設(shè)計用于帶式運輸機一級圓柱齒輪減速器

1、機械設(shè)計cad設(shè)計設(shè)計題目：設(shè)計用于帶式運輸機一級圓柱齒輪減速器班 級： 學(xué) 生： 學(xué) 號： 指導(dǎo)教師： 劉昭琴 完成時間：03.04.1503.04.21 重慶航天職業(yè)技術(shù)學(xué)院目錄一、實訓(xùn)任務(wù)書3二、電動機的選擇4三、確定傳動裝置總傳動比及分配各級的傳動比5四、機械傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)的計算.6五、v帶的設(shè)計7六、齒輪傳動的設(shè)計10七、傳動軸的設(shè)計.14八、鍵聯(lián)接的選擇和計算.21九、滾動軸承的選擇和計算.22十、聯(lián)軸器的選擇.25十一、潤滑和密封的選擇.26十二、減速器附件設(shè)計.26十三、設(shè)計小結(jié).27十四、裝配圖.28十五、參考文獻.30一、機械設(shè)計實訓(xùn)任務(wù)書課程代碼：6021005

2、題號： a 1 發(fā)給學(xué)生： 題目：設(shè)計用于帶式運輸機的一級圓柱齒輪減速器1 v帶傳動2 運輸帶3 一級直齒圓柱齒輪減速器（2對軸承，1對直齒）4 聯(lián)軸器（1個）5 電動機6 卷筒題號a1a2a3a4a5a6a7a8a9a10運輸帶工作拉力f/n1100112511501175120012251250127513001325運輸帶工作速度v/(m.s-1)1.501.551.601.651.701.501.501.551.551.60卷筒直徑d/mm250255260265270240245250255260題號a11a12a13a14a15a16a17a18a19a20運輸帶工作拉力f/n13

3、50137514001425145014751500152515501600運輸帶工作速度v/(m.s-1)1.601.551.601.551.551.601.651.701.701.80卷筒直徑d/mm265260250255250240245270280300已知條件：1. 卷筒效率0.96(不包括卷筒軸承的效率)；2. 工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，運輸帶速度允許誤差為±5；3. 使用折舊期10年；4. 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。設(shè)計工作量：1. 減速器裝配圖1張(a0或a1)；2. 低速軸和低速軸齒輪的零件圖各1張(比例1：1)；3. 設(shè)計

4、說明書1份，約30頁，1萬字左右。說明書要求： 1. 說明書既可手寫也可打印，紙張為a4打印紙，頁邊距為左2.5mm、右2mm、上2mm、下2mm；說明書內(nèi)大標(biāo)題三號宋體，小標(biāo)題小三號宋體，正文小四號宋體且為單倍行距。2. 說明書包括封面、任務(wù)書、目錄、正文和總結(jié)，請按該順序裝訂。請按給定題號的參數(shù)做設(shè)計， 提交設(shè)計所有資料的最后時間：2013.4.30二、電動機選擇1.確定電動機的功率工作機所需功率 電動機的工作功率 電動機到輸送帶的總效率為 由機械設(shè)計基礎(chǔ)111頁表12-7得：v帶傳動效率，球軸承效率，齒輪副效率（齒輪精度為8級）齒輪聯(lián)軸器，卷筒效率、代入得: 查機械設(shè)計基礎(chǔ) 課程設(shè)計11

5、8頁表13-1，選電動機額定功率為2.2kw，符合條件電動機型號為：電動機 型號額定功率kw同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速y90l-22.2300028402.22.2y100l1-42.2150014202.22.2y112m-62.210009402.02.0y132s-82.27507102.02.02.確定電動機的轉(zhuǎn)速卷筒軸工作轉(zhuǎn)速 按機械設(shè)計基礎(chǔ) 課程設(shè)計111頁表12-6推薦的傳動比合理范圍，取v帶傳動的傳動比圓柱齒輪的傳動比，則總傳動比合理范圍為，電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速750 r/min、1000 r/min、1500 r/min、3000 r/min四種，可查四 種方

