方案設計書帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器1

1、設計題目：級 圓 柱 齒 輪 減 速 器 的 設 計系部學生：機電工程系班級：機電一體化學號： 指導教師： 裝訂交卷日期：目錄一、電動機的選擇 二、計算傳動設計 三、各軸運動的總傳動比并分配各級傳動比四、帶傳動設計 五、齒輪傳動設計 六、軸的設計 七、軸的考核鍵的校核 八、聯(lián)軸器的選擇 九、減速器的結構設計 十、潤滑與密封 參考資料 機械零件課程設計任務書設計題目：帶式輸送機傳動裝置中的一級直齒減速器。 運動簡圖工作條件 傳動平穩(wěn)，輸送帶單向工作，24小時工作制，使用 5年，輸送帶速度誤差土 5%原始數(shù)據(jù)已知條件題號14輸送帶拉力2.1輸送帶速度1.6滾筒直徑400設計工作量設計說明書一份減速

2、器裝配圖1張減速器零件大齒輪1張，輸出軸1張、電動機的選擇計算步驟設計計算與內(nèi)容設計結果1、選擇電動機的類 型。2、電動機輸出功率按照工作要求和條件選用Y系列一般用途的全封閉自扇式籠型三相異步電動機。滾筒的功率：Pw=Fw.Vw/1000 n w=2100 x 1.6/ (1000x 0.96)=3.5kw電動機輸出功率：根據(jù)簡圖，查手冊2-3得：V帶傳動效率PQ=Pw/ n又因為 n = n 1 n 2 n 3n 3 n 4=0.96 x 0.98X 0.97 x 0.97X 0.96=0.82P0=PW/ n=3.5/0.82=4.27KW電動機的額定功率：P=(1.0-1.3)P0=4.

3、27-5.55KW電動機的額定功率為 5.5KW.滾筒轉(zhuǎn)速：NW=60Vw X 1000/ n D=60 X 1.6 X 1000/(3.14 X 400)=76.43r/mi n確定總傳動比的范圍電動機的轉(zhuǎn)速n；按表推薦的各種傳動比范圍取V帶傳動比i1 = (2-4),單級圓柱齒輪傳動比 i2 = (3-5)，總的傳動比 范圍為：i=i1 x i2=(2 4) x (3 5)=6 20n=(6 20) x 76.43=458.58 1528.6r/mi n在該范圍內(nèi)電動機的轉(zhuǎn)速有：750r/min、1000r/min、1500r/min，取電動機同步轉(zhuǎn)速為1000r/min，因此選擇電動機行

4、型號為：Y132M1-6同步轉(zhuǎn)速1000r/mi n滿載轉(zhuǎn)速：960r/min ,額定功率4KW。PW=3.5KWP0=4.27kwNw=76.43r/min同步轉(zhuǎn)速為1000r/min額定功率為4kw計算步驟設計計算與內(nèi)容設計結果1、計算總傳動 比2、各級傳動比 分配i=nm/nw=960/76.43=12.56為使V帶傳動的外部尺寸不至于過大，初選傳動比i=3.2。則齒輪傳動比為：i2=i/i1=12.56/3.2=3.93i1=3.2i2=3.93三、各軸運動參數(shù)和動力參數(shù)的計算計算步驟設計計算與內(nèi)容設計結果1、0軸（電動機軸）2、1軸（高速軸）3、2軸（低速軸）4、3軸（滾筒軸）P0=

5、4.27KW n0=960r/min參數(shù)軸號0軸1軸2軸W軸功 P(KW)4.274.104.063.78轉(zhuǎn)速n(r/mi n)96030076.3473.89轉(zhuǎn)矩 T（N.m）42.48129.24507.90457.86傳動比i3.23.931效率0.960.950.96P仁 4.06KW n1=300r/minT1=129.24N.mn2=76.34r/mi nT2=491.25N.mPW=3.66KWnw=76.34r/minTW=457.86N.mP0=4.27KW n0=960r/minT0=9550P0/n0=9550 X 4.27/960=42.48N.mP1=P0X n 1

