帶傳動-單級圓柱斜齒減速器

機械設(shè)計課程設(shè)計2023-2023第2學期姓名：班級：指導教師：成績：日期：2023年4月目錄運動參數(shù)的計算………4帶傳動的設(shè)計………6齒輪的設(shè)計…………8軸的設(shè)計……………12齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計…………18軸承的選擇及計算……19鍵連接的選擇和校核…………………23聯(lián)軸器的選擇………24潤滑密封設(shè)計……24箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計…………261.設(shè)計目的〔1〕通過課程設(shè)計的實踐，樹立正確的設(shè)計思想，增強創(chuàng)新意識，培養(yǎng)綜合運用機械課程和其他先修課程的理論和是成產(chǎn)實際知識去分析和解決機械設(shè)計問題的能力。〔2〕學習機械設(shè)計的一般方法，賬務機械設(shè)計的一般規(guī)律。〔3〕進行機械設(shè)計的根本技能的訓練。例如畫圖、計算、繪圖、查閱設(shè)計資料和手冊。運用標準和標準2.設(shè)計方案設(shè)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(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，空載起動，使用期限10年，小批量生產(chǎn)，兩班制工作，運輸帶速度允許誤差為±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)17602503.電機選擇〔1〕選擇電動機的類型按工作的要求和工作的條件選用Y系列的三相鼠籠型異步電動機，其結(jié)構(gòu)為全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓為380V〔2〕選擇電動機工作機的效率為P==從電動機到工作機輸送帶的間的總效率為算式中分別為聯(lián)軸器。軸承，齒輪傳動，卷筒和V帶的傳動效率其中=0.99=0.98=0.97=0.96=0.96=所以電動機所需要的工作功率P==(3)確定電動機的轉(zhuǎn)速按表所推薦的合理的范圍，單級圓柱齒輪減速器傳動比V帶傳動，單級減速器的傳動比所以。而工作機卷筒軸===107所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為===〔642~2568〕符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為75010001500三種，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸，質(zhì)量及價格等因素，為了使傳動裝置的結(jié)構(gòu)更加緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1000的電動機。根據(jù)電動機的類型，容量和轉(zhuǎn)速，由電機產(chǎn)品目錄選定電動機型號為Y132S-6Y132S-6型電動機的主要性能電動機型號額定功率/KW滿載轉(zhuǎn)速/()Y132S-63960型號HABCDEFGDGKbbbhAABBHALY132S-61322161408938801033122802101353156020015400〔2〕．計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比〔1〕電動機的額定轉(zhuǎn)速=960傳動帶的速度===由參考書【1】中表9.2可知V帶傳動比的推薦值為2~4，單級傳動減速器的傳動比為3~6,=估算V帶的傳動比=2.2425，=4。傳動比分配表如圖i初始確定初始確定2,242544〔4〕．計算傳動裝置各軸的傳動和動力參數(shù)〔1〕.各軸轉(zhuǎn)速電機軸：==Ⅰ軸==960Ⅱ軸===Ⅲ軸==≈107〔2〕．各軸的輸入功率Ⅰ軸：P=P2×Ⅱ軸：P=P××Ⅲ軸：P=P××卷筒：P=P×〔3〕各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動機的輸出轉(zhuǎn)矩T××=×××故：Ⅰ軸：T=T×××Ⅱ軸：T=T=2.809×0.98×0.96××Ⅲ軸：T=T=×××××T=T××N將上述結(jié)果匯總與表如下表：軸名功率P/kW轉(zhuǎn)矩/(N)轉(zhuǎn)速n/(r)傳動比i144效率0．94電機軸×Ⅰ軸×Ⅱ軸5.9265×Ⅲ軸×107卷筒軸×1074.