機械設計課程設計系列二級展開式斜齒圓柱齒輪減速器_-精

1、 機械設計 課程設計設計說明書設計題目: 帶式輸送機的減速器 院系名稱： 機電工程學院 專業(yè)班級： 學生姓名： 學 號： 指導教師： 2011年 12 月 28 日目錄1. 題目及總體分析32. 各主要部件選擇43. 電動機選擇44. 分配傳動比55. 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算66. 設計高速級齒輪77. 設計低速級齒輪128. 設計帶輪149. 鏈傳動的設計1610. 減速器軸及軸承裝置、鍵的設計18軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設計18軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設計24軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設計2911. 潤滑與密封3412. 箱體結(jié)構(gòu)尺寸3513. 設計總結(jié)3614. 參

2、考文獻36一.題目及總體分析題目：設計一個帶式輸送機的減速器給定條件：由電動機驅(qū)動，輸送帶的牽引力f=5500，運輸帶速度，卷筒直徑為d=480mm。單向傳動，工作連續(xù)，有輕微震動，起動載荷為公稱載荷的1.4倍。工作壽命為6年，每年240個工作日，每天工作10小時，具有加工精度8級（齒輪）。減速器類型選擇：選用展開式兩級圓柱齒輪減速器。特點及應用：結(jié)構(gòu)簡單，但齒輪相對于軸承的位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠離轉(zhuǎn)矩輸入端，這樣，軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形可部分地互相抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象。高速級一般做成斜齒，低速級可做成斜齒。

3、整體布置如下：1,電動機2，帶輪3，減速箱4，鏈輪5，卷筒輔助件有:觀察孔蓋,油標和油尺,放油螺塞,通氣孔,吊環(huán)螺釘,吊耳和吊鉤,定位銷,啟蓋螺釘,軸承套,密封圈等.。二.各主要部件選擇部件因素選擇動力源電動機齒輪斜齒傳動平穩(wěn)高速級做成斜齒，低速級做成直齒軸承此減速器軸承所受軸向力不大角接觸球軸承帶輪結(jié)構(gòu)簡單，耐久性好帶輪鏈傳動工作可靠，傳動效率高單排滾子鏈三.電動機的選擇目的過程分析結(jié)論類型根據(jù)一般帶式輸送機選用的電動機選擇選用y系列封閉式三相異步電動機功率工作機所需有效功率為pwf×v圓柱齒輪傳動(8級精度)效率(兩對)為10.97 2滾動軸承傳動效率(四對)為20.994帶輪3

4、0.96 輸送機滾筒效率為40.96鏈傳動的效率50.96電動機輸出有效功率為電動機輸出功率為型號查得型號y132m-4封閉式三相異步電動機參數(shù)如下額定功率p=7.5kw滿載轉(zhuǎn)速1440 r/min選用型號y160m-4封閉式三相異步電動機四.分配傳動比目的過程分析結(jié)論分配傳動比傳動系統(tǒng)的總傳動比其中i是傳動系統(tǒng)的總傳動比，多級串聯(lián)傳動系統(tǒng)的總傳動等于各級傳動比的連乘積；nm是電動機的滿載轉(zhuǎn)速，r/min；nw 為工作機輸入軸的轉(zhuǎn)速，r/min。計算如下, 取 取 ,i:總傳動比 ：帶傳動比 ：低速級齒輪傳動比 ：高速級齒輪傳動比,鏈傳動比五.傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算目的過程分析結(jié)論傳動系

5、統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算設：從電動機到輸送機滾筒軸分別為1軸、2軸、3軸、4軸；對應于各軸的轉(zhuǎn)速分別為、 、 、 ；對應各軸的輸入功率分別為、 、 、 ；對應名軸的輸入轉(zhuǎn)矩分別為、 、 、 ；相鄰兩軸間的傳動比分別為、 、 ；相鄰兩軸間的傳動效率分別為、 、 。軸號電動機兩級圓柱減速器工作機1軸2軸3軸4軸轉(zhuǎn)速n(r/min)n0=1440n1=720n2=167.44n3=55.81n4=27.9功率p(kw)p=5.5p1=4.5758p2=4.3941p3=4.2197p4=4.0104轉(zhuǎn)矩t(n·m)t1=60.693t2=250.619t3=722.059t4=1372.73

