機械設計課程設計帶式輸送機鏈傳動雙級圓柱齒輪減速器

機械設課設計帶輸機鏈傳雙級圓齒輪減速器機械設計課程設計說明書設計題目學生姓名

帶輸機傳-級柱輪速學

號：專業(yè)班級指導老師

機制班2021年1月5日

名目一、課程設計任務書.二、方案的總體評判.三、電動機的選擇.3.1電機的類型和結構形式3.2電機的容量.53.2.1作所需功率3.2.2動機輸出功率Pd...........................................................................................3.3電機的轉速.6四、傳動比分配和傳動參數(shù)和運動參數(shù)的運...................................................................64.1傳比分配.64.2傳參數(shù)和運動參數(shù)的運算.7五、齒輪傳動的設計.5.1第對齒輪.85.1.1選齒輪類型、精度等級、材料..................................................................5.1.2齒面接觸強度設計.5.1.2.1確公式中的各運算值5.1.2.2運

5.1.3齒根彎曲疲勞強度設計.5.1.4輪尺寸運算確定.125.2第對齒輪.5.2.1選齒輪類型、精度等級、材料................................................................135.2.2齒面接觸強度設計.5.2.2.2運...............................................................................................................5.2.3齒根彎曲疲勞強度校核.5.2.4輪尺寸運算確定.175.2.5齒參數(shù).........................................................................................................六、鏈傳動的設計.6.1確鏈輪齒數(shù).186.2確運算功率.186.3選鏈條型號和節(jié)距.196.4運鏈節(jié)數(shù)和中心距.196.5運鏈速，確定潤滑方式196.6運壓軸力.七、軸、鍵及聯(lián)軸器的設計與校核207.1軸II中間軸〕的結構設計7.1.1計依據(jù)207.1.2作用在齒輪上的力.

7.1.3步確定軸的最小直徑.217.1.4的結構設計217.1.5強度的校核237.1.6彎扭合成應力校核軸的強度......................................................................7.1.7承壽命校核257.2I軸高速軸的結構設計.........................................................................................7.2.1設依據(jù)267.2.2作用在齒輪上的力.7.2.3步確定軸的最小直徑.267.2.4的結構設計277.2.5定軸上圓角和倒角尺寸.7.2.6強度的校核297.2.7彎扭合成應力校核軸的強度......................................................................7.3軸III〔低速〕的結構設計...................................................................................7.3.1計依據(jù)317.3.2作用在齒輪上的力.7.3.3步確定軸的最小直徑.327.3.4的結構設計327.3.5強度的校核347.3.6彎扭合成應力校核軸的強度......................................................................7.4精校軸的疲勞強度............................................................................................7.4.1定危險截面367.4.2面左側377.4.3面右側38八、減速器及其附件的設398.1箱〔〕的分析................................................................................................3998.2箱〔〕的材料..................................................................................................8.3箱的設計運算.8.4減器件和附加結構的名稱和用途.42九、潤滑和密封方式的選擇.............................................................................................399.1齒傳的潤滑......................................................................................................449.1.1滑劑的選擇449.1.2滑方式的選擇.449.2滾軸的潤滑......................................................................................................459.2.1滑劑的選擇459.2.2滑方式45十、設計心得參考文獻

一、課設任務書帶式輸送運為10年每年300工作日5為0.96。VF滾徑D力F＝4KN速＝0.8m/s：、完圖1張，2、零件圖三張，箱體或1用3號圖紙。3、設計說明書1份。

二、方的體評判VF鏈傳動，減速器的尺寸小，鏈傳動的尺寸較緊湊。三、電機選擇3.1電動機的類型和結構形式Y系列三相異步電動機有構造簡單、制造使用方便、效率高、啟動轉矩大、價格廉價的特點，選擇Y系列三相異步電動機。3.2電動機的容量工作所需功率Pw=F·V/1000=4×0.8/1000=3.2Kw電動機輸出功率為了運算電動機所需功率Pd先要確定從電動機到工作機之間的總

功η。ηηηηη分別為凸緣聯(lián)軸器、成對滾動軸承、234閉式齒輪傳動〔設齒輪精度為7級式滾子鏈傳動、滾筒的效率，由表查得：η；η；2η；η；4η那么傳動裝置的總效率為

電動機的型號為Y132S-4功率5.5kw?η12

η3

η?η4電動機所需功率Pd=η=(3.2/0.841)Kw=3.84Kw3.3電動機的轉速通常情形下多項選擇1500r/min和1000r/min依照電動機的功率和轉速可取的為Y132S-4[參數(shù)如下P=5.5Kw,空載轉速n=1500r/min，滿載轉速=1440r/min軸直徑D=38mm四、傳比配和傳參和運動數(shù)的運4.1傳動比分配

