機械設計課程設計帶傳動單級圓柱斜齒減速器

1、機械設計課程設計計算說明書帶傳動-單級圓柱斜齒減速器專業(yè)班級：設計者：學號：日期：2012年4月5日重慶交通大學一、機械設計任務書3二、傳動方案擬定3三、電動機的選擇4四、計算總傳動比及分配各級的傳動比5五、運動參數及動力參數計算5六、傳動零件的設計計算6七、軸的設計及其校核計算11八、滾動軸承的選擇和校核21九、鍵聯(lián)接的選擇及校核23十、聯(lián)軸器的選擇24十一、潤滑和密封類型的選擇24十二、減速器的附件選擇設計25十三、減速器箱體設計26十四、小結27十五、參考資料27機械設計任務書1、設計題目設計用于帶式運輸機的“帶傳動-單級圓柱斜齒減速器”，圖示如下，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)，空載啟動，使

2、用期限10年，小批量生產，兩班制工作，運輸帶速度允許誤差為土5%。運輸帶工作拉力F(N)運輸帶工作速度V(m/s)卷筒直徑D(mm)17501.32403、設計要求1、每人單獨一組數據，要求獨立認真完成。2、按時完成設計圖繪制。圖紙要求：(1)、按照裝配圖繪制要求減速器裝配圖一張(A0)。(2)、按照零件圖繪制要求繪制零件圖兩張(A3,齒輪、軸)3、按時完成設計計算說明書1份。4、課程設計的主要內容：1 .確定或評價傳動裝置的總體設計方案，；2 .選擇電動機；3 .計算傳動裝置的運動和動力參數；4 .傳動零件、軸的設計計算；5 .軸承、聯(lián)接件、潤滑密封和聯(lián)軸器的選擇及校驗計算；6 .機體結構及

3、其附件的設計；7 .繪制裝配圖及零件工作圖；8 .編寫設計計算說明書。9 、主要參考資料：1 .機械設計課程指導書；2 .機械設計、機械制圖、機械工藝、形位公差等相關教材；3 .機械設計手冊。二、傳動方案的擬定及說明1、傳動系統(tǒng)的作用：作用：介于機械中原動機與工作機之間，主要將原動機的運動和動力傳給工作機，在此起減速作用，并協(xié)調二者的轉速和轉矩。Ill運輸帶工作拉力F=1750N運輸帶工作速度V=1.3m/s卷筒直徑D=240mm此傳動方案的特點：特點：結構簡單、效率高、容易制造、使用壽命長、維護方便。帶傳動靠摩擦力工作，傳動平穩(wěn)，能緩沖吸震，噪聲小，但傳動比不準確；斜齒輪傳動的平穩(wěn)性比較好，

4、承載能力大。另外，該方案的電機不會與箱體發(fā)生干涉。技術條件與說明：1）傳動裝置的使用壽命預定為10年每年按300天計算，兩班制工作每班按8小時計算；2）工作機的載荷性質是較平穩(wěn)、空載啟動，室內工作，有粉塵，環(huán)境最高溫度35度。3）電動機的電源為三相交流電，電壓為380/220伏；4）傳動布置簡圖是由于受車間地位的限制而擬訂出來的，不應隨意修改，但對于傳動件的型式，則允許作適宜的選擇；5）輸送帶允許的相對速度誤差5%。三、電動機的選擇1 .選擇電動機的類型按工作要求和工作條件選用Y系列三相交流異步電動機。電壓380V。2 .選擇電動機的容量工作機的有效功率為：=（）從電動機到工作機輸送帶間的總效

5、率為：式中，1、2、3、山、分別為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動、卷筒和帶傳動的傳動效率。由機械設計課程設計14-7可知：甲=0.99,平=0.98,邛=0.97,平=0.96,45=0.96,貝0.825所以電動機所需工作功率為:3.確定電動機的轉速由機械設計課程設計查表可知V帶傳動比i=24.單級圓柱斜齒減速器傳動比i=36,則i=624.工作機卷筒軸的轉速為：103.45r/min所以電動機轉速的范圍為:綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質量及價格等因素，決定選用同步轉速為1000r/min的電動機。根據電動機的類型、容量和轉速，由機械設計課程設計表22.1選定電動機的型號為：Y-132S-6,其