與電機相連是我聯(lián)軸器的選擇〔1〕由于電動機的轉(zhuǎn)速為由于載荷平穩(wěn)不會有太大的沖擊，所以對緩沖能力要求不高，所以選用彈性柱銷聯(lián)軸器〔2〕計算聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩由于機器的啟動的動載荷和運轉(zhuǎn)中可能出現(xiàn)的過載現(xiàn)象，所以應當按軸上的最大轉(zhuǎn)矩來計算轉(zhuǎn)矩T=KT根據(jù)參考書【2】表14-1工作情況系數(shù)K可知K=所以T=K××6×N型號的選擇：由于要滿足與電動機軸身的連接，而電動機的軸身直徑D=38mm型彈性注銷來聯(lián)軸器選擇LT6型，需用轉(zhuǎn)速為3300許用轉(zhuǎn)矩250×Nm軸徑為32~42電機直徑38mm可用LT6聯(lián)軸器40×112GB/T4323-2002主動端：d=112mmA型鍵槽從動端：d=40mm,Y型軸孔L=112mm，A型鍵槽4.V帶傳動的計算〔1〕V帶傳動主要參數(shù)確實定1.確定計算功率P由于參考書【2】表8-7差的工況系數(shù)K。1軸功率P故P=KP×〔2〕選用V帶的帶型由P，及1軸轉(zhuǎn)速，根據(jù)參考書【2】圖8-10選用A型〔3〕確定帶輪的基準直徑d并驗算帶速v1).初選小帶輪直徑d.由參考書【2】表8-6和表8-8取小帶輪直徑d=100mm2)計算帶速vv==5<v<25故帶速適宜3)計算大帶輪直徑d=i×d×100=圓整成224mm4〕確定V帶的中心距a和基準長度L〔d+d〕≤a≤2〔d+d〕226≤a≤648初定中心距a=500mm2)計算帶所需要的基準長度L2a+〔d+d〕+={500×2+×(100+224)+=由參考書【2】中表8-2選帶的基準長度L=1600mm3〕計算實際中心距aa=a+=(500+)mm≈=541.368mm-〔〕=-〔224-100〕≥906.計算帶的根數(shù)z1)計算單根V帶的額定功率P由d=100mmn=,根據(jù)參考書【2】表8-4a得P≈根據(jù)n=，i=2.2425和A型帶查參考書【2】表8-4b得⊿P查表8-5得K015于是P=〔P+⊿P〕KK=〔0.96+0.1116〕××2)計算v帶的根數(shù)Z==課圓整成4根基7.計算單根v帶初拉力的最小值〔F由參考書【2】表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量q=/m所以〔F=500+qv=500×=500×應使帶的實際初拉力F>〔F壓軸力的最小值為〔F〕=2z〔Fsin=2×4×〔1〕查表8-10得：如下圖t即.s即，取那么輪緣寬：⑵、小帶輪的設(shè)計采用材料HT150鑄鐵取聯(lián)軸器主動端孔徑與從動端孔徑相等，均為為電機軸的直徑，且，故采用腹板式。腹板上不開孔。那么小帶輪的結(jié)構(gòu)形式如下列圖所示：、局部結(jié)構(gòu)尺寸確定：，取C=〔〕，取L=〔1.5~2〕d，取那么小帶輪的結(jié)構(gòu)形式如下列圖所示：⑶、大帶輪的設(shè)計輪緣寬可與小帶輪相同，輪彀寬可與高速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計同步進行。由高速軸最小軸徑d=23mm得，大帶輪孔徑d=23mm且d那么，取；由于，同時，故大帶輪采用孔板式結(jié)構(gòu)，結(jié)構(gòu)形式如下列圖：局部結(jié)構(gòu)尺寸確定：〔算法同小帶輪〕取L=44mm5.齒輪的設(shè)計由題意1.選齒輪的精度等級，材料及齒數(shù)運輸為一般工作機器，速度不高，應選用7級精度2〕材料選擇。由參考書【2】表10-1選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))硬度為280HBS,大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))硬度為240HBS，二者材料硬度之差為40HBS3〕選小齒輪的齒數(shù)z=19，大齒輪的齒數(shù)z=19×4=76為使齒輪嚙合平穩(wěn)，磨損均勻，z，z應互為質(zhì)數(shù)。4〕初選螺旋角=14d試確定公式內(nèi)的計算數(shù)值試選載荷系數(shù)K由參考書【2】10-30選取區(qū)域系數(shù)Z有參考書【2】10-26查得=0.67，所以=+計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩T==×10由表10-7選取齒寬系數(shù)=1由參考書【2】表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)Z有參考書【2】圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限=600MPa大齒輪的接觸疲勞強度極限=550MPa計算應力循環(huán)次數(shù)N=60jL=60××1×(2×8×365×10)×10N===3.75×10由參考書【2】圖10-19取接觸疲勞系數(shù)K=0.90,K計算接觸疲勞需用應力取失效概率1％，平安系數(shù)S=1，=×600MPa=540MPa=×10)需用接觸應力==1〕d==2)計算圓周速度V===/s3〕計算尺寬b及mb==1×48.203=m==h=×b/h==8.7034)計算縱向重合度×1×19×tan145〕計算載荷K使用系數(shù)K=1，根據(jù)v=1.08m/s，7級精度，由參考書【2】圖10-8查得KK由表10-3查得K=KK=KKKK=1×××按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑d=d=m==3.