＝滾筒

×1000×V

=43.676r/mini=0

n電機n滾筒

=1440/43.676=33每級別傳動的傳動比在其舉薦的范疇之內(nèi)。

i0123i0123圓柱齒輪傳動3-6；鏈傳動2-5?？倐鲃觟=ii?i12

i為鏈輪得傳動比i為高速級傳動比i為低速級傳動比，取i=2.2，關于兩級展開式齒器=(1.1-1.5),取ii=1.2iii=012

33=152.2

解i=4.25，i=3.54124.2傳動參數(shù)和運動參數(shù)的運算P=4kw,

n=1440r/min=pηη=5.5kw=5.45101==5.45×0.97×0.99kw=5.23kw212=pηη=5.23×0.97×0.99323n=n=1440r/min10n=n/i=1440/4.25=339r/min211n=n/i=313/3.54=96r/min322T9550×n0

5.5=×36.47Nm1440T9550×19550×=?mn144015.23T9550×29550×=?n33924.58T95503=×N?n443

參數(shù)列表項目

電動機軸

高速軸I

中間軸II

低速軸III轉速〔r/min〕1440

1440

339

44轉矩〔N.m〕功率〔KW〕

36.475.5

36.415.45

147.335.23

499.394.58五、齒傳的設計5.1第一對齒輪選擇齒類型、精度等、材料7級〔GB10095-8810-140Cr為，大45為為為=24，z。12按齒面接觸強度設計

2.321t

KTu+1EΦ[σ]

定公式中各運算值

Kt=1

4?Φ=1.0表10-6查得材料

1=189.8MPa按齒極限σ

lim1

大輪的觸疲強度極限σ

lim2

=550MPaNjL=60×1×2×84.1472

=

i

=

4.14744.52

9.7581×10

接觸疲壽系數(shù)

1

0.90,K

=

%

[]H1

=

σ1H==540MPa[]σH2

Kσ0.93HNH=511.5MPaS

[][]t算

1t

σ中=2.321t

3

KTu+1Z1??EΦ[]dH

)2

3

1.3×3.4647×1044.25189.8??()4.25511.5

246.393mm

νπdn3.14×416.393ν==3.498s×1000×1000

=Φ=1×41.725=46.393mmd

dm=1t=1.933mm24==2.25×1.933=t=

ν=3.498s

，7級精度，查

K

Hα

Fα

=1表10-2查得使用

=1A表10-4用插值法K

H

bh

K=1.452H

10-13

KF

KKKKKAHα

Hβ

×1×1.425=1.653d=d

1t

KKt

1.6533=50.26mm1.3

dm==2.094mm24按齒根彎曲疲勞強度設計查得小齒輪的彎曲疲勞限σσ

FE1FE

=380MPa

大齒的曲勞度限圖

2

0.88

=1.4[]σF[]σF

Kσ0.85×500FE1SKσ0.88FE2==238..86MPaSKKKKAνFα

Fβ

=1×1.16×1×1.375表10-5查得

=2.65FF

2.17YS

S

[][]?Y?[]FaaσF

,

a1a1σ

2.65×1.58303.57

=0.01379?Fa2SσF

2.178238.86

=m

×1.595×3.6471×242

m并d=46.393d=60mm11齒輪尺寸運算確定z=d/m=30，z=4.25×30=127.5112d=60mm，d=z122

d+d60+256a1==158mm2b，b。215.2第二對齒輪選擇齒類型、精度等、材料7級〔GB10095-88表10-1為〔調(diào)為為45為40HBS。為30。按齒面接觸強度設計2.321t

KTu+1EΦ[σ]