6、主要性能如下表：電動機型號額定功率/kw渦裁轉速（r/min）起動轉矩額定轉矩最大轉矩額定轉矩Y132S-639602.02.0四.傳動裝置的總傳動比值并分配傳動比1 .傳動比2 .分配傳動比。由根據機械設計基礎課程設計表2-11-1取i1=2.5in=3.712五.計算傳動裝置各軸的運動和動力參數0軸：0軸即電動機軸P0=Pd=2.758kwI軸：P1=Po=2.7580.99=2.73kwn：=960II軸：P2=Pi=2.57kwnnm軸：P3=P2n田m卷筒軸：Pe=P3卷皿卷將以上結果匯總于下表：（命名為表1）軸名功率P/(kw)轉矩T/()轉速n/()傳動比i效率”電機軸2.758

7、27.4496010.99I軸2.7327.169602.50.94II軸2.5763.583843.7120.95田軸2.44225.25103.4510.97卷筒軸2.37218.55103.45表1六.傳動零件的設計計算（一）皮帶輪的傳動設計（以下查表數據均來源于機械設計第八版）1 .確定計算功率巳由機械設計第八版查表8-7得工作情況系數聯(lián)2 .選才?V帶的帶型根據課本圖選用型。3 .確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速V（1）初選小帶輪的基準直徑dd,由表8-6和表8-8,取小帶輪的基準直徑=140mm。（2）驗算帶速V因為5m/s故帶速合適。(3)計算大帶輪的基準直徑dd2,根據表，圓整

8、為4 .確定V帶的中心距a和基準長度Ld(1)根據式(8-22)初定中心距根據(2)計算帶所需的基準長度選帶的基準長度Ld=2000mm(3)計算實際中心距a所以中心距的變化范圍為:5 .驗算小帶輪上的包角：16 .計算帶的根數Z(1)計算單根V帶的額定功率Pr由和查教材表得根據和型帶，查表 得,查表得查表得于是:(2)計算V帶的根數Z故取根7 .計算單根V帶的初拉力的最小值(Fo)min由表8-3得A型帶的單位長度質量q=0.10kg/m,所以,8 .計算壓軸力Fp壓軸力的最小值為：()一(二)斜齒齒輪設計(以下查表數據均來源于機械設計第八版)1 .選定齒輪的類型、精度等級、材料及齒數(1)

9、按照題目所給的傳動方案，用圓柱斜齒齒輪。(2)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度。(GB10095-88)(3)材料選擇：由表10-1選擇小齒輪材料為40Cr(調質)，硬度為280HBs大齒輪的材料為45鋼(調質)，硬度為240HBs二者材料硬度差為40HBS(4)選小齒輪的齒數Zi=24,則取(5)選取螺旋角。初選螺旋角2 .按齒面接觸強度設計按式(10-21)試算：(1)確定公式內的各個計算數值1) .試選載荷系數。2) .計算小齒輪傳遞的轉矩。由表1可查得T2=63.583) .由表10-7選取齒寬系數句=14) .由表10-6查的材料的彈性影響系數ZE=189.8MPa25

10、) .由圖10-21(d)按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限仃Hlim1=600MPa;大齒輪的接觸疲勞強度極限仃Hlim2=550MPa6) .計算應力循環(huán)次數。7) .由圖10-19取接觸疲勞壽命系數8) .計算接觸疲勞許用應力。取失效概率為1%安全系數S=1,由式(10-12)得9) .由圖10-30選取區(qū)域系數10) .由圖10-26查得則11) .許用接觸應力=537.25Mpa(2)計算1) .計算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得2) .計算圓周速度V。3) .計算齒寬b及模數=14) .計算縱向重合度。10-8查得動載；由表5) .計算載荷系數K.已知使用系數根據v=0.98m

11、/s,7級精度，由圖系數由表10-4查得由圖10-13查得10-3查得。故載荷系數6) .按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式(10-10a)得7) .計算模數3 .按齒根彎曲強度設計由式(10-17)得彎曲強度的設計公式為(1)確定公式內的各個計算數值1) .由圖10-20C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限仃fei=500MPa;大齒輪的彎曲疲勞強度極限oFE2=380MPa;2) .由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數；3) .計算彎曲疲勞許用力。取彎曲疲勞系數S=1.4。4) .計算載荷系數Ko5)根據縱向重合度，從圖10-28查得螺旋角影響系數6)計算當量齒數。7) .查取齒形系數。由