按齒根彎曲強度計算m=確定計算參數(shù)1〕.計算載荷參數(shù)K=KKKK=1×××根據(jù)縱向重合度=1.506，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y計算當量齒數(shù)z==z==4)查取齒形系數(shù)有參考書【2】表10-5查得Y=2.77Y查取應力校正系數(shù)Y=1.558Y1由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限=500Mpa，大齒輪的彎曲強度極限=380MPa彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.85，K====并加以比擬==1638大齒輪的數(shù)值大m比照計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度的模數(shù)m大于由齒面彎曲強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度的所決定的承載能力，齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，所以可取彎曲強度算的的模數(shù)1.7076并就近圓整成2.0mm，并按了同時滿足接觸疲勞強度，按接觸疲勞強度算的分度圓直徑d=49.0225mm來計算應有的齒數(shù)。于是由z===取z=23那么z=zu=23×4=924．幾何尺寸計算〔1〕計算中心距a===mm將中心距圓整成119mm(2)按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos==14.89因變化不多因此參數(shù)，等不必修正〔3〕計算大小齒輪的分度圓直徑======(5)計算齒輪寬度b==1×47.598=圓整后B=50=55mm〔5〕齒輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸一起做成齒輪軸起結(jié)構(gòu)尺寸入下表圖在零件圖上.由于齒輪的速度小于2m/s,所以潤滑方式為脂潤滑。齒輪的參數(shù)如下表：名稱符號公式齒1齒2齒數(shù)2392分度圓直徑齒頂高69齒根高77齒頂圓直徑齒根圓直徑186,255中心距119齒寬5550〔1〕。減速器低速軸的設(shè)計齒輪機構(gòu)的參數(shù)如下齒輪的參數(shù)zzmh齒寬數(shù)值2392201B=55B=50n=107r/minT4×102〕求作用在齒輪上的力大齒輪的分度圓直徑dF===F=F=Ftan初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理取A=114于是得d=A=114=輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處直徑d.為了使所選的軸直徑d與聯(lián)軸器的孔徑想適應。故需同時選取聯(lián)軸器的型號聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩T=K根據(jù)參考書【2】表1.考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取K那么T=K=1.3××10×10按照計算轉(zhuǎn)矩T應小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件選擇彈性柱銷聯(lián)軸器,型號為:HL3型聯(lián)軸器,其公稱轉(zhuǎn)矩為:630×10半聯(lián)軸器的孔徑:d=38mm,故取:.半聯(lián)軸器長度,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為:L=60mm4〕軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計選用如下圖的轉(zhuǎn)配方案〔2〕根據(jù)軸向定位要求確定軸的的各段直徑和長度1〕。為了滿足辦聯(lián)軸器的定位要求，1-2軸端右端需制出一軸肩。故2-3段得直徑d=45mm..左端用軸端擋圈定位。按軸端直徑D=48mm.半聯(lián)軸器與軸配合轂孔L=60mm,為保證軸端擋圈至壓在聯(lián)軸器上而不是壓在軸端面上。故1-2段的長度變化硬幣L略短一些。現(xiàn)取現(xiàn)取L=58mm2)初步選擇滾動軸承軸承同時受徑向力和軸向力的作用。選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d=45mm×D×T=50mm×90×故==50mm而l3)右端滾動軸承采用軸肩定位。由參考書【1】查得30210型軸承的最小安裝尺寸是57mm。所以取安裝齒輪處得軸段d=55mm.齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。