定公中的各運值

KtT105?=1.0表10-6查得材料

1

[[]按

σ

Hlim3

lim

N=60jL=60=9.76×10

9.76×108=3=2.758×10i3.54

圖10-19取接觸疲勞

K

4

0.96%

[]σH[]σH

==

Kσ0.92×600HN3H3=552MPaKσ0.96×550HN4Hlim4=528MPa算

3t

σ中H1t

3

KTu+1Z1??(E)Φ[]dH

3

1.3×1.4733189.8??()3.54

273.456mm

νπν===1.30ms

tt

Φd=1×73.456d3t

d73.456m=3t=2.448mm30=2.25m=2.25×2.448=5.5092mmt=

=14.426

ν=1.30

查圖10-8

Hα

Fα

=1表10-2查得使用

A表10-4用插值法K

H

，K=1.461H

10-13KβK=KKKKAHα

Hβ

=1×1.07=1.563d=d

1t

KKt

1.563=73.456378.11mm

d78.11m=1=2.60mmz301

[][[][]?按齒根彎曲疲勞強度校核查得小齒輪的彎曲疲勞限σσ

FE4

=380MPa

大輪彎曲疲勞強極限圖

3

=0.88,

=0.93

S[]σF3

K

σ0.88×5003==314.29MPaS[]σF2

Kσ0.93×380FN2FE=SKKKKKAνF

Fβ

=1×1.07=1.659表10-5查得

Fa3

2.52

Sa3

4

?YFSaσF

,?Fa1σ1

=

a2σF

2.174

=

m

1×302

m，d=73.456d=75mm11齒輪尺寸運算確定Z=d/m=30，z=3.54×30=106.5112d=75mm，d=z122

a=

d+d751==158mm22b，b。21齒輪參

I

徑/mm數(shù)/mm2度/mm65

22.580

心/mm158徑/mm徑/mm

六、鏈動設計6.1確定鏈輪齒數(shù)數(shù)Z，5數(shù)Z=2.2×25=55，66.2確定運算功率9-6查得

KA

9-13查得

=1

=KP=1.0ca6.3選擇鏈條型號和節(jié)距

=及n=96rminca

，查9-11表6.4運算鏈節(jié)數(shù)和中心距

=31.75mm

=50)=(30×31.750

a=1000mm

LP0

-ZP0+2+(2)P22031.75+4131.75π

L=106節(jié)

表

f

[][]af2L-z=0.24687×31.75225+57≈1566.5運算鏈速ν，確定潤滑方式ν=

p×25×31.75=60×1000

≈1.27m

ν=1.27ms

號20A-1，查圖9-14

nn14406.6運算壓軸力

F

F

ν

×

1.27

≈

KF

≈=1.15×3952.76≈pFi=

12810757n303025

0=/mini34.7=

/0.80.8

=

×41.503×350/0.80.8-4.9%七、軸鍵聯(lián)軸器設與校核7.1軸II〔中間軸〕的結構設計設計依據(jù)

，

2

=339r/

，

T

2

=147.33N?m求作用在齒輪上的力

ttd=mm

小齒輪分度圓直徑

=75mm

α=20°

。而

F=t2

2T2=Nd2562

，F(xiàn)=rt2

tanαncosβ

tan20°N=107.25

F

=N

2TF=2==3929Nd753

，F(xiàn)=Frt

tanαncosβ

3929tanN

，

F

=0初步確定軸的最小直徑〔15-2〕初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料表15-3，取

d

min

=

5.02=110×=27.0mmn339I軸上的最小直徑與滾動軸承配合，依照滾動軸d取。軸的結構設計

I-II段軸用于安裝軸承為30mmI取。II-III30mm?？紤]大齒輪為10mm為4mmIIIII長。III-IV徑。為77mm。V-V段分隔兩齒42mm。IV-V段用為9.5mm。V-VI直徑為57mm。VI-VIII為30mm。長度為輪II、III與軸的周向定位采A型平鍵連接

HpHpp表6-1:輪

l×b×h=10×8mm輪III上的

l×b×hmm10mm。滾動軸為表取軸端倒

.5

各軸肩處的圓角半徑見鍵強度的校核表[]=100~120MPa,取，σp度輪III上的

pσ

p1

23[]=δkld0.5×8×36輪III上的σ

p2

23×147.333[]=MPa=<δkld×8×40

σ

<[

]

p

p

p

按彎扭合成應力校核軸的強度

BD+Ft3t2AD

=F+-Ft3t2

+294.66=1479M

=

=2745×65.5N?NM

=F

=1479×58?mmNmmFF

NHDNHA

FAB-FAC×65.5-107.25=rrFBD-F×137.5-107.25×58=rr2203

N=385NM

HB

=

=938×65.5?B

VB

=179798

+61439

?M

HC

=

=385×58N=22330N?MC

=857822

+22330

?

M

caB

=(M)2(α)2=2(0.62

147330)2N?mm=N?mm

ca

M)

T

+

147330)

mm?面B、C。核截由d=35mm，可得，

0.1d

3

0.1×36

3

=

3σ

caB

209562==MPa=44.92MPaWB核截

W=4665.6

σ

125186=CMPa26.83MPaW4665.6為45表15-1得，

[]=

σ

<σ

caB

<[σ]

軸承壽命校核為徑向FFrA

2NHA

+F

2

=

2

+2745

2

=NF=FrD

2NHD

F

2NVD

=

2

2

N

向FaA

F

=0當量表13-5，

εε=1

=

X=1

Y

因此載荷系數(shù)為P=fF×2901prAP=fF=1.2×1459CrC

f=1.2

故軸承得Cr=19500NL=h

106（r）()3=1.255hh60nP×3397.2I軸(速軸)的結構設計設計參

=5.45kw

，

n

=1440rmin

，

T

36.47NmI

II求作用在齒輪上的力F=F=107.25Nrr

=F=Nt1t初步確定軸的最小直徑〔15-2〕初步算出軸的最小直徑。選取軸的材料為表15-3，取A

d

min

=

P×n1440

查課表,選取=1.5TK=1.5×36.47mcaa的

?