6、=4.27X 0.96=4.10KWn1= n0/i仁960/3.2=300/mi nT1=9550P1/n 1=9550 X 4.10/300=130.52N.mP2=P1 x n 2 n 3=4.27X 0.98X 0.97=4.06KWn2=n1/i2=300/3.93=76.34r/minT2=9550P2/n2=9550 X 4.06/76.34=507.90N.mPW=P2 x n 3 x n 4=4.06X 0.97X 0.96=3.78KWnw=n2=76.34r/min TW=9550PW/nw=9550 X 3.66/76.34=457.86N.m四、V帶傳動設計 計算步驟

7、設計計算與內(nèi)容設計結果1、確定設計功率PC由 表8-21得KA=1.3KA=1.32、選擇晉通 V帶型PC=KAP0=1.3 X 4.27=5.55KWPc=5.55kw號根據(jù) PC=5.55KW,n0=960r/min。由圖 8.13 應選 A 型 V 帶。3、確定帶輪基準直由機械設計基礎圖 8.13取dd1=125mm ,dd1=125mmdd2=400mm徑dd1、dd2。dd1=125 ddmin=75mmdd2=nOdd1/n仁960 X 125/300=400mm按表8.3取標準直徑dd2=400mm，則頭際傳動比i、從動輪的頭 際轉(zhuǎn)速分別為：i=dd2/dd1=400/125=3

8、.2i=3.2n 2=n1/i=960/3.2=300從動輪的轉(zhuǎn)速誤差為(300-300) /300=0%n2=3004、驗證帶速 V5、確疋帶的基準長 度Ld和實際中心距a。在土 5%以內(nèi)，為允許值。V= n dd1 n1/60 X 1000= ( 125 X n X 960 ) / ( 60 X 1000 ) m/s=6.28m/sV=6.28m/s帶速在525m/s范圍內(nèi)。由式(8.14)得0.7 (dd1+dd2 ) a0 2 (dd1+dd2)0.7 (125+400 ) a0 2(125+400) 367.5 w a0 120o由式（8.18）得Z Pc/(P0+ P0)KaKL根

9、據(jù)dd1=125mm , n1=960r/min，查表8.9得，用內(nèi)插法得P0=1.19+(960-800) XP0=1.38kw=1.37666KW 取 P0=1.38kwP0=1.38kw由式（8.11）得功率增量 P0為K d f=1.0275 X 10-3 P0=K d fn1 (1-1/Ki ) 由表 8.18 查的 K d f=1.0275 X 10-3 P0=0.12kw8、求初拉力F0及帶輪軸上的壓力F0根據(jù)傳動比i=3.6，查表8.19得Ki=1.1373，則 P0= 1.0275 X 10-3 X 960 (1-1/1.1373 )kw =0.12kwK a =0.96由表

10、8.4查得帶長度修正系數(shù)KL=1.06，由圖8.11查得包角系數(shù)9、帶輪的結構設計10、設計結果K a =0.96,得普通V帶根數(shù)Z= =3.995 根圓整得根由表8.6查得A型普通V帶的每M長質(zhì)量q=0.10kg/m，根據(jù)式 (8.19)得單根V帶的初拉力為F0= X( -1) +qv2=X( -1) +0.1 X 6.282 =177.84N由式(8.20)可得作用在軸上的壓力FQ為FQ=2 X F0Zsin (157.31o/2)=2 X 177.84X 4X sin (157.31o/2) =1394.92N按本章8.2.2進行設計(設計過程略)。選用4根A-1600GB 11544-