齒輪輪轂的寬度為50mm.為了使套筒端面可靠的壓緊齒輪。此軸段應略短于吃亂輪轂的寬度。故取l=47mm.齒輪的右端采用軸肩定位。軸肩的高度h=0.07d.故取h=5mm.故軸環(huán)直徑d=65mm.軸環(huán)寬度b1.4h。l=10mm4)軸承端蓋的總寬度為20mm〔有減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定〕。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的的外端面與半聯(lián)軸器右端面之間的距離l=30mm.故l=50mm5)取齒輪距離箱體內(nèi)壁的距離a=16mm.考慮到箱體的鑄造誤差。在確定滾動軸承的位置是。應距箱體內(nèi)壁有一段的距離s.取s=8mm.滾動軸承的寬度T=。l=T+s+a+(50-47)=21.75+8+16+3=48.75mm根據(jù)與高速軸的配合。軸環(huán)5)軸上零件的軸向定位齒輪與半聯(lián)軸器與軸的軸向定位均采用平鍵連接。按d有參考書【2】表6-1查得平鍵平面b×h=16mm×10mm.鍵槽用鍵槽銑刀加工，與半聯(lián)軸器長度為56mm。同時為了保證齒輪與軸具有良好的對中性。應選擇齒輪輪轂與軸的配合精度為。同樣,半聯(lián)軸器與軸的連接。選用平鍵10mm×8mm×46mm,與齒輪連接的長度是45mm半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的軸向定位是由過度配合來保證的。此處選軸的直徑尺寸公差為m6(4)確定軸上的圓角和倒角尺寸參考參考書【2】表15-2。取軸端的倒角為2×45.各軸肩處得圓角半徑見圖根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖如下圖從軸的結(jié)構(gòu)圖級玩具扭矩圖可以看出C截面是軸的危險截面現(xiàn)在將C處得M級M值列于表載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩TT驚醒校核時通常只校核承受最大的彎矩和扭矩的截面5應為軸的單向旋轉(zhuǎn)。扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力取。軸的計算應力=由于選定的材料是45鋼調(diào)制處理。由參考書【2】表15-1查得因此故平安校核軸的疲勞強度〔1〕判斷危險截面截面ⅡⅢ；A，B只受扭矩雖然鍵槽。軸肩級過渡配合所引起的應力集中均削弱軸的疲勞強度。但由于軸的最小直徑按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的。所以截面A.ⅡⅢB均無需校核從應力集中對對軸的疲勞強度的影響來看，截面Ⅳ和Ⅴ處得過盈配合引起的應力集中最嚴重，從受載的情況來看。截面應力最大截面Ⅴ和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用。同時軸徑也比擬大。故不必做強度校核。截面C上應力最大。但應力集中不大〔過盈配合級鍵槽引起的應力集中均在兩端〕。而且這里軸的直徑最大。故截面C也不用校核截面Ⅵ和Ⅶ顯然也不用校核。由于鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小。因此該軸只需校核Ⅳ左右兩側(cè)即可?！?〕。截面Ⅳ左側(cè)抗扭截面系數(shù)截面Ⅳ左側(cè)的彎矩截面Ⅳ上的彎曲應力截面上的扭轉(zhuǎn)切應力軸的材料是45鋼，由參考書【1】查得截面上由于軸肩而形成的理論幾集中系數(shù)按參考書【1】附表3-2查取、因經(jīng)插值后可查的又有附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為故有效應力集中系數(shù)按參考書【2】中附表3-4為由附圖3-2的尺寸系數(shù)由附圖3-4的外表質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)外表強化處理，即。那么按參考書【2】式〔3-12〕及式〔3-12a〕得綜合系數(shù)為又有3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù)取于是計算平安系數(shù)S按參考書【2】式〔15-6〕~(15-8)那么得故可知平安?！?〕截面Ⅳ右側(cè)抗彎系數(shù)抗扭截面系數(shù)彎矩M及彎曲應力為扭矩過盈處配合的由附表3-8用插值法求出，并取于是得由附圖3-4的外表質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)外表強化處理，即。那么按參考書【2】式〔3-12〕及式〔3-12a〕得綜合系數(shù)為又有3-1及3-2得碳鋼的特性系數(shù)取于是計算平安系數(shù)S按參考書【2】式〔15-6〕~(15-8)那么得故可知平安。故該軸的截面Ⅳ右側(cè)的強度也是夠的。該軸因過大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性。故可略去靜強度校核。