帶式輸送機傳動裝置—單級圓柱齒輪減速器設計（全套圖紙）

1、目 錄 任務書緒論1、 電動機的選擇1.確定傳動裝置所需功率2.確定傳動的裝置效率3.選擇電動機二、傳動裝置總傳動比計算及傳動比的初步分配1.總傳動比計算2.傳動比分配三、初步計算傳動裝置運動學和動力參數(shù)1.電動機軸輸出參數(shù)2.高速軸的參數(shù)3.滾筒的參數(shù)四、齒輪傳動設計1.高速及齒輪的設計五、軸的計算1.高速軸的設計2.低速軸的設計六、滾動軸承的選擇1.高速滾動軸承2.低速滾動軸承七、設計帶傳動八、聯(lián)軸器的選擇1.計算載荷2.選擇聯(lián)軸器的型號9、 鍵的選擇10、 減速器的潤滑11、 減速箱體的尺寸計算緒論本設計主要內容是進行一級圓柱直齒輪的設計計算，在設計計算中運用到了機械設計基礎、機械制圖、

2、工程力學等多門課程知識，并運用AUTOCAD軟件進行繪圖，因此是一個非常重要的綜合實踐環(huán)節(jié),也是一次全面的、 規(guī)范的實踐訓練。通過這次訓練，使我們在眾多方面得到了鍛煉和培養(yǎng)。主要體現(xiàn)在如下幾個方面：（1）培養(yǎng)了我們理論聯(lián)系實際的設計思想，訓練了綜合運用機械設計課程和其他相關課程的基礎理論并結合生產實際進行分析和解決工程實際問題的能力，鞏固、深化和擴展了相關機械設計方面的知識。（2）通過對通用機械零件、常用機械傳動或簡單機械的設計，使我們掌握了一般機械設計的程序和方法，樹立正確的工程設計思想，培養(yǎng)獨立、全面、科學的工程設計能力和創(chuàng)新能力。（3）另外培養(yǎng)了我們查閱和使用標準、規(guī)范、手冊、圖冊及相關

3、技術資料的能力以及計算、繪圖數(shù)據(jù)處理、計算機輔助設計方面的能力。（4） 加強了我們對Office軟件中Word功能的認識和運用。任務是設計帶式輸送機傳動系統(tǒng)中的減速器。要求傳動系統(tǒng)中含有單級圓柱齒輪減速器及V帶傳動。一、已知條件：1. 運輸帶工作拉力 F=2300N2. 運輸帶工作速度 V=1.5m/s (允許速度誤差±5%)3. 滾筒直徑D=320mm4. 滾筒效率=0.96 （包括滾筒與軸承的效率損失）5. 工作情況 兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)6. 使用折舊期 8年7. 工作環(huán)境 室內，灰塵較大，環(huán)境最高溫度358. 動力來源 電力，三相交流電，電壓380/220V9. 檢

4、驗間隔期 四年一次大修，兩年一次中修，半年一次小修10. 制造條件及生產批量 一般機械廠制造，小批量生產二、傳動方案=設計說明書一、 1.2. 3.二、4.5.三、6.7.8.9.10.11.12.13.14.四、15.16.五、17.18.19.20.21.22.23.24.25.26.27.28.六、29.303132.33.34.35.36.37.38.39.40.41.42.43.44.45.46.47.七、4849.5052.53.54.55.56.八、.57.58.59.九、60.十、61.十一62.電動機的選擇 確定傳動裝置所需的功率P =FV/1000=2300X1.5

5、7;1000=3.45KW確定傳動裝置的效率由表117查得： 普通V帶的傳動效率 =0.96 一對滾子軸承的效率 軸承=0.98 （圓錐滾子軸承，稀油潤滑） 閉式圓柱齒輪的傳動效率 齒輪=0.97 （8級） 彈性聯(lián)軸器的效率 聯(lián)軸器 =0.99 滾筒效率 滾筒=0.96 故傳動裝置的總效率 =X軸承2 X齒輪X聯(lián)軸器X滾筒=0.96X0.982X0.97X0.99X0.96=0.850選擇電動機 電動機所需最小名義功率 P0=P/=3.45/0.850=4.059KW 電動機所需額定功率 Pe=1.3 P0=1.3X4.059=5.277KW根據(jù)表121選擇Y132S-4電動機，則Pe=5.5