6、案，見下表：方案電動機型號額定功率/kw電動機轉(zhuǎn)速/（）同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1y100l1-42.2150014202y112m-62.21000940綜合考慮減輕電動機及傳動系統(tǒng)的質(zhì)量和節(jié)約資金，選用第二方案。因此選定電動機型號為y100l2-4，其主要功能見下表：電動機型號額定功率kw同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速y112m-62.210009402.02.0y112m-4電動機主要外形和安裝尺寸見下表：中心高外形尺寸安裝尺寸軸伸尺寸平鍵尺寸112圖1三、確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比1、傳動系統(tǒng)的總傳動比2、分配傳動裝置傳動比 （式中、分別為帶傳動和減速器的傳動比） 3、分配各級傳動裝置傳動比： 為

7、使v帶傳動外廓尺寸不致過大，初步取i0=2.5，則減速器傳動比：四、機械傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)的計算1、計算各軸的輸入功率：電動機軸 軸 軸 卷筒軸 2、 計算各軸的轉(zhuǎn)數(shù)：電動機軸 軸 軸 卷筒軸 3、計算各軸的轉(zhuǎn)矩：電動機軸 軸 軸 卷筒軸 綜合以上數(shù)據(jù)，得表如下：軸號功率p/kw n/(r.min-1) /(nm) i 輸入輸出輸入輸出 01.90394019.332.50.96 11.831.8137646.4846.023.820.96 21.751.73115145.33143.88 10.98 31.721.65115142.83141.40五、v帶的設(shè)計設(shè)計項目計算內(nèi)容和依據(jù)計算

8、結(jié)果1.設(shè)計功率pd由機械設(shè)計基礎(chǔ)201頁表9-12查得工況系數(shù)2.選擇帶型根據(jù)和，由機械設(shè)計基礎(chǔ)202也圖9-10選a型普通v帶選a型普通v帶3.帶輪基準(zhǔn)直徑和參考機械設(shè)計基礎(chǔ)187頁表9-4、193頁表9-6和202頁圖9-10，取大帶輪基準(zhǔn)直徑由機械設(shè)計基礎(chǔ)187頁表9-4取4.驗算傳動比誤差傳動比原傳動比則傳動比誤差在允許誤差范圍內(nèi)在允許范圍內(nèi)5.驗算帶速v在范圍內(nèi)，帶速合適帶速v在允許范圍內(nèi)6.確定中心矩a及帶的基準(zhǔn)長度確定中心矩取初算帶長確定帶基準(zhǔn)長度由機械設(shè)計基礎(chǔ)185頁表9-2取確定實際中心距a安裝時所需最小中心矩張緊或補償伸長所需最大中心距7.驗算小帶輪包角包角合適8.單根v

9、帶額定功率根據(jù)和，由機械設(shè)計基礎(chǔ)194頁表9-7差得a型帶9.額定功率增量由機械設(shè)計基礎(chǔ)197頁表9-9差得10.確定v帶的根數(shù)由機械設(shè)計基礎(chǔ)200頁表9-11差得由機械設(shè)計基礎(chǔ)185頁表9-2差得根取2根取2根12.確定帶的初拉力由機械設(shè)計基礎(chǔ)184頁表9-1查得12.確定帶的初壓力13.帶輪結(jié)構(gòu)尺寸及零件工作圖六、齒輪傳動的設(shè)計計算項目設(shè)計計算與說明計算結(jié)果1.齒輪材料熱處理、齒面硬度、精度等級及齒數(shù)選擇精度等級選擇齒輪材料、熱處理方法及齒面硬度選齒數(shù)、減速器為一班工作機器，速度不高，故齒輪選用8級精度因傳遞功率不大，轉(zhuǎn)速不高，選用軟齒面齒輪傳動。齒輪選用便于制造，價格便宜的材料。小齒輪：

10、45鋼（調(diào)制），硬度為240hbs；大齒輪：45鋼（正火），硬度為200hbs查機械設(shè)計基礎(chǔ)104頁表5-14得，取，在誤差范圍內(nèi)。8級精度小齒輪：45鋼（調(diào)制）240hbs大齒輪：45鋼（正火）200hbs2.按齒面接觸疲勞強度設(shè)計初選載荷系數(shù)小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩選取齒寬系數(shù)彈性系數(shù)節(jié)點區(qū)域系數(shù)接觸疲勞強度極限、接觸應(yīng)力循環(huán)次數(shù)、接觸疲勞強度壽命系數(shù)、接觸疲勞強度安全系數(shù)計算許用接觸應(yīng)力、試算小齒輪分度圓直徑計算圓周速度確定載荷系數(shù)修正小齒輪分度圓直徑按機械設(shè)計基礎(chǔ)101頁式（5-35），設(shè)計公式為試選載荷系數(shù)小齒輪名義轉(zhuǎn)矩查機械設(shè)計基礎(chǔ)104頁表5-14，選齒寬系數(shù)由機械設(shè)計基礎(chǔ)101頁表5-1