11、89V帶，中心距 a=694mm，帶輪直徑 dd1=125, dd2=400mm，軸上壓力 FQ=1381.36N。Z=4F0=177.84NFQ=1394.92N結果選擇 4根A-1600GB 11544-89V 帶。P1=4.06KW電動機驅(qū)動，小五、齒輪傳動設計設計一單級直齒圓柱齒輪減速器中齒輪傳動，已知：傳遞功率不大，使用期限五年，兩班工作。設計步驟計算方法和內(nèi)容設計結果1、選擇齒輪材小齒輪選用 45調(diào)質(zhì)鋼，硬度為230HBS ;大齒輪選用 45鋼正料及精度等級?；?，硬度為 200HBS。因為是普通減速器，由表機械設計基 礎第二版中表選 8級精度，要求齒面粗糙度Raw 3.26.3um

12、。2、按齒輪面接觸疲因兩齒輪均為鋼質(zhì)齒輪，可應用式(10.22)求出di值。確定有勞強度設計關參數(shù)與系數(shù)：(1) 轉(zhuǎn)矩T1T仁9.55 X 106P/In=9.55 X 106 X =130516.67N.mm(2) 載荷系數(shù)K查表 10.11 取 K=1.1(3) 齒輪Z1和齒寬系數(shù)“ dT1-130516.67N.mm小齒輪的齒數(shù)z1取為25，則大齒輪齒數(shù) Z2=3.93 X 25=99。故Z2-99因單級齒輪傳動為對稱布置，而齒輪齒面又為軟齒面，由 表10.20選取d-1。(4)許用接觸應力【d fH】由圖機械設計基礎中10.24Z仁25Z2-100查的d fHlim1-580MPad

13、fHlim1-580MPa d fHlim2-550Mpa 由表10.10查得SH-1d fHlim2-550Mpa2-60njLh-60 X 960X( 5X 52 X 5X 24)-1.80 X 109N1-1.80 X 109N2-N1/i-1.80 X 109/3.93-4.58 X 108N2-4.58 X 108查圖 10.27 得：ZNT1-1 , ZNT2-1.07由式(10.13)可得ZNT1-1 , ZNT2-1.07【d fH 】1- ZNT1 d fHlim1/SH【d fH 】1-580MPa-1 X 580/1-580MPa【d fH 】2-ZNT2 d fHlim

14、2/SH1.07 X 550/1-588.5MPa 故 d1 76.43X-76.43 X -62.06mmm- - -2.48由表10.3取標準模數(shù)m-2.5mm【d fH 】2-588.5MPad1-mz1-2.5 X 25mm-62.5mmd2-mz2-2.5 X 100-250mmm-2.5mm3、主要尺寸計d f2- d X d1-1 X 62.5mm-62.5mmd f-62.5mm算經(jīng)圓整后取d f2-65mmd f1- d f2+5mm-70mma- m (z1+z2) -0.5X 2.5X( 25+99) -155mm由式(10.24)得出d fF,如d fF w【d fF】

15、則校核合格確定有 關系與參數(shù)：(1) 、齒形系數(shù)YF查表 10.13 得 YF1-2.65 , YF2-2.184(2) 、應力修正系數(shù) YSd f1-70mm a-155mm4、按齒根彎曲疲勞強度校核查表 10.14 得 YS1-1.59 , YS2-1.7985(3)、許用彎曲應力【d fF】由圖 10.25 查得d fFlim仁210MPa , d fFlim2-190MPa。SF-1.3由表10.10查得SF-1.35、驗算齒輪的 圓周速度V。6、驗算帶的帶速誤 差。由圖 10.26 查得 YNT1=YNT2=1由式(10.14)可得【d fF 】1= = =162MPa【d fF 】

16、2= = =146MPa 故d fF1= YFYS=X 2.65 X 1.59=113.15MPa v【d fF 】1=162MPa d fF2= d fF1=113.15 X MPa=105.48MPa v【d fF】2=146MPa 齒根彎曲強度校核合格V=0.98m/s由表10.22可知，選8級精度是合適的。nw= = =960/ (3.2 X 3.93)=76.34r/mi nY 2= = =3.3% 輸送帶允許帶速誤差為土5%合格。YNT1=YNT2=1V=0.98m/s齒輪的基 本參數(shù)標準齒輪有ha*=1 c*=0.25齒頂咼 ha=ha* X m=2.5mm齒根高 hf=1.25

