作合成彎矩圖截面c左側(cè)的合成彎矩截面c右側(cè)的合成彎矩截面b右側(cè)的合成彎矩作轉(zhuǎn)矩t圖其中因轉(zhuǎn)軸單向傳動，轉(zhuǎn)矩可以認為按脈傳動循環(huán)變化，所以校正系數(shù)，則計算當量彎矩 校核軸危險剖面的強度 45鋼調(diào)制處理后，其抗拉強度極限，設，由機械設計基礎（唐林 編著）p306表9-3得到軸的需用彎曲應力。 軸段1上截面d處，有 軸段3上的截面b處，有 軸段1中軸段2中，故原初估軸徑符合強度條件要求 。 軸強度校核結(jié)論：原設計的軸結(jié)構(gòu)尺寸滿足強度條件。3、 軸ii的設計計算與校核 扭矩t為： 圓周力為： 徑向力為： 軸向力為： （1）軸上零件的定位 固定和裝配：單級減速器可將此輪安排在箱體中央，相對與兩軸承對稱分布。根據(jù)軸上零件的定位 裝拆方便的需要，同時考慮到強度的原則，主動軸和從動軸均設計為階梯軸。（2）確定軸各段直徑和長度 根據(jù)軸上各個零件的安裝和拆卸要求，以及各個零件軸向固定和定位要求可初步估算軸的直徑和長度。 如下圖所示：第一段：,d1由最小直徑可得d1為40mm，由聯(lián)軸器的半軸長度b=112mm可得，；第二段：第二段軸徑為第一段軸徑加上軸肩高度，軸肩高度一般為(0.070.10)d，軸承蓋與第一段軸的距離為26mm，軸承蓋寬度為31.5mm，則，；第三段：第三段軸徑為第二段軸徑加上軸肩高度，軸肩高度一般為23mm，選用6210 深溝球軸承，軸承寬度為20mm，擋油環(huán)長度為22.5mm，第三段與第四段之間存在間隙為2mm，則第三端長度為，；第四段：第四段軸徑為第三段軸徑加上軸肩高度，軸肩高度一般為23mm，與軸一配合的齒輪寬度為47mm，為了齒輪的定向與固定，選擇，；第五段：第五段為一個定位軸肩，寬度為8mm，直徑為62mm第六段：第六段軸徑為軸承段，故與第三段軸徑，軸的長度根據(jù)經(jīng)驗可得。 （3） 按當量彎矩校核軸徑做水平面的受力圖 彎矩圖、作垂直面的受力圖 彎矩圖。 截面c左側(cè)彎矩截面c右側(cè)彎矩作合成彎矩圖截面左側(cè)的合成彎矩截面右側(cè)的合成彎矩作轉(zhuǎn)矩t圖其中因轉(zhuǎn)軸單向傳動，轉(zhuǎn)矩可以認為按脈傳動循環(huán)變化，所以校正系數(shù)，則計算當量彎矩校核軸危險剖面的強度 45鋼調(diào)制處理后，其抗拉強度極限，設，由機械設計基礎（唐林 編著）p306表9-3得到軸的需用彎曲應力。 軸段1上截面d處，有 軸段4上的截面c處，有 軸段1中軸段2中，故原初估軸徑符合強度條件。 軸強度校核結(jié)論：原設計的軸結(jié)構(gòu)尺寸滿足強度條件。因為軸上存在兩個鍵槽，d要放大8%到10%，所以符合要求。十 鍵的設計計算1、 軸i上鍵的選擇計算與校核第一段存在一個gb/t 1096 鍵鍵的材料為40cr，載荷均勻分布參考文獻四p189表10-13可得 參考文獻4p188公式（10-29）可得t為轉(zhuǎn)矩，d為軸徑，h為鍵的高度，為鍵的工作長度故符合要求。2、 軸ii上鍵的選擇與計算 第一段存在一個gb/t 1096 鍵鍵的材料為q275a，載荷均勻分布查參考文獻4p189表10-13可得 查參考文獻四p188公式（10-29）可得t為轉(zhuǎn)矩，d為軸徑，h為鍵的高度，為鍵的工作長度故符合要求。 第四段存在一個gb/t 1096 鍵鍵的材料為q275a，參考文獻4p189表10-13可得 參考文獻4p188公式（10-29）可得t為轉(zhuǎn)矩，d為軸徑，h為鍵的高度，為鍵的工作長度十一 箱體的設計計算參考文獻2p164可得：箱座壁厚 ??；箱蓋壁厚 取；箱蓋凸5緣厚度；箱座凸緣厚度；箱座底凸緣厚度；地腳螺釘直徑??；地腳螺釘數(shù)目，則；軸承旁連接螺栓直徑；取m16；蓋與座連接螺栓直徑取；連接螺栓d2的間距 取160mm；軸承端蓋螺釘直徑取；視孔蓋螺釘直徑 取；定位銷直徑 取 ；至外箱壁距離；至凸緣邊緣距離；軸承旁凸臺半徑；凸臺高度；外箱壁至軸承座端面距離；鑄造過渡尺寸x y均為4mm；大齒輪齒頂圓與內(nèi)箱壁距離?。