6、KW ne=1440r/min 堵轉轉矩/額定轉矩=2.2 最大轉矩/額定轉矩=2.2 表10-1 電動機主要參數(shù)名稱符號參數(shù)值額定功率Pe5.5KW滿載轉速ne1440r/min伸出端直徑D38 -0.002+0.018伸出端安裝長度E80mm安裝基礎地腳螺栓距離216mmX216mm傳動裝置總傳動比計算及傳動比初步分配總傳動比的計算滾筒的轉速nw=60X1000V/D =60X1000X1.5÷320÷=89.525r/min總傳動比 i= ne/nw=1440/89.525=16.08傳動比初步分配 因總傳動比較大，擬采用二級傳動，即普通V帶減速和減速器內單級斜齒輪圓

7、柱齒輪傳動，初步分配各級傳動比如下：普通V帶傳動比i1=3.5齒輪傳動比 i2=4.594滾筒的實際轉速 nw=ne/i1i2=1440÷3.5÷4.594=89.558r/min傳送帶線速度 V=Dnw/60/1000= X 320 X 89.558÷60÷1000=1.5006m/s滾筒線速度誤差V=(V0-V)/V0x 100=(1.5-1.5006)÷1.5x 100%=0.04%<5%初步計算傳動裝置運動學和動力學參數(shù)電動機輸出參數(shù) Pe=5.5KW ne=1440 r/minTe=9550x( Pe/ne)=9550 x (5

8、.5÷1440)36.476 N.m 高速軸1的參數(shù) P1=Pe=5.5 x 0.96=5.28KWn1= ne/i1=1440/3.5=411.429 r/minT1=9550x(P1 /n1)=9550x(5.28÷411.429)=122.558 N.m 低速軸2的參數(shù) P2=P1軸承齒輪=5.28 x 0.98 x 0.97=5.019KW n2= n1/i2=411.429÷4.594=89.558 r/min T2=9550x(P2 /n2)=9550 x (5.019÷89.558)=535.2 N.m 滾筒軸參數(shù) Pw=P2齒輪 聯(lián)軸器滾

9、筒=5.019x0.97x0.99x0.96=4.627 KW nw= n2=89.558 r/min Tw=9550x(Pw /nw)=9550x(4.627÷89.558)=493.400 N.m 表10-2各軸運動學和動力學參數(shù)軸名稱轉速n/( r/min)功率P/KW轉矩T/(N.mm)電動機軸14405.536476高速軸1411.4295.28122558低速軸289.5585.019535200滾筒軸89.5584.627493400普通V帶傳動設計 選擇普通V帶型號 查表19-10得 KA=1.2 計算功率 Pc= KA Pe=1.2 x 5.5=6.6 KW 根據(jù)圖

10、19-1選用型普通V帶確定帶輪基準直徑dd1 dd2查表19-11 A型V帶最小基準直徑ddmin=75mm選取主動帶輪直徑 dd1=100mm取帶滑動率 =0.02則從動帶輪直徑dd2=i1dd1(1-)=3.5x100x(1-0.02)=343mm根據(jù)表19-11選取從動帶輪基準直徑標準值 dd2=355mm普通V帶傳動的實際傳動比 i1= dd2/ dd1=355÷100=3.55<4（符合要求）驗算帶速 v = （x100x1440）/(60x1000)=7.540m/sV在5 25m/s范圍內確定帶的長度Ld和中心距a初定中心距ao按照 0.7（ dd1+ dd2）&

11、lt;ao<2( dd1+ dd2)即 0.7×（100+355）mm<ao<2×(100+355) 318.5mm<ao<910mm初取 ao =600mm計算所需帶長Ld0 =2×600(÷2)×1003551003552 (4×600) =1942mm查表19-2選取V帶的標準基準長度Ld=1800mm標注為A1800 GB/T115441997確定實際中心距 a= a0 (LdLd0)2=600+(1800-1942)÷2=529mm安裝中心距 amin=a0.015 Ld =6000.