12、表10-5查得8) .查取應力校正系數。9),計算大、小齒輪的YaYa并加以比較大齒輪的數值大。(2)設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪的模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑(即模數與齒數的乘積)有關，可取由彎曲強度算得模數m=1.73mnH整為標準值m=2.0mm按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數取則取這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。4 .幾何尺寸計算(1)計算中心距將中心距圓整為116mm.(2)

13、按圓整后的中心距修正螺旋角()因值改變不多，故參數等不必修正。(3)計算大、小齒輪分度圓直徑(4)計算齒輪寬度,圓整為50mm,故取。5 .結構設計及繪制齒輪零件圖(詳見所附零件圖圖紙)七.軸的設計及其校核計算(一)高速軸的設計1 .輸在軸上的功率品、轉速nn和轉矩Tn由上可知：品=2.57kw,Tn=2 .求作用在齒輪上的力3 .初步確定軸的最小直徑由于減速器傳遞功率不大，選取軸的材料為45鋼，調質處理。查表15-3得,因軸的跨度還未確定，先按軸所受的轉矩初步計算軸的最小直徑。取中間值考慮到有鍵槽對其強度的影響，故需把軸徑加大(5-7)%故取d=21.575(1+5%7%=22.6523.0

14、85,取d=24mm4 .軸的結構設計(1)擬定零件的裝配方案，如下圖(2)根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度，從右開始設計。1)由于在L11這段上所連接的是大帶輪，根據它的扭轉強度已經計算得到此處的最小直徑，在這個直徑下是滿足大帶輪所傳遞的扭矩的強度，故0此處軸段的長度由大帶輪的輪轂的寬度所決定，由機械設計圖8-14(d)查得：取，為了使帶輪上的擋板壓緊帶輪而不是壓到軸，所以軸段長度略小于其輪轂值，取=。2)初選滾動軸承。一般運輸機傳遞載荷不是很大，由斜齒產生的軸向力不是很大，再根據這段軸的尺寸，可選擇7307c型軸承。查機械設計課程設計表12.2得，要求的定位軸肩是。故，要求在這此處

15、的定位套筒的直徑是。因此取。3)由該說明書后面的箱體設計可以得到=。該箱體壁與齒輪的距離=,。由軸承端蓋的厚度一般為左右，因此，整個軸承蓋的長度是，它與右端大帶輪的距離至少要留一個螺栓的長度25mm再考慮軸承端蓋的調整范圍，可以確定4)如果再按照這種方法選擇下去，那么，這樣會使齒輪的齒根到鍵槽頂的距離小于，齒輪很容易損壞，所以這里必須采用齒輪軸。則由表2可以得到，=o5)L5處的寬度大于1.4h,取，；則=6)同樣，也就確定了=。至此，已初步了軸的各段直徑和長度。(3)軸上零件的周向定位大帶輪與軸的周向定位采用平鍵鏈接。按該截面直徑查課設表11.28采用=,鍵槽用鍵槽銃刀加工，保證大帶輪與軸配

16、合有良好的對中性。故大帶輪與軸的配合為一。滾動軸承與軸周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。(4)確定軸上圓角和倒角尺寸按照課設表9.8確定軸兩端的倒角均為1W5,各處圓角半徑都為。5.軸的受力分析(1)根據結構圖畫出軸的受力簡圖匚FaiFt1妗Fr1。QO535.595._FviFV2（2）受力計算1）由計算可得由前面帶輪的壓軸力計算可知帶輪=2）計算支反力在垂直面內進行計算帶輪帶輪帶輪在水平面內進行計算3）畫出彎矩圖和扭矩圖彎矩圖：單位1579832/I 68063扭矩圖：單位6 .由彎扭圖上看，截面B是危險面。現(xiàn)將計算出的截面B處的、及的值列于下表3表3載荷水平向垂

17、直面支反力F彎矩M總彎矩扭矩7 .按彎扭合成應力校核軸的強度只對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面進行校核，由于軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力根據前面選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表15-1查得因此，故安全。二、低速軸的設計1 .材料選擇及熱處理由于減速器傳遞的功率不大，可以和高速級軸的材料一致。并做調質處理。2 .初定軸的最小直徑(1)按扭轉強度條件，可得軸的直徑計算式由機械設計表15-3查得,由第一部分的表1可查得所以由于該軸有一個鍵槽，故軸的直徑應加大故聯(lián)軸器的選擇根據軸所傳遞的扭矩=,可選擇彈性套柱銷聯(lián)軸器，因為它是由蛹狀的彈性套傳遞轉矩，故可緩沖減振，其制造容