6、5兩軸聯(lián)接帶輪齒輪齒輪鏈輪傳動比 ii01=2i12=4.3i23=3i34=2傳動效率01=0.9612=0.9723=0.9734=0.96六.設計高速級齒輪1選精度等級、材料及齒數(shù)，齒型1）確定齒輪類型兩齒輪均為標準圓柱斜齒輪2）材料選擇小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)），硬度為，大齒輪材料為鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為hbs，二者材料硬度差為hbs。）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度4）選小齒輪齒數(shù)1，大齒輪齒數(shù)21·14.1×24=103.2,取z2=1045）選取螺旋角。初選螺旋角2按齒面接觸強度設計按式（1021）試算，即）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值（）試選 （）由圖，選取

7、區(qū)域系數(shù)（）由圖查得 （）計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 （）由表選取齒寬系數(shù)（）由表查得材料的彈性影響系數(shù)（）由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限（）由式計算應力循環(huán)次數(shù)（）由圖查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)（）計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為，安全系數(shù)為s=1，由式得）計算（）試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得（）計算圓周速度（）計算齒寬及模數(shù)（）計算縱向重合度（）計算載荷系數(shù)k已知使用系數(shù).25根據(jù)，級精度，由圖查得動載荷系數(shù)由表查得由圖查得假定，由表查得故載荷系數(shù)（）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式得（）計算模數(shù)3按齒根彎曲強度設計由式） 確定計算參數(shù)（

8、）計算載荷系數(shù)（）根據(jù)縱向重合度，從圖查得螺旋角影響系數(shù)（）計算當量齒數(shù)（）查取齒形系數(shù)由表查得（）查取應力校正系數(shù)由表查得（）由圖查得，小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限（）由圖查得彎曲疲勞強度壽命系數(shù)（）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)s1.4，由式得（）計算大小齒輪的大齒輪的數(shù)據(jù)大） 設計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取2.0mm，已可滿足彎曲強度。4幾何尺寸計算） 計算中心距將中心距圓整為154mm）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正。） 計算大、小齒輪的分度圓直徑） 計算大、小齒輪的

9、齒根圓直徑） 計算齒輪寬度圓整后?。?驗算合適高速級齒輪參數(shù)：齒輪壓力角模數(shù)中心距齒數(shù)比齒數(shù)分度圓齒根圓齒頂圓齒寬旋向小齒輪2021544.322857.5852.8761.8765右旋大齒輪121250.12245.12254.1260左旋七.設計低速級齒輪1選精度等級、材料及齒數(shù)，齒型1）確定齒輪類型兩齒輪均為標準圓柱斜齒輪2）材料選擇小齒輪材料為（調(diào)質(zhì)），硬度為，大齒輪材料為鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為hbs，二者材料硬度差為hbs。）運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用8級精度4）選小齒輪齒數(shù)1，大齒輪齒數(shù)21·12.9×24=70。 2按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算公式

10、進行試算，即） 確定公式各計算數(shù)值（） 試選載荷系數(shù)（） 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩（） 由表選取齒寬系數(shù)（） 由表查得材料的彈性影響系數(shù)（） 由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限大齒輪的接觸疲勞強度極限（）由式計算應力循環(huán)次數(shù)（）由圖查得接觸疲勞強度壽命系數(shù)（）計算接觸疲勞強度許用應力取失效概率為，安全系數(shù)為s=1，由式得 ） 計算（） 試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值（） 計算圓周速度v （） 計算齒寬 （） 計算齒寬與齒高之比模數(shù)齒高（） 計算載荷系數(shù)k 根據(jù)，級精度，由圖查得動載荷系數(shù) 假設，由表查得 由表查得使用系數(shù) 由圖2查得故載荷系數(shù)（）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑

11、，由式得（）計算模數(shù)3按齒根彎曲強度設計由式得彎曲強度的設計公式為） 確定公式內(nèi)的計算數(shù)值（） 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限大齒輪的彎曲疲勞強度極限（） 由圖查得彎曲疲勞壽命系數(shù) （） 計算彎曲疲勞許用應力 取失效概率為，安全系數(shù)為s=1.4，由式得 （） 計算載荷系數(shù)（）查取齒形系數(shù)由表查得（）查取應力校正系數(shù) 由表查得（）計算大小齒輪的，并比較大齒輪的數(shù)據(jù)大） 設計計算對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，可取有彎曲強度算得的模數(shù)2.2，并就近圓整為標準值3。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算應有的齒數(shù)。于是有取大齒

12、輪齒數(shù)取4幾何尺寸計算） 計算分度圓直徑） 計算齒根圓直徑） 計算中心距） 計算齒寬取5驗算合適低速級齒輪參數(shù)：齒輪壓力角模數(shù)中心距齒數(shù)比齒數(shù)分度圓齒根圓齒頂圓齒寬旋向小齒輪2031803299082.596100左旋大齒輪87270262.527695右旋八，v帶的設計 （1）確定計算功率pc 由表8.21查得ka=1.2，由式（8.12）得 （2）選取普通v帶型號根據(jù)pc=5.77752kw、n1=1440r/min， 選用a型普通v帶。 （3）確定帶輪基準直徑dd1、dd2選取dd1=90mm，大帶輪基準直徑為 （4）驗算帶速v 帶速在525m/s范圍內(nèi)。（5）確定帶的基準長度ld和實際

13、中心距a 按結(jié)構(gòu)設計要求初定中心距a0=400mm。選取基準長度ld=1250mm。由式（8.16）的實際中心距a為 中心距a的變化范圍為 （6）校驗小帶輪包角 由式（8.17）得 （7）確定v帶根數(shù)z由式（8.18）得根據(jù)dd1=90mm，n1=1440r/min，根據(jù)內(nèi)插法可得取p0=1.064kw。由式（8.11）得功率增量為根據(jù)傳動比i=2， 由表8.4查得帶長度修正系數(shù)kl=0.93，由圖8.11查得包角系數(shù)ka=0.968，得普通v帶根數(shù)圓整得z=6。（8）求初拉力f0級帶輪軸上的壓力由表8.6查得a型普通v帶的每米長質(zhì)量q=0.17kg/m，根據(jù)式（8.19）得單根v帶的初拉力為

14、由式（8.20）可得作用在軸上的壓力為（9）帶輪的結(jié)構(gòu)設計按本章8.2.2進行設計（設計過程及帶輪零件圖略）。（10）設計結(jié)果傳動比帶速帶型根數(shù)單根帶初壓力壓軸力小帶輪直徑5.7826.78a6117139590壓軸力小帶輪直徑大帶輪直徑中心距基準長度帶輪寬度小帶輪包角139590180410125093167八鏈傳動的設計1 選擇鏈輪齒數(shù)和材料取小齒輪齒數(shù)，大齒輪的齒數(shù)為材料選擇40鋼，熱處理：淬火、回火2 確定計算功率由表96查得，由圖913查得，單排鏈，則計算功率為：3 選擇鏈條型號和節(jié)距根據(jù)及查圖911，可選28a-1。查表91，鏈條節(jié)距為。4 計算鏈節(jié)數(shù)和中心距初選中心距。取。相應得

15、鏈長節(jié)數(shù)為，取鏈長節(jié)數(shù)節(jié)。查表98得到中心距計算系數(shù)，則鏈傳動的最大中心中心距為：5 計算鏈速v，確定潤滑方式 由和鏈號28a1，查圖914可知應采用油池潤滑或油盤飛濺潤滑。6 計算壓軸力有效圓周力為：鏈輪水平布置時的壓軸力系數(shù)，則壓軸力為7 鏈輪的基本參數(shù)和主要尺寸名稱符號計算公式結(jié)果分度圓直徑齒頂圓直徑齒根圓直徑齒高確定的最大軸凸緣直徑九.減速器軸及軸承裝置、鍵的設計1軸（輸入軸）及其軸承裝置、鍵的設計輸入軸上的功率轉(zhuǎn)矩求作用在齒輪上的力 初定軸的最小直徑選軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表，?。ㄒ韵螺S均取此值），于是由式初步估算軸的最小直徑。軸的結(jié)構(gòu)設計 ）擬定軸上零件的裝配方案（見下圖）