积X輪端面與內(nèi)壁距離??；箱蓋 箱座肋厚軸承端蓋外徑取130mm；軸承旁連接螺栓距離十二 聯(lián)軸器的設計計算在選擇和計算聯(lián)軸器時，考慮到機械起動 制動時的慣性力和工作過程中過載等因素的影響，應將聯(lián)軸器傳遞的名義轉(zhuǎn)矩適當增大，即按計算轉(zhuǎn)矩tc進行聯(lián)軸器的選擇和計算。計算轉(zhuǎn)矩tc按下式確定：式中：t為名義轉(zhuǎn)矩；ka為工作情況系數(shù)，其值參考文獻3p266表9-6?？傻胟a=1.5 則再根據(jù)tc參考文獻3p101表8-5可得： 聯(lián)軸器類型為lt7 公稱轉(zhuǎn)矩為，許用轉(zhuǎn)速為3600r/min，半軸長度為112mm，軸孔長度為84mm，軸孔軸徑為40mm。十三 滾動軸承的選擇和壽命校核 由上述軸的計算可以選定軸i軸承型號為6308，軸ii型號為6210。1、 軸i上軸承的校核計算扭矩t為： 圓周力為：徑向力為： 軸向力為： 由軸的設計計算中可以得到 計算p值預選型號為6308的軸承，參考文獻3p291表10-5,可得 ，參考文獻3p295表10-8，取設軸承i只受徑向力，故軸承ii受徑向力和軸向力的復合作用參考文獻3p291表10-5可得：參考文獻3p291表10-5可得： 為了兩端用同一型號的軸承，故 計算需要的基本額定動載荷因為，故選用6308軸承。2、 軸ii上軸承的校核計算由軸的計算可得軸ii由軸的設計計算中可以得到 計算p值預選型號為6210的軸承，參考文獻3p291表10-5,可得 ，,參考文獻3p295表10-8，取設軸承i只受徑向力，故軸承ii受徑向力和軸向力的復合作用， 參考文獻3p291表10-5可得：參考文獻3p291表10-5可得： 為了兩端用同一型號的軸承，故 計算需要的基本額定動載荷因為，故選用6210軸承。十四 減速器附件的設計14.1 窺視孔和視孔蓋：窺視孔開在嚙合區(qū)的上方并有適當?shù)拇笮?，窺視孔平時用蓋板蓋住，加密封墊圈，螺釘連接。其尺寸參考文獻2p167表11=4可得： d=7mm 孔數(shù)為4個，蓋厚，d取m8,。=d14.2 通氣器：選m161.5塞。14.3 起吊裝置：選吊耳環(huán)和吊鉤。參考文獻2p167：吊耳環(huán)尺寸為：取 取 取吊鉤尺寸為: = =取取14.4 油面指示器：選油標尺m16（參考文獻2p93表7-10）14.5 毛氈圈：參考文獻2p94表7-12可得。14.6 起蓋螺釘：采用螺栓gb/t27-1988 m1030，螺釘端部作成圓柱端。數(shù)量為1個14.7 定位銷：采用銷gb/t117-2000 m1028，兩個,對稱分布。14.8 軸承蓋的參數(shù)：參考文獻2p172可選擇m8，個數(shù)4個，軸i: 取 軸ii: 從箱體的整體考慮取 m由結(jié)構(gòu)確定。14.9 擋油環(huán)的選擇：軸i：長度為14mm，軸ii：長度為19mm14.10 螺塞和封油墊：參考文獻2p93表7-11可選擇十五 潤滑方式的選擇1 齒輪傳動和軸承的潤滑方式 因為 所以其潤滑方式是將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑。齒輪浸入油中的深度為10mm，油池中的油量約為2l。 因為 (兩個軸上的軸承外徑相同均為90mm) 所以軸承的潤滑方式為脂潤滑。2 潤滑劑的選擇 齒輪潤滑為浸油潤滑，參考文獻1p235表10-12和p234表10-11可選潤滑油為 重負荷工業(yè)齒輪油150 （gb 5903-1995）軸承潤滑為脂潤滑。3 密封方式.箱座與箱蓋凸緣接合面的密封選用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法.觀察孔