12、015×1800=573mm amax=a+0.03 Ld =600+ 0.03×1800=654mm驗算小帶輪的包角180°（dd2-dd1）÷a×57.3°=180°(355100)÷529×57.3°=152.38°>120°確定普通V帶的根數(shù)z查表19-5得普通V帶的額定功率P0和i1時的額定功率增量P0；P0=1.32KW P0=0.17KW查表19-2的普通V帶長度系數(shù) KL=1.01查表19-12的小帶輪包角修正系數(shù) K=0.93 Z=Pc (P0P0)K

13、aKL =6.6÷ 1.320.17×0.93×1.01=4.7 故V帶根數(shù) z=5計算帶傳動作用在軸上的力FQ計算單根普通V帶的張緊力F0查表19-1得普通A型V帶每米長度質量 q= 0.10kg/m153.46N計算帶傳動作用在軸上的力FQ N帶輪結構設計 查表19-14可知，主動帶輪為實心式帶輪，孔徑為dd=38mm(與電動機伸出端配合)；鍵槽為A型，b×h×t1=10mm×8mm×3.3mm;輪槽角=34°從動帶輪為六孔板式帶輪，輻板寬度S=18mm,孔徑由高速軸設計時確定（dk=35mm）;鍵槽為A型，b

14、×h×t1=10mm×8mm×3.3mm；輪槽角=38°。兩帶輪的基準寬bd=11mm，基準線上槽深hamin=2.75mm，基準線下槽深hfmin=11.0mm，槽間距e=(15±0.3)mm,槽邊距fmin=9mm，最小輪緣厚=6mm。帶輪寬度78mm帶輪材料選用HT200 齒輪傳動設計 高速齒輪設計 重新計算減速器的動力學和運動學參數(shù) 由于帶傳動的實際傳動比與事先分配的傳動比有所變化，故減速器各軸的轉速和所受扭矩也變化，必須重新計算這些參數(shù)。r/min124.309N/m=124309N/mm 選擇齒輪材料及熱處理 小齒輪選用4

15、5鋼，調制處理，硬度為229286HBS。大齒輪選用45鋼，調制處理，硬度為 197255HBS。確定齒輪材料的許用接觸應力由圖18-4可知 齒輪接觸疲勞強度最小安全系數(shù)由表19-15可知 齒輪接觸疲勞強度壽命系數(shù)應力循環(huán)次數(shù) 由圖18-5可知 由圖18-6的工作硬化，Zw=1 (齒輪工作面為軟齒面)齒輪材料許用接觸應力 按齒輪接觸強度設計齒輪傳動作用在高速軸上的扭矩 T1=124309N/mm載荷系數(shù)K由表18-19可得 K=1.1由表18-22齒寬系數(shù)（減速箱）齒輪材料彈性系數(shù)，由表18-19可知 節(jié)點區(qū)域系數(shù)(斜齒圓柱齒輪)初選齒數(shù)和齒數(shù)比 Z1=31 Z2=i2 Z1=4.594 x

16、31=142.4 取Z2=143齒數(shù)比 選齒輪分度圓柱螺旋角8°634計算當量齒數(shù)31/cos38°634=31.95143/cos38°634=147.38端面重合度由圖18-10可得： 齒寬系數(shù) 軸面重合度8°634 =1.58查圖18-11得接觸疲勞強度重合度系數(shù)0.752（按）接觸疲勞強度螺旋角系數(shù)查圖18-13得齒面接觸疲勞分度圓螺旋角系數(shù) 按齒面接觸疲勞強度設計 = =52.91mm確定傳動的主要參數(shù)確定模數(shù)（52.91×cos8°634)÷31=1.69mm取mn=2mm確定中心距2×(31+143)

17、÷2÷cos8°634=176mm其他主要參數(shù)=2×31÷cos8°634=62.626（大于不發(fā)生齒面疲勞點蝕的最小值，安全）校核齒根彎曲疲勞強度實驗齒輪彎曲疲勞極限應力由圖18-7可得 齒根彎曲疲勞強度最小安全系數(shù) 由表19-15可得齒根彎曲疲勞強度壽命系數(shù)應力循環(huán)次數(shù)N1=1.134 ×109 N2=2.48×108由圖18-9可得 =1 =1彎曲疲勞強度尺寸系數(shù)由圖18-9可得 YX=1許用彎曲疲勞應力齒形系數(shù)查表18-20（用插入法）YF1=2.492 YF2=2.141應力修正系數(shù)查表18-21（用插入

18、法） YS1=1.627 YS2=1.823齒根彎曲疲勞強度重合度系數(shù) 查圖18-12可得 齒根彎曲疲勞強度螺旋角系數(shù)查圖18-14可得 校核齒根彎曲疲勞強度=79MPa<×79=76MPa<所以安全確定齒輪的精度等級齒輪圓周速度 v=查表18-23由于是一般機械廠制造，則選8級精度，即8GB/T 10095.12001齒輪結構設計小齒輪采用齒輪軸，大齒輪采用鍛造的孔板式表10-3 齒輪參數(shù)及幾何尺寸參數(shù)或幾何尺寸符號小齒輪大齒輪法面模數(shù)22法面壓力角20°20°法面齒頂高系數(shù)11法面頂隙系數(shù)0.250.25分度圓柱螺旋角左8°634右8&#