17、 X m=1.25 X 2.5=3.125mm齒全咼 h=2.25m=2.25 X 2.5=5.625mm齒頂咼直徑 da=m (z+2ha) =2.5 X( 99+2 X 1) =252.5mm齒根圓直徑 df=m ( z-2ha*-2c* ) =2.5 X( 99-2 X 1-2X 0.25) =241.25mm六、軸的設計由前面計算可知：傳動功率P2=4.06KW,轉(zhuǎn)速n2=73.89r/minh，工作單向轉(zhuǎn)動軸采用深溝球軸承支撐。設計步驟計算方法和內(nèi)容設計結果1、選擇軸的材 料，確定許用應 力。2、按鈕轉(zhuǎn)強度 估算軸徑。3、設計軸的結 構并繪制結構草圖由已知條件知減速器傳遞的功率屬于中

18、小功率，對材料五特殊要求，故選用 45鋼并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。查書 1（見備注）273 頁表14.2得強度極限d fB=650MPa，在查書1 , 272頁表 1402得許用彎曲應力【d f-1 d f】=60MPa。根據(jù)書1 , 271頁表14.1得C=107118.又由式（14.2） 得：dCX .=（107118）X=40.23 44.37mm考慮到軸的最小直徑出要安裝聯(lián)軸器，會有鍵槽存在，故將估算直徑加大 3%5%，取為41.7146.59mm。查書 2【d f-1 d f】=60MPa(1)、確定軸上零 件的位置和固定方 式(2)、確定各軸段 的直徑(見備注)，127頁附表9.4彈性柱銷聯(lián)軸

19、器(GB5014-85 摘錄)得d仁45mm軸的計算轉(zhuǎn)矩為：TC=9550 X 103 X=9550 X 103 X =507898.87N.m ) 查書2, 127頁附表9.4彈性柱銷聯(lián)軸器，(GB5014-85摘 錄)得HL4型聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器輪轂長L=112mm，鍵槽長 L1= 84mm。(1)、確定軸上零件的布置方案和定位方式，如14.8圖所示將齒輪布置在中間，對稱于兩端軸承。齒輪用軸肩與 軸套作軸向定位，用平鍵和配合H7/K6作周向定位。軸的軸向定位是用軸端蓋凸緣單向固定外圈來實現(xiàn)的。軸外伸 段半聯(lián)軸器用軸肩和軸端擋圈作軸向定位的，用平鍵和配 合H7/K6作周定位。d1=45mmTC

20、=507898.87N.mL1=84mmL=112mm軸的直徑d101818303050508080100軸上 圓角/ 倒角C1/R11.62.03.04.05.0最小 軸肩 高度hmin22.53.54.55.5軸環(huán) 寬度c fc f 1.4h軸上 圓角 半徑R0.81.01.622.5(2)、確定軸的各段直徑、由上述可知軸段 1直徑最小d1=45mm。d2=52mm(3)、確定各軸段 的長度d3=60mmd4=70mmd5=62mm d6=d2=55mm轂寬為65mm 、軸段2考慮到要對安裝在軸段1上的聯(lián)軸器進行定位，軸段2上應有軸肩，同時為能很順利地在軸段2上安裝軸承，軸段2必須滿足軸承

21、內(nèi)徑的標準，至少應滿足：d1+2 X 3.5mm=45+7=52mm取軸徑d2=55，并根據(jù)機械設計基礎課程設計指導書(第二版)129頁附表10.1選用6011型軸承。 、軸段3不考慮對安裝在軸 2上的零進行定位，只要求 有一定圓角即可，至少應滿足：d3=d2+2 X 2mm=55+4=59mm圓整后取d3=60mm。 、軸段4 一般要比軸段3的直徑大10mm,所以有 d4=d3+10mm=70mm 、為了便于拆卸左軸承，根據(jù)書2, 129頁附表10.1可知，6011型軸承的最小安裝直徑：da=62mm，所以取 d5=62mm 、軸段 6與軸段2安裝相同型號的軸承，所以該軸徑為：d6=d2=5