18、易，裝拆方便，成本較低，適用于連接載荷平穩(wěn)、起動頻繁的中小轉矩的軸。查機械設計課程設計表19-5選用聯(lián)軸器40X84GB/T4323-1984綜合考慮，取3.軸的結構設計(1)擬定結構方案如下圖：(2)根據軸各定位的要求確定軸的各段直徑和長度1)從左端開始。為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，L1軸段右端需制出一軸肩，故取。由于前面已經對聯(lián)軸器進行了選擇，故。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為，為了保證軸端擋圈中壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，則L1就比84略短一點，現(xiàn)取 =02)初步選擇滾動軸承。根據,初步選擇0基本游隙組，選17用角接觸球軸承，由于該軸上軸力相對較大，故選擇AC系列的軸承,查課設表

19、12.2,選用7210AC其尺寸為,其定位軸肩為3.5,故定位套筒的直徑為因此，3)取安裝齒輪處的軸段的直徑，為了使套筒更加壓緊齒輪,此軸段應略小于輪轂的寬度，故取，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩的高度，取則軸環(huán)處的直徑，軸環(huán)寬度應大于，取軸環(huán)寬度為04)軸承端蓋的總寬度為。根據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)軸器右端面的距離為故取=05)取齒輪與箱體之間的距離為(由后面的箱體設計確定),滾動軸承到箱體的距離為，則=至此，已初步確定了軸的各段直徑及長度。(3)軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接。半聯(lián)軸器與軸的連接，按直徑由課設表11.28查得

20、平鍵選為,配合為一。齒輪與軸的連接，按查表11.28得，選用平鍵為,配合為一。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。(4)確定軸上圓角和倒角尺寸參考課設表9.8，取軸端倒角為DE處的圓角半徑A、B處的圓角半徑=。4.軸的受力分析(1)畫出軸的受力簡圖6461Q|（2）進行受力計算1）由計算得大齒輪:由于齒輪在嚙合時有效率損失，因此兩齒輪上的力不能簡單的相等。因而，每個齒輪的值都應分開計算。2）支反力計算垂直面內：水平面內:3）畫出彎矩、扭矩圖彎矩圖：（單位：）2794203扭矩圖：（單位：）22730505.由彎扭圖上看，截面C-D是危險面?，F(xiàn)將計算出的截面C-

21、D處的、及的值列于下表載荷水平向垂直面支反力F彎矩M總彎矩=扭矩6.按彎扭合成應力校核軸的強度只對軸上承受最大彎矩和扭矩的截面進行校核，由于軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力根據前面選定軸的材料為45鋼，調質處理，由課程設計表15-1查得。因此，故安全。至此，高速級、低速級兩根軸的設計已經完成了。八.滾動軸承的選擇和校核1 .高速軸上的滾動軸承的校核。KFNHiF2F門HlFNV2|(1)根據條件，軸承預計壽命為：Lh=1030028=48000h(2)初選的滾動軸承為：7307c型軸承。查相關手冊可知：內徑d=35mm外徑D=80mm寬度B=21mm基本額定動載荷C=3

22、4.2KN,基本靜載荷CO=26.8KN0(3)計算。由于軸向載荷為零，故有，P=fpFr,其中取fp=1.2由軸的計算可知，F(xiàn)nviFnv2,Fnhi=Fnh2,而:故,Fr1 = . FNV1 , FNH1 , Fr22FNH2,只需校核軸承一即可取ft=1.0,由公式知,所以，LhLh。軸承壽命滿足。2 .低速軸上的滾動軸承的校核。卜FnhzFnvt)舊IFMVm|(1)根據條件，軸承預計壽命為：Lh=1030028=48000h(2)初選的滾動軸承為：深溝球軸承7210AC查相關手冊可知：內徑d=50mm,卜徑D=90mm寬度B=20mm,0(3)計算。由于軸向載荷為零，故有，P=fp