高速軸的設(shè)計高速軸的重要參數(shù)入下表所示齒輪的參數(shù)zzmh齒寬數(shù)值功率2392201B=55B=48功率P。轉(zhuǎn)速=2.6565KWnT×102〕求作用在齒輪上的力大齒輪的分度圓直徑d=F===NF==NF=FtanN初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理取A=112于是得d=A=112=mm由于該直徑處有鍵槽且。所以在計算值的根底上在加上〔5％~7％〕取d=22mm4〕軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計選用如下圖的轉(zhuǎn)配方案〔2〕根據(jù)軸向定位要求確定軸的的各段直徑和長度1〕由于小齒輪分度圓直徑為直徑太小所以與小齒輪與軸練成一體，成為齒輪軸。采用是軸承相對齒輪對稱的布置方式。為了滿足大帶輪的定位要求，1-2軸端右端需制出一軸肩。d=22mm故2-3段得直徑d=28mm..左端用軸端擋圈定位。按軸與大帶輪的配合長度為L=44mm..為了保證軸端擋圈不壓在軸上，故此段的長度應略短取l=41mm.2)初步選擇滾動軸承軸承同時受徑向力和軸向力的作用。選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d=30mm,由軸承目錄里選取02尺寸系列的標準精度級得單列圓錐滾子軸承30206.其尺寸為d×D×T=30mm×62mm×17.25mm故==30mm而l=l=17.25mm3)右端滾動軸承采用軸肩定位。由參考書【1】查得30206型軸承的定位軸肩的高度h=3mm。所以取安裝齒輪處得軸段d=36mm.齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。齒輪軸輪轂的寬度為55mm.所以L4)小齒輪各軸段的尺寸設(shè)計要根據(jù)低速軸各軸段尺寸的設(shè)計，以便嚙合平穩(wěn)?？紤]到箱體的鑄造誤差。在確定滾動軸承的位置是。應距箱體內(nèi)壁有一段的距離s.取s=8mm.所以-21.75-8+22-27.5+8=取至此,已初步確定了軸的各段直徑和長度.5)軸上零件的軸向定位大帶輪與軸的軸向定位均采用平鍵連接。按d=22mm有參考書【2】表6-1查得平鍵平面b×h=6mm×6mm.鍵槽用鍵槽銑刀加工，長度為39mm。與軸的配合為。滾動軸承與軸的軸向定位是由過度配合來保證的。此處選軸的直徑尺寸公差為m6(4)確定軸上的圓角和倒角尺寸參考參考書【2】表15-2。取軸端的倒角為2×45.各軸肩處得圓角半徑見圖根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖如下圖根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖如下圖從軸的結(jié)構(gòu)圖級玩具扭矩圖可以看出C截面是軸的危險截面現(xiàn)在將C處得M級M值列于表載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩TT驚醒校核時通常只校核承受最大的彎矩和扭矩的截面5應為軸的單向旋轉(zhuǎn)。扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力取。軸的計算應力=由于選定的材料是45鋼調(diào)制處理。由參考書【2】表15-1查得因此故平安校核軸的疲勞強度〔1〕判斷危險截面截面ⅡⅢ；A，B只受扭矩雖然鍵槽。軸肩級過渡配合所引起的應力集中均削弱軸的疲勞強度。但由于軸的最小直徑按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕確定的。所以截面A.ⅡⅢB均無需校核從應力集中對對軸的疲勞強度的影響來看，截面Ⅳ和Ⅴ處得過盈配合引起的應力集中最嚴重，從受載的情況來看。截面應力最大截面Ⅴ和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅴ不受扭矩作用。同時軸徑也比擬大。故不必做強度校核。截面C上應力最大。但應力集中不大〔過盈配合級鍵槽引起的應力集中均在兩端〕。而且這里軸的直徑最大。故截面C也不用校核截面Ⅵ和Ⅶ顯然也不用校核。由于鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小。因此該軸只需校核Ⅳ左右兩側(cè)即可?！?〕。截面Ⅳ左側(cè)抗扭截面系數(shù)截面Ⅳ左側(cè)的彎矩截面Ⅳ上的彎曲應力截面上的扭轉(zhuǎn)切應力軸的材料是45鋼，由參考書【1】查得截面上由于軸肩而形成的理論幾集中系數(shù)按參考書【1】附表3-2查取、因經(jīng)插值后可查的又有附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為故有效應力集中系數(shù)按參考書【2】中附表3-4為由附圖3-2的尺寸系數(shù)由附圖3-4的外表質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)外表強化處理，即。那么按參考書【2】式〔3-12〕及式〔3-12