19、176;634齒數(shù)z31143齒頂高ha22齒根高hf2.52.5分度圓直徑d62.626285.374齒頂圓直徑da66.626289.374齒根圓直徑df57.626280.374齒寬b70.476.4傳動中心距a176軸的設計高速軸設計已確定的運動學和動力學參數(shù) 124.309N/m=124309N/mm軸的材料選擇并確定許用彎曲應力由表13-10選用45鋼，調質處理，硬度為217255HBS,許用彎曲應力 按扭轉強度概略計算軸的最小直徑由表5-1可得 A=107 118由于高速軸受到的彎矩比較大而受到的扭矩較小A=118由于最小軸段直徑小于30mm,其截面上開有一個鍵槽，故將軸徑增大7

20、% 。查表19-14可知，A型普通V帶帶輪軸孔直徑為35mm,故取設計軸的結構由于齒輪1的尺寸較小，故高速軸設計成齒輪軸。顯然，軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸，軸伸出端安裝大帶輪，選用普通平鍵，A型，b×h=10mm×8mm(GB/T1096_2003),槽深t=5mm,長L=70mm;定位軸肩直徑為44mm;軸頸需要磨削，故設計砂輪越程槽mm預選滾子軸承并確定各軸段的直徑軸主要是承受徑向載荷，所受軸力較小，因此擬選圓錐滾子軸承32310B,則軸承內孔直徑為50mm,與軸承相配合的軸頸為50mm。配合為k6,定位軸肩直徑59mm與左軸承端蓋相關的軸端尺寸軸承端蓋厚度為40

21、mm,帶輪端面與軸承端蓋螺釘頭的距離l4=30mm,該軸段直徑為44mm。確定各軸段的長度并繪制高速軸草圖見圖（圖10-2）=10mm a=20 mm C1=22mm C2=20mm b=10mm B1=25mm K=6mm (按M8) 彎曲扭轉組合強度校核高速軸的受力圖，圖10-3a所示為高速軸受力圖，圖10-3b,c所示分別為水平平面（H平面）和垂直平面（V平面）受力圖計算作用在軸上的力齒輪1所受的圓周力 N齒輪1所受的徑向力 =3970×（tan20°÷cos8°634）=1460N齒輪1所受的軸向力3970×tan8°634=

22、566N帶傳動壓軸力（屬于徑向力) 計算作用于軸上的支座反力水平平面內即N即則=3188N校核則3188-1490-1460-238=0 無誤垂直平面內即N即N校核 2019+1951-3970=0繪制水平平面面彎矩圖（圖10-3d）N·mm=1490×114.5+85.53359×85.5566×62.626÷2= 28529N·mmN·mm繪制垂直平面彎矩圖（圖10-3e）=0N·mm繪制合成彎矩圖（圖10-3f）N·mmN·mmN·mm繪制彎扭圖（圖10-3g） T=124309

23、N·mm繪制當量彎矩圖（圖10-3h）N·mmN·mmN·mm確定軸的危險截面并校核軸的強度右軸的結構圖和當量彎矩圖可以判斷，軸的截面B,C處當量彎矩最大，是軸的危險截面。截面B截面C低速軸設計已確定的運動學和動力學參數(shù) r/min N·mm軸的材料選擇并確定許用彎曲應力由表13-10選用45鋼，調質處理，硬度為217255HBS,許用彎曲應力 按扭轉強度概略計算軸的最小直徑由表5-1可得 K=107 118由于低速軸受到的彎矩比較小而受到的扭矩較大A=107由于最小軸段直徑大于30mm,其截面上開有一個鍵槽，故將軸徑增大5% 。故取標準直徑設

24、計軸的結構軸結構分析低速軸設計成普通階梯軸，軸上的齒輪，一個軸承從伸出端裝入和拆卸，而另一個軸承從軸的另一端裝入和拆卸,軸伸出端安裝聯(lián)軸器初選HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器（GB/T5.14_1995），公稱轉矩為630N.m,許用轉速n=4000r/min ,Y型軸孔，孔徑d=45mm,軸孔長度L1=84mm,總長L=112mm,聯(lián)軸器與軸的連接選用普通平鍵，A型，b x h=14mm x 9mm(GB/T1096_2003),槽深t=5.5mm,長度L=80mm,軸端直徑為45mm,長為83mm,定位軸肩為48mm。與軸承配合的軸頸直徑為50，需磨削，故設計砂輪越程槽49mm×1mm.齒