23、Fr,其中取fp=1.2由軸的計算可知Fr1 = FNV;Fnh12,Fr2所以一故只需校核兩個軸承之一即可取ft=1.0,由公式知,所以，Lh；Lh,。軸承壽命滿足。九.鍵連接的選擇及校核1 .高速軸上的鍵的連接。(1)選擇鍵連接的類型和尺寸一般8級以上精度的齒輪有定心精度的要求，應選用平鍵連接。由于在這根軸的鍵是在軸端，而軸端的直徑又很小，所以選用單圓頭鍵(C型)。由軸的設計里已確定的鍵尺寸為(2)校核鍵連接的強度鍵、軸的材料都是鋼，而帶輪的材料為鑄鐵，由機械設計表6-2查得擠壓應力。鍵工作長度，鍵與帶輪鍵槽的接觸高度，計算擠壓強度由于有故，該鍵滿足要求。2 .低速軸上的鍵的連接。(1)選

24、擇鍵連接的類型和尺寸一般8級以上精度的齒輪有定心精度的要求，應選用平鍵連接。由于鍵槽不在軸端，故選用普通平鍵(A型)。由低速軸的設計里已確定的鍵尺寸為齒輪處：聯(lián)軸器處：(2)校核鍵連接的強度鍵、軸、齒輪和聯(lián)軸器的材料都是鋼，由機械設計表6-2查得擠壓應力，取其平均值。1) 齒輪處鍵工作長度，鍵與齒輪鍵槽的接觸高度,計算擠壓強度故，該鍵滿足要求。2) 聯(lián)軸器處鍵工作長度，鍵與齒輪鍵槽的接觸高度,計算擠壓強度故asdf,該鍵滿足要求。鍵的asdf標記為：鍵12X70GB/T10962003十.聯(lián)軸器的選擇由機械設計手冊查得，根據已知條件，選用按照計算轉矩1應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩的條件，查手冊，選用

25、LT6型彈性套柱銷聯(lián)軸器Y型，半聯(lián)軸器的孔徑為d=40mm半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L,=82mm。查機械設計課程設計表19-5選用聯(lián)軸器40X84GB/T4323-1984十一.潤滑和密封類型的選擇1 .齒輪的潤滑因齒輪的圓周速度所以才用浸油潤滑的潤滑方式。大齒輪浸入油高度不宜超過1個齒高(不小于10mm2 .滾動軸承的潤滑對于高速級軸承=對于低速級軸承它們的值都很小，故選用脂潤滑，滾動軸承的裝脂量一般以軸承內部空間容積的-為宜。1.密封形式由于在軸承端處的軸表面速度兩者的速度都小于，所以選擇“粗羊毛氈圈油封”十二.減速器的附件選擇設計1 .窺視孔和窺視孔蓋為了檢查傳動件的嚙合情況，并向機體

26、內注入潤滑油，應在機體上設置窺視孔。窺視孔應設置在減速器機體的上部，可以看到所有什么支件嚙合的位置，以便檢查齒面接觸斑點和齒側間隙，檢查輪齒的失效情況和潤滑狀況。2 .放油孔及放油螺塞更換油時，應把污油全部排出，并進行機體內清洗。因此，應在機體底部油池最低位置開設放油孔。平時，放油孔用油螺塞和防漏墊圈堞。為了便于加工，放油孔處的機體外壁應有加工凸臺，經機械加工成為放油螺塞頭部的面，并加封油墊圈以免漏油，封油墊圈可用石棉橡膠板或皮革制成，放油螺塞帶有細牙螺紋。3 .油面指示器油面指示器用來顯示油面的高度，以保證油池有正常的油量。油面指示器一般設置在機體便于觀察，油面較穩(wěn)定的部位。在保證順利拆裝和

27、加工的前提下，不與機體凸緣相干涉，油標尺的位置盡量高一些。與油面的夾角為45。4 .通氣器減速器運轉時，由于摩擦生熱時使機體內溫度升高，若機體密閉，則機體內氣壓會增大，導致潤滑油縫隙及密封外向處滲漏。故在蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器。5 .吊環(huán)為了拆裝和搬運，應在機蓋上設置吊環(huán)，根據課設表11.14選擇標準件。6 .定位銷為了保證軸承座孔的加工和裝配精度，在機蓋和機座用螺栓連接后在鎮(zhèn)孔之前，在連接凸緣上應裝配兩個定位銷。兩定位銷成非對稱布置，以加強定位效果。7 .啟蓋螺釘為了提高密封性能，機蓋與機座連接凸緣的結合面上，常涂有水玻璃和密封膠，因此，連接結合較緊不易分開。故，在凸緣上安裝個啟蓋螺釘。十三.減速器箱