11、2差得彈性系數(shù)節(jié)點區(qū)域系數(shù)查機械設(shè)計基礎(chǔ)92頁圖5-24得接觸疲勞強度極限、查機械設(shè)計基礎(chǔ)92頁式（5-28）由機械設(shè)計基礎(chǔ)94頁圖5-26查取接觸疲勞強度壽命系數(shù)，（允許一定點蝕）取失效概率為1%，接觸強度最小安全系數(shù)由機械設(shè)計基礎(chǔ)94頁式（5-29）取查機械設(shè)計基礎(chǔ)96頁表5-10取使用系數(shù)根據(jù)由機械設(shè)計基礎(chǔ)97頁圖5-28，動載荷系數(shù)直齒輪傳動，齒間載荷分配系數(shù)由機械設(shè)計基礎(chǔ)98頁表5-11，齒向載荷分配系數(shù)故載荷系數(shù) 3.確定齒輪傳動主要參數(shù)和幾何尺寸確定模數(shù)m計算分度圓直徑、計算傳動中心矩a計算寬度、查機械設(shè)計基礎(chǔ)72頁表5-1，圓整為標(biāo)準(zhǔn)值取，4.校核齒根彎曲疲勞強度齒形系數(shù)、應(yīng)力

12、修正系數(shù)、彎曲疲勞強度極限、彎曲疲勞強度壽命系數(shù)、彎曲疲勞強度安全系數(shù)計算許用彎曲應(yīng)力、校核齒根彎曲疲勞強度按機械設(shè)計基礎(chǔ)103頁式 （5-36）校核公式為由機械設(shè)計基礎(chǔ)103頁表5-13，由機械設(shè)計基礎(chǔ)103頁表5-13，由機械設(shè)計基礎(chǔ)93頁圖5-25查得，由機械設(shè)計基礎(chǔ)94頁圖5-27查得，取彎曲強度最小安全系數(shù) 由機械設(shè)計基礎(chǔ)94頁式（5-29）滿足彎曲疲勞強度要求七、傳動軸的設(shè)計確定軸上零件的定位和固定方式（如圖）1，5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鍵圖41、高速軸的設(shè)計按扭矩初算軸徑選用45鋼調(diào)質(zhì)處理，由機械設(shè)計基礎(chǔ)表14.4查

13、得強度極限，再由機械設(shè)計基礎(chǔ)表14.2取許用彎曲應(yīng)力硬度。根據(jù)課本并查機械設(shè)計基礎(chǔ)表14.1，取，考慮到軸的最小直徑處要安裝聯(lián)軸器，會有有鍵槽存在，故將估算直徑加大3%5%，則有：         所以選。（1）已經(jīng)確定的運動學(xué)參數(shù) =376r/min （2）軸的材料選擇由機械零件設(shè)計手冊中的圖表查得選45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，=650mpa =360mpa -1b=60mpa（3）按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑d考慮鍵槽=19.49×1.05=20.46 取d=22（4）確定軸各段直徑和長度 從大帶輪開始左

14、第一段，由于帶輪與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應(yīng)該增加5%，取d1=22mm，又帶輪的寬度b=（z-1）·e+2·f =（2-1）×18+2×8=33mm 則第一段長度l1=30左起第二段直徑為定位軸肩取d2=28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=52 mm 左起第三段，為過渡軸肩，該段裝有滾動軸承和擋油板，擋油板厚度為17 mm，外箱壁距軸承端面為50mm軸承端蓋應(yīng)為22 mm軸承選用角接觸球軸承，選用7006ac型軸承，其尺寸為d×d×b=30&#