16、）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 （）為滿足帶輪的軸向定位要求，軸段右端需制處一軸肩，軸肩高度,故取段的直徑 。帶輪與軸配合的轂孔長度=91mm.。 （2）初步選擇滾動軸承 參照工作要求并根據(jù)，初選型號7009c軸承，其尺寸為，基本額定動載荷，故,軸段7的長度與軸承寬度相同,故取(3)取齒輪左端面與箱體內(nèi)壁間留有足夠間距，取。為減小應力集中,并考慮右軸承的拆卸,軸段4的直徑應根據(jù)7009c的深溝球軸承的定位軸肩直徑確定（4）軸段6上安裝齒輪,為便于齒輪的安裝, 應略大與,可取.齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊,軸段5的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已

17、知齒寬,故取。齒輪右端用肩固定,由此可確定軸段5的直徑, 軸肩高度,取,故取 （5）取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得,，(6)參考表152，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見cad圖。輸入軸的結(jié)構(gòu)布置5受力分析、彎距的計算 （）計算支承反力 在水平面上 （）在垂直面上故總支承反力）計算彎矩并作彎矩圖 （）水平面彎矩圖 （）垂直面彎矩圖 （）合成彎矩圖 3）計算轉(zhuǎn)矩并作轉(zhuǎn)矩圖6作受力、彎距和扭距圖7選用鍵校核鍵連接：v帶：選普通平鍵（a型） 由式，查表，得 ，鍵校核安全8按彎扭合成應力校核軸的強度由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，c處左側(cè)承受最大彎矩和扭矩，并且有較多的應力集中，故c截面為危險截面。根據(jù)式，并

18、取，軸的計算應力由表查得，故安全9校核軸承和計算壽命（） 校核軸承a和計算壽命徑向載荷軸向載荷由，在表取，故。由表取則，a軸承的當量動載荷，校核安全該軸承壽命該軸承壽命（） 校核軸承b和計算壽命 徑向載荷 當量動載荷，校核安全該軸承壽命該軸承壽命2軸（中間軸）及其軸承裝置、鍵的設計1. 中間軸上的功率轉(zhuǎn)矩求作用在齒輪上的力高速大齒輪: 低速小齒輪: 初定軸的最小直徑 選軸的材料為鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表，取，于是由式初步估算軸的最小直徑這是安裝軸承處軸的最小直徑=40mm4根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（ 1 ）初選型號7208c的深溝球軸承參數(shù)如下 。軸段1和7的長度與軸承寬度相同,故

19、取。 ( 2 )軸段2上安裝高速級大齒輪,為便于齒輪的安裝 ,可取。齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊,軸段3的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬，取。小齒輪右端用軸肩固定,由此可確定軸段3的直徑, 軸肩高度,取,故取( 3)軸段5上安裝低速級小齒輪,為便于齒輪的安裝,可取。齒輪右端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪右端面上,即靠緊,軸段5的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬，取。取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得, ，（4）參考表152，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見cad圖。中間軸的結(jié)構(gòu)布置5.軸的受力分析、彎距的計算1）計算支承反力： 在水平

20、面上 在垂直面上： 故 總支承反力：2)計算彎矩在水平面上：在垂直面上： 故 3)計算轉(zhuǎn)矩并作轉(zhuǎn)矩圖6作受力、彎距和扭距圖7選用校核鍵）低速級小齒輪的鍵由表選用圓頭平鍵（a型） 由式，查表，得 ，鍵校核安全2）高速級大齒輪的鍵 由表選用圓頭平鍵（a型） 由式，查表，得 ，鍵校核安全8按彎扭合成應力校核軸的強度 由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，2處當量彎矩最大，并且有較多的應力集中，為危險截面根據(jù)式，并取 由表查得，校核安全。9校核軸承和計算壽命）校核軸承a和計算壽命徑向載荷軸向載荷,查表13-5得x=1,y=0,按表13-6,取,故因為，校核安全。該軸承壽命該軸承壽命）校核軸承b和計算壽命 徑向載荷