矩因此Ⅰ軸的結構設計。b.為c.該段用6210型

為50mm。2mm的。e.安裝軸為50mm。a.該段軸安裝軸承，軸承寬20mm，該段長度定為65mm，定為c.該段過設為101mm。。為60mm。f.依GY5，取60mm。輪I采納齒離e小于2m輪III之為。納B表6-1的

l=50mm10

H

pppp年m6。確定軸上圓角和倒角尺寸表15-2，

.5×

鍵強度的校核表[]=100~120MPa,取，σp度

pT×103×36.47[]δ=1=MPa10.6<δkld0.5σ

]p

p按彎扭合成應力校核軸的強度=F=294.66t1t

F=F=107.25Nrr2FNHA

F=r1==30.3NAC200F

FBC=t1=83.24NAC200FFNHC

FAB×143.5=t1=211.42NAC200FAB×143.5=r1=NAC200

M

=

×143.5N?N?M

HB

=

N?MB

VB

+M

=2

=12712?M

caB

=(M)

(α)

=(0.6

×36470)

?=25306N?面B由d=55mm，可得，

=d3=0.1×55=16637.5

325306σ=B==1.52MPacaBWB為45得，σ

<[]

(7)軸承用6210

ε，ε，徑向FrC

=F

2NHC

F

2

=

2

+211.42

2

F=FrA

2NHA

+F

2

=30.3

2

+83.24

2

85.8軸向FaA

FaC

=0當量表13-5，Y，X=1YC因此載荷P=fF=1.2×85.8N=102.96NrAP=fF=1.2=CprC

f=1.2

故軸承得Cr=35000N

h0

=10×2=48000hL=h

10610（r）=()3=2.52×107hP×14407.3軸〔低速軸〕結構設計設計依據(jù)

4.58kw

，

=96rminT=499.39N3

求作用在齒輪上的力輪IV

==Ntt3

，

=F=1430Nrr3初步確定軸的最小直徑〔15-2〕初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料表15-3，

A

d

min

=

Pn

96軸的結構設計

41.1mm，考

為。裝軸承蓋和密封墊圈，3-5mm，結合密封墊圈的尺寸取該段軸直徑50mm，考為c.6211，軸承直徑50mm，故為

3-5mm取該段軸〔由為取取f.該取61mm長度比齒輪輪轂3mm取。承直徑取40.5mm。納B型鍵連接輪IV的周向定A型平鍵連接。由輪轂長度和直徑查得

lbhmmmm×8

H7

輪

lhmm

H

pppppppp為k6表15-2軸端倒角為

1.5

鍵強度的校核表[σ]=100~120MPa,取，σ度l=L-b/2，

T×103×103[]δ==MPa<δkld×57×43

σ]p

p度l=L-b，T×103×103[]δ==MPa<δkld×57×43σ

<[

σ

]

按彎扭合成應力校核軸的強度

F×64.5Fr4N=462200FF

NVA

F1430=r=NN200FBC3929×64.5=t4N=1267200F

NVC

F3929×135.5=t4=NM

=

=1267mmN?M

HB

=F

=N?mmN?mm=2+MB

=171679

2

?mmM

caB

=()

2

+(αT)2

2

=

2

(0.6

2

N?mm?mm由d=62mm，可得，

=0.1

3

3

=22698mm

3173534σ=B7.64caBW22698B45表得

σ

<[]

εhεh（6承6211的徑徑FFrA

2NHA

F

2

=NFrC

=F

2NHC

F

2

=

2

+2662

2

=N軸向FaA

FaC

=0當量表13-5，Y，X=1YC因此載荷P=fFN=1619NprAP=fF=1.2=CrC

f=1.2

故軸承得Cr=43200N10C10L=（r）()×1060nP×96

5

h7.4精確校核軸的疲勞強度判定危險截面面B，至C面B上的應力最大，但軸環(huán)左截面處的應

DDd截面左側

0.1==mm

3

0.2dT

3

×62

3

mm

3

=

3面III矩M172149M=135.5-38）123235?135.5面IV上的扭=499.39Nσ

=

M123235==MPaW22698τT

T

=11MP45號鋼查得

MPa,

=275MPa

=155Br

d

=

111.6610.026==1.116255表

σ

τ圖

0.82σ

τ（α=1+0.821.30σσ=1+q（-1=1.09τττ3-2的尺寸系εε0.82τ

σ

=0.68

的扭轉尺圖得表=β0.92στ

σσ面強處k11.251K=σ=+-1σεβ0.68σσk1K=τ-1==1.42τεβττ

β=1

那φ取0.1φ取0.05；因此：στσS=-1Kσφσσaσ

275×5.43+0.1×0

==τ