15、215;55×13，那么該段的直徑為d3=30mm，長度為l3=30mm左第四段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應(yīng)小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取d4=36mm，取齒輪端面與內(nèi)箱壁距離12 mm，長度取l4= 12mm 右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為75.15mm，分度圓直徑為68.15m，齒輪的寬度為60mm，則，此段的直徑為d5=75.15mm，長度為l5=60mm左第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應(yīng)小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取d6=36mm長度取l6= 12mm 左第七段，該段為滾動軸承安裝和擋油板處，取軸徑為d7=30mm，長度l7=30mm2、低速軸設(shè)計（1）

16、已經(jīng)確定的運動學(xué)參數(shù) =115r/min （2）軸的材料選擇由機械零件設(shè)計手冊中的圖表查得選45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，=650mpa =360mpa -1b=60mpa（3）按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑d考慮鍵槽=26.52×1.05=27.84 取d=22 mm（4）選聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩：t=ka×t2=1.2×145.33=174.40 n·m公稱轉(zhuǎn)矩224 n·m查表142選用lt6型彈性套柱銷聯(lián)軸器軸孔直徑為32 mm，長度55 mm（5）確定軸各段直徑和長度 從聯(lián)軸器開始右第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，取d1=32mm，l1=55 mm右起第二段直徑

17、為定位軸肩取d2=38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=50 mm 左起第三段，為過渡軸肩，該段裝有滾動軸承和擋油板套筒，擋油板厚度為14 mm，外箱壁距軸承端面為50mm軸承端蓋應(yīng)為20 mm軸承選用角接觸球軸承，選用7208ac型軸承，其尺寸為d×d×b=40×80×18，那么該段的直徑為d3=40mm，長度為l3=44mm左第四段，為過渡軸肩的定位軸肩, d4=42mm因為其上開有鍵槽所，取d4=44m，齒輪為腹板式齒輪lh=1.5ds=66mm取lh=6

18、0mm，l4=58 mm 左起第五段，為齒輪的定位軸肩，此段的直徑為d5=52.mm，長度為l5=7mm左第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應(yīng)小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取d6=40mm長度取l6= 38mm3、高速軸校核（1）齒輪所所受的力齒輪所受的轉(zhuǎn)矩為 =46.48 n·m圓周力： 徑向力： 軸向力： =1178.32n（2）軸承支撐力 得 得 得 得 （3）求彎矩水平面的彎矩： 垂直面的彎矩： （2） 合成彎矩（3） 當(dāng)量彎矩因為是單向回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，=0.6（4） 判斷危險截面并驗算強度剖面c處當(dāng)量彎矩最大，所以剖面c為危險截面c <-1 合格以上計算所需的圖如下

19、4、低速軸校核（1）齒輪所所受的力齒輪所受的轉(zhuǎn)矩為 =145330 n·mm圓周力： 徑向力： 軸向力： =249n2）軸承支撐力 fdz×127+ft×66=0 得fdz=-579n -fa×d/2+ +fr×66- fdx×127=0 得fdx=-2351n fbx+fdx-fr=0 得fbx=2765n fbz+ft+fdz=0 得fbz=-531n（3）求彎矩水平面的彎矩：mc左=-fa×d/2-fbx×66=-215084nmmmc右=fdx×61=143411 nmm垂直面的彎矩：mc= -f

20、bz×66=-35046nmm（5） 合成彎矩（6） 當(dāng)量彎矩因為是單向回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，=0.6（7） 判斷危險截面并驗算強度剖面c處當(dāng)量彎矩最大，所以剖面c為危險截面c <-1 合格八、鍵聯(lián)接的選擇和計算1輸入軸與大帶輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接此段軸徑d1=22mm,l1=30mm查手冊得，選用a型平鍵，得：a鍵 6×6 gb1096-79 l=25mmt=44.77n·m h=7mmp=4 ·t/(d·h·l)=4×46.48×1000/（22×6×25） =56mpa < r (

21、60mpa)2、輸出軸與齒輪2聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d2=44mm l2=58mm t=145.33n·m查手冊 選a型平鍵 gb1096-79b鍵12×8 gb1096-79l=l2-b=62-12=40mm h=8mm p=4 ·t/（d·h·l）=4×145.33×1000/（44×8×40） = 41.28mpa < p (60mpa)3、輸出軸與聯(lián)軸器采用平鍵連接軸徑d3=32mm l3=55mm t=142.83nm查手冊選用a型平鍵鍵10×8 gb1096-79l=l3-b=6