22、5mm(3) 、確定軸的各段長度 、已知轂寬為65mm ,為了保證齒輪固定可靠，軸段3的長度應略短于齒輪輪轂寬度2mm，取軸段 3的長度為63mm。 、軸環(huán)的寬度約為該最小軸肩高度的1.4倍，即附表如上可得：所以軸環(huán)的寬度為 7mm。 、為保證齒輪端面與箱體內(nèi)壁不相碰，齒輪端面與箱體B=18mmL=123mm內(nèi)壁間應留有一定的間距，可取該間距為18mm。 、為了保證軸承安裝在箱體軸承座孔中，并考慮軸承的潤滑，取軸承端面距箱體內(nèi)壁的距離為2mm。又查書2的附表10.1知，6011型滾動軸承的寬度為：B=18mm。所以軸承支點的距離為：L= (18/2+2+18+65/2 )X 2=123mm 、

23、確定軸段 2的長度時，要根據(jù)軸段安裝的零件尺寸來 決定，所以有：a =156.25mm df=20mmS 1=8mma上有一套筒，與齒輪端面與箱體內(nèi)壁間應留有一定的間 距相同，故取套筒的長度為20mm。套筒左端緊靠與齒輪的內(nèi)圈橫截面，套筒右端有2mm的倒角，且右端使其軸承定位，由上述可知 6011型滾動軸承的寬度為 18mm。d f、減速器中兩個齒輪的中心距a =156.25mm，并且設軸承座端面距外箱體的距離為y，則：查書2, 17頁表4.1得，地腳螺釘直徑為：df=0.036a+12=0.036 X 156.25+12=17.625mm圓整后得：df=20mm箱蓋的壁厚為：S 1=0.02

24、a+1mm=0.02 X 155+仁4.125mm 8mm取 S 1=8mm軸承端蓋螺釘直徑：d3= (0.4-0.5) dfd仁 15mmcmin=22 , c2min=20y=55mme=9.6mm=(0.40.5)X 20mm= (8 10) mm取 d3=8mm查書2, 17頁表4.1的，軸旁連接螺栓直徑為：d 1=0.75df=0.75 X 20=15mm由于較大的偶數(shù)則d1 =16mm ,所以軸承的連接螺栓直徑為16mm寫為M16查手冊表 4.2,cmin=22 , c2min=20所以軸承座端面距離內(nèi)箱壁的距離為y為：y= S 1+C1mi n+C2mi n+ (5 10)=8+

25、22+20+5=55mmC、外壁圓角半徑一般為 35mm，取圓角半徑為 4mm。d、由d f、步可知d3=8mm查書2, 23頁表4.5得，螺釘 連接外裝式軸承的厚度為：e=1.2d3=1.2 X 8mm=9.6mmL =82mm 。e、 軸段2伸出箱體外的長度一般為 1520mm，為了方便 計算取該軸段的伸出長度為 17.4mm。綜合上述，軸段 2的 長度為：4、 按彎曲扭合 成強度校核軸徑、畫出軸的受力 圖。(2)、作水平面內(nèi) 的彎矩圖，支點反 力為。(3)、作垂直面內(nèi) 的彎矩圖，(4)、作合成彎矩 圖(5)、作轉(zhuǎn)矩圖(6)、求當量彎矩Ft=4135.68NFr=1505.26NFHA=F

26、HB=2067.84NMHC1=127172.16N. mmMHC1=127172.16N. mmMHC2=59967.36N.m mFVA=FVB=752.63NMV=46286.75N mmMVn=21826.27N mmM1= 135333.74N mM2=63815.91N mT=507898.87mm2+18+55+4+9.6+17.4=106mm 、軸段1的長度確定，根據(jù)聯(lián)軸器的長度來確定其長度，查書2，68頁附表1.7得，L =82mm。 、在軸段1、3上分別加工出鍵槽，使兩鍵槽處于軸的同一圓柱母線上，鍵槽的長度比相應的輪廓寬度約小510mm，鍵槽的規(guī)格查書 2, 108頁附表5