21、當量動載荷，校核安全該軸承壽命該軸承壽命查表13-3得預期計算壽命，故安全。3.軸（輸出軸）及其軸承裝置、鍵的設計 輸入功率轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩2 第三軸上齒輪受力n3初定軸的直徑軸的材料同上。由式，初步估算軸的最小直徑這是安裝鏈輪處軸的最小直徑，取，查機械手冊可得到安裝在鏈輪孔的軸的長度：，為保證鏈輪與箱體的距離，取4軸的結(jié)構(gòu)設計）擬定軸的結(jié)構(gòu)和尺寸（見下圖）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1）軸段3和軸段7用來安裝軸承，根據(jù)，初選型號7014c的深溝球軸承，參數(shù)基本： 由此可以確定： （2）為減小應力集中,并考慮左右軸承的拆卸,軸段3和6的直徑應根據(jù)7014c角接觸球軸承的定位軸肩直徑確定,

22、即。 ( 3)軸段5上安裝低速級大齒輪,為便于齒輪的安裝。齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪右端面上,即靠緊,軸段5的長度應比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬，取。大齒輪右端用軸肩固定,由此可確定軸段5的直徑, 軸肩高度,取,故取。(4)取齒輪左端面與箱體內(nèi)壁間留有足夠間距，?。?）取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得, ，（6）參考表152，取軸端為，各軸肩處的圓角半徑見cad圖。輸出軸的結(jié)構(gòu)布置5.軸的受力分析、彎距的計算（）計算支承反力 在水平面上 在垂直面上故總支承反力：（2）計算彎矩）水平面彎矩 在c處，在b處，）垂直面彎矩 在a處 在b處 （）合成彎矩圖 在a處在b處，（

23、4）計算轉(zhuǎn)矩，并作轉(zhuǎn)矩圖6作受力、彎距和扭距圖7選用校核鍵）低速級大齒輪的鍵由表選用圓頭平鍵（a型） 由式，查表，得 ，鍵校核安全2）高速級鏈輪的鍵 由表選用圓頭平鍵（a型） 由式，查表，得 ，鍵校核安全8按彎扭合成應力校核軸的強度 由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，b處當量彎矩最大，并且有較多的應力集中，為危險截面根據(jù)式，并取由表查得，校核安全。9校核軸承和計算壽命）校核軸承a和計算壽命徑向載荷當量動載荷因為，校核安全。該軸承壽命該軸承壽命）校核軸承b和計算壽命 徑向載荷軸向載荷,查表13-5得x=1,y=0,按表13-6,取,故因為，校核安全。該軸承壽命該軸承壽命十.潤滑與密封1潤滑方式的選擇 因為

24、此變速器為閉式齒輪傳動，又因為齒輪的圓周速度，所以采用將大齒輪的輪齒浸入油池中進行浸油潤滑。軸承利用大齒輪的轉(zhuǎn)動把油濺到箱壁的油槽里輸送到軸承機型潤滑。2密封方式的選擇由于i，ii，iii軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封。3潤滑油的選擇因為該減速器屬于一般減速器，查機械設計手冊可選用工業(yè)齒輪油n200（sh0357-92）。十一.箱體結(jié)構(gòu)尺寸機座壁厚=0.025a+510mm機蓋壁厚11=0.025a+510mm機座凸緣壁厚b=1.515mm機蓋凸緣壁厚b1=1.5115mm機座底凸緣壁厚b2=2.525mm地腳螺釘直徑df =0.036a+1220mm地腳螺釘數(shù)目a<250,n=64軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d1=0.75 df16mm機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d2d2=(0.50.6) df12mm軸承蓋螺釘直徑d3=(0.40.5) df10mm窺視孔螺釘直徑d4=(0.30.4) df8mm定位銷直徑d=(0.70.8) d28mm軸承旁凸臺半徑r5 mm軸承蓋螺釘分布圓直徑d1= d+2.5d3(d為軸承孔直徑)d1