22、0-18=45mm h=8mmp=4·t/（d·h·l）=4×142.83×1000/（32×8×45）=49.59mpa < p (60mpa)九、滾動軸承的選擇和計算主動軸軸承的設(shè)計與校核 查機械設(shè)計基礎(chǔ)可知角接觸球軸承7002ac的基本額定動載荷，基本額定靜載荷。1、求兩軸承受到的徑向載荷將軸系部件受到的空間力系分解到鉛垂面和水平面兩個力系，受力如圖。-fr1v=999.04n2、求兩軸承的計算軸向力fa1和fa2對于7006c型軸承，查機械設(shè)計基礎(chǔ) 表15-5可知軸承的派生軸向力，初取e=0.68，因此可估算=

23、0.82由表進行插值計算，得，。3、 求軸承的當(dāng)量動載荷p1和p2由表13-5分別進行查表或插值計算得徑向載荷系數(shù)和軸向系數(shù)為軸承1：x1=0.41,軸承2：因軸承運轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，按表13-6，=1.2 1.8，取。則4、驗算軸承壽命因為，所以按軸承1的受力大小驗算，=3而軸承的預(yù)期壽命為：，。故所選軸承合格。7.2從動軸軸承的設(shè)計與校核 查機械設(shè)計基礎(chǔ)可知角接觸球軸承7208ac的基本額定動載荷，基本額定靜載荷。1、求兩軸承受到的徑向載荷將軸系部件受到的空間力系分解到鉛垂面和水平面兩個力系，受力如圖-fr1v=999.04n2、求兩軸承的計算軸向力fa1和fa2對于7006c型軸承，查

24、機械設(shè)計基礎(chǔ) 表15-5可知軸承的派生軸向力，初取e=0.68，因此可估算=0.86由表13-5進行插值計算，得，。4、 求軸承的當(dāng)量動載荷p1和p2由插值計算得徑向載荷系數(shù)和軸向系數(shù)為軸承1：x1=0.41,軸承2：因軸承運轉(zhuǎn)中有中等沖擊載荷，按表13-6，=1.2 1.8，取。則4、驗算軸承壽命因為，所以按軸承1的受力大小驗算，=3而軸承的預(yù)期壽命為：，。故所選軸承合格。十、聯(lián)軸器的選擇由于減速器載荷平穩(wěn)，速度不高，無特殊要求，考慮拆裝方便及經(jīng)濟問題，選用彈性套柱聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩：t=ka×t2=1.2×145.33=174.40 n·m公稱轉(zhuǎn)矩224 n·

25、;m查表142選用lt6型彈性套柱銷聯(lián)軸器軸孔直徑為32 mm，長度55 mm從前面設(shè)計軸時選出的聯(lián)軸器可列出lt6型彈性套柱銷聯(lián)軸器的主要參數(shù)： lt6型彈性套柱銷聯(lián)軸器型 號公稱轉(zhuǎn)矩t（n·m）許用轉(zhuǎn)數(shù)n（r/min）軸孔直徑d（mm）軸孔長度l（mm）外徑d（mm）材料軸孔類型 鍵槽類型lt625038003255160ht200y型a型十一、潤滑和密封的選擇潤滑一.潤滑方式（1）齒輪但考慮成本及需要，在這里選用浸油潤滑。（2）軸承采用脂潤滑二.潤滑油牌號及用量（1）齒輪潤滑選用150號機械油（gb 443-1989）最低最高油面距（大齒輪）10-20mm，需要油量1.5l左右。（2）軸承潤滑選用2l-3型潤滑脂（gb 7324-1987）用油量為軸承間隙的1/31/2為宜。密封形式（1）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。（2）觀察孔和油孔等處接合面的密封，在與機體間加石棉橡膠紙、墊片進行密封。（3）軸承孔的密封，悶蓋和透蓋作密封與之對應(yīng)的軸承外部，軸的外伸端與透蓋間的間隙，選用半粗半毛氈加以密封。（4）軸承靠近機體內(nèi)壁處用擋油環(huán)加以密封，防止?jié)櫥瓦M入軸承內(nèi)部。十二、減速器附件