27、.11得，軸段1的 鍵槽深度為5.5mm，寬度為14mm ;軸段3的鍵槽深度為 7mm，寬度為18mm。(1 )、畫出軸的受力圖如圖d f所示(2) 、作水平面內(nèi)的彎矩圖列出平衡彎矩圖如下：FHA L+FHB L=0支點為：Ft=4135.68NFr=Ft x tan20o=4135.68 x tan20o=1505.26NFHA=FHB=Ft/2=4135.68/2=2067.84Ni - n截面處的彎矩為：MHC1 =127172.16N.mmn - n截面處的彎矩為：MHC2=FHA x 29=2067.84 x 29=59967.36N.mm其彎矩圖如c圖所示。(3) 、作垂直平面內(nèi)的

28、彎矩圖 去掉A支點保留B支點，則有：FVA=FVB=1505.26/2=752.63NI - I截面處的彎矩為：MV=FV A =752.63 x =46286.75N mmn - n截面的合成彎矩為：mv n =752.63 x 29mm=21826.27N mm其彎矩圖d圖所示。(4) 、由 M=得：I - I截面的合成彎矩為：M1 =135333.74N mn - n截面的合成彎矩為：M2=63815.91N m其合成彎矩圖如e圖所示。(5) 、作轉(zhuǎn)矩圖T=9.55 x 106 x=9.55 x 106x=507898.87mm其轉(zhuǎn)矩圖如f圖所示。(6) 求當量轉(zhuǎn)矩(彎矩合成圖)(7)、

29、確定危險截 面及校核強度。因減速器單向運轉(zhuǎn)，故可以認為轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)變化，修正系數(shù)a =0.6.由Me=得：I - I截面的彎矩合成為：Me1 =333438.56N mmn - n截面的彎矩合成為：Me2=311349.52其彎矩合成如g圖所示。(7)、確定危險截面及校核強度由以上圖可以看出，截面I-I、n -n所受轉(zhuǎn)矩相冋，但彎矩 Mel Me2，且軸上還有鍵槽，故截面I-1可能為危險截面。但由于軸徑d3d2,故也對n -n進行校核。截面I - I:由 W=0.1d3 ,【d f-1 d f】=得d fe1= = =15.44MPa 截面n - n：d fe2= = =18.71MPa 查

30、教材272頁表14.2得【d f-1 d f】=60MPa，滿足dfe w【d f-1 d f】的條件，故設計的軸有足夠的強度， 并有一疋的余量。因所設計軸的強度裕度不大，此軸不必再作修改。Me1=333438.56N m mMe2=311349.52d fe仁 15.44MPad fe2=18.71MPa七、軸承的選擇與校核設計步驟設計計算與內(nèi)容設計結果一、軸承的當量 動載荷二、試選軸承型 號三、由預期壽命 求所需c并校核由前面計算知d2=55mm,選用6011型號的軸承。查書1，295頁查表15.12知：載荷系數(shù)fp=1.2 查書1，296頁查表15.14知：溫度系數(shù)fT=1 因為此Fa=ON由式 15.2 得 P=fp X Fr=1.2 X 1505.26=1806.312N因為是球軸承 =3根據(jù)軸頸 d=55mm,選擇6011型，并查書 2129頁附表10.1得該型號軸承的基本額定動載荷Cr=30.2KN基本額定靜載荷 Cor=21.8KN由表15.15知：軸承預期壽命 Lh的參數(shù)值為 5000060000h在因為該軸承要工作 5年且24小時連續(xù)工作，所以有：Lh=5 X 52 X 5 X 24=31200hCmax= X=X=9443.77N選擇 6011 軸承 Cr=30.2KN滿足要求Cmax v Cr,選擇