25、輪與軸配合的軸段直徑為=60mm,配合為k6，齒輪與軸之間用平鍵連接，A型，b×h=18mm×11mm(GB/T1096-2003),槽深t=7mm,長L=80mm.軸上兩個鍵槽布置在同一母線方向上。預選滾子軸承并確定各軸段的直徑軸主要是承受徑向載荷，所受軸力較小，因此擬選圓錐滾子軸承32310B,則軸承內孔直徑為50mm,與軸承相配合的軸頸為50mm。配合為k6,定位軸肩直徑59mm與右軸承端蓋相關的軸端尺寸草圖見（圖10-6）軸承端蓋厚度為40mm,帶輪端面與軸承端蓋螺釘頭的距離l4=30mm,該軸段直徑為84mm。彎曲扭轉組合強度校核低速軸的受力圖，圖10-7a所示為

26、高速軸受力圖，圖10-7b,c所示分別為水平平面（H平面）和垂直平面（V平面）受力圖計算作用在軸上的力齒輪1所受的圓周力 N齒輪1所受的徑向力 =3820×（tan20°÷cos8°634）=1404N齒輪1所受的軸向力1404×tan8°634=200N計算作用于軸上的支座反力水平平面內即N即則=714N校核則714-1404+690=0 無誤垂直平面內即N即N校核 1877+1943-3820=0無誤繪制水平平面面彎矩圖（圖10-7d）N.mm繪制垂直平面彎矩圖（圖10-7e）=0N·mm =137589N.mm繪制合成

27、彎矩圖（圖10-7f）N·mmN·mm繪制彎扭圖（圖10-3g） T=545091N·mm繪制當量彎矩圖（圖10-3h）N·mmN·mmN·mm確定軸的危險截面并校核軸的強度右軸的結構圖和當量彎矩圖可以判斷，軸的截面C處當量彎矩最大，是軸的危險截面。截面C滾子軸承的選擇高速滾子軸承作用在軸承上的載荷選擇滾子軸承型號軸主要是承受徑向載荷，所受軸力較小，因此擬選圓錐滾子軸承32310B,由于工作溫度不太高，支點跨距較短，軸擬采用兩端單向固定式支承結構。 N N計算軸承的當量動載荷軸承A則取e=0.38因為<e,則N軸承B則取e=0.

28、38<e X=1 Y=0N校核滾子軸承的壽命由于軸承B受的當量動載荷較大，故校核軸承B。由表10-5和表10-6可得fp=1.2 ft=1(工作溫度低于100)軸承工作壽命按1.5年計算，則Lh=16×365×1.5=8760h。<N因此高速軸的壽命足夠低速滾子軸承作用在軸承上的載荷選擇滾子軸承型號軸主要是承受徑向載荷，所受軸力較小，因此擬選圓錐滾子軸承32310B,由于工作溫度不太高，支點跨距較短，軸擬采用兩端單向固定式支承結構。 N N計算軸承的當量動載荷軸承A則取e=0.38因為>e,則N軸承B則取e=0.38>e X=0.44 Y=1.47N

29、校核滾子軸承的壽命由于軸承B受的當量動載荷較大，故校核軸承B。由表10-5和表10-6可得fp=1.2 ft=1(工作溫度低于100)軸承工作壽命按1.5年計算，則Lh=16×365×1.5=8760h。<N因此高速軸的壽命足夠鍵的選擇與校核高速軸與帶輪配合處選用A型普通平鍵，b×h=10mm×8mm(GB/T1096_2003),槽深t=5mm,長L=70mm;鍵的工作長度l=L-b=70-10=60mm,帶輪材料為鑄鐵；可得鍵連接的擠壓應力p=50MPa,鍵連接工作面的擠壓應力p=<p=50MPa安全低速軸與齒輪2的配合處的鍵齒輪與軸之間用平鍵連接，A型，b×h=18mm×11mm(GB/T1096-2003),槽深t=7mm,長L=80mm.鍵的工作長度l=L-b=80-10=70mm,齒輪的材料為鋼，可求得鍵連接的擠壓力p=120MPa鍵連接工作面的擠壓應力p=<p=50MPa，鍵連接工作面的擠壓應力