二級展開式圓柱直齒輪減速器的設計..docx

1、長江大學工程技術學院機械設計課程設計（ 2015-2016 學年 第一學期）學院機械工程學院專業(yè)班級機械 61301 班學生姓名班級序號13指導教師實訓時間第 14-17 周- 1 -機械設計課程設計任務書一、設計題目：帶式輸送機傳動裝置傳動方案二、原始數(shù)據(jù)班級序號滾筒圓周力（ N）運輸帶速度 V（m/s）滾筒直徑 D（mm）1330001.3500三、技術條件1、單向運轉，輸送帶速度允許誤差5%。2、每日兩班，每班工作8 小時，一年按 300 工作日計算。3、傳動裝置使用年限10 年。4、載荷平穩(wěn)，傳動裝置無特殊要求。5、輸送機的滾筒轉動效率為0.96 。四、設計工作任務1、減速器裝配圖1

2、張，零件工作圖1 張。2、三維裝配圖 1 套。3、設計說明書 1 份。- 2 -原始數(shù)據(jù)班級序號12345678910滾筒圓周力（ N） 2000 2100 2200 2300 2400 2500 2600 2700 2800 2900運輸帶速度 V1.31.21.111.11.21.31.21.11（ m/s）滾筒直徑 D500480460450420400410440490470（mm）班級序號11121314151617181920滾筒圓周力（ N） 3000 3100 3200 3300 3400 3500 3600 3700 3800 3900運輸帶速度 V1.31.21.111.1

3、1.21.31.21.11（ m/s）滾筒直徑 D500480460450420400410440470490（mm）班級序號21222324252627282930滾筒圓周力（ N） 2000 2100 2200 2300 2400 2500 2600 2700 2800 2900運輸帶速度 V0.80.70.90.80.70.90.80.70.90.8（ m/s）滾筒直徑 D450480500500450480480500450380（mm）班級序號31323334353637383940滾筒圓周力（ N） 3000 3100 3200 3300 3400 3500 3600 3700 3

4、800 3900運輸帶速度 V0.80.70.90.80.70.90.80.70.90.8（ m/s）滾筒直徑 D450480500500450480480500450380（mm）- 3 -設計題目帶式輸送機傳動裝置目錄一、設計任務二、減速器結構選擇及電動機性能參數(shù)計算三、計算、分配傳動比四、運動參數(shù)計算五、帶傳動的設計六、各級傳動齒輪的設計計算七、軸的設計和鍵的選擇八、軸承的選擇九、箱體及減速器附件說明十、潤滑油的選擇與計算十一、參考文獻- 4 -第一章設計任務書1. 課程設計的主要內(nèi)容帶式輸送機傳動裝置設計的內(nèi)容包括：（ 1）單級 / 雙級減速器傳動零件設計；（ 2）畫出傳動裝置裝配圖；

5、（ 3）編寫設計說明書。2. 課程設計的要求與數(shù)據(jù)已知條件：(1)運輸帶工作拉力 F=3kN；(2)運輸帶的工作速度 v=1.3m/s；(3) 卷筒直徑 D= 500 mm ；(4) 使用壽命： 10 年，每年 300 個工作日；(5) 工作情況：兩班制，連續(xù)單向運轉，工作時有輕微振動；(6) 制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量；(7) 工作環(huán)境：室內(nèi)，輕度污染；(8) 邊界連接條件：原動機采用一般工業(yè)用電動機。(9) 輸送機工作軸轉速允許誤差± 5%。帶式輸送機的傳動效率 0.96 。3. 課程設計應完成的工作(1) 裝配圖 1 張，輸出軸零件圖 1 張；(2) 設計說明書

6、 1 份。第二章減速器結構選擇及相關性能參數(shù)計算2.1減速器結構二級展開式圓柱直齒輪減速器的傳動方案如圖2-1 所示。- 5 -圖 2-1 二級展開式圓柱直齒輪減速器傳動裝置簡圖1輸送帶 2 聯(lián)軸器 3 減速器 4 帶傳動 5 電動機2.2電動機的選擇電動機的選擇見表2-1表 2-1 電動機的選擇計算項目計算及說明1. 電 動 機 根據(jù)減速裝置的工作條件：連續(xù)單向運轉，工作有類型和結輕微振動，而選用效率高、性能好、噪音低的Y 系構型式的列電動機。三相交流異步電動機的結構簡單，價格選擇低廉，維護方便，可直接接于三相交流電網(wǎng)中。因此選用 Y 系列三相異步電動機。工作機所需功率Pw：2.電動機Pw

7、= Fw vw=3×103 1.3 =3.9Kw功率的選擇10001000計算項目計算及說明Pw為輸送帶阻力， vw 為輸送帶的速帶1.3 m s 為帶式輸送機的效率0.96 。w電動機至工作機的總效率：- 6 -查機械設計課程設計 表 3-1 ，取 V 帶傳送的效率 =0.96 ；滾子軸承傳動效率2=0.98 圓柱齒輪1傳動的效率 =0.97 ；聯(lián)軸器傳動的效率 =0.99 ；342.電動機卷筒的傳動效率 5 =0.96 。功率的選42× 0.984× 0.972×擇 = 1 23 4 5 =0.960.990.96=0.79電動機所需的功率：Pw=3

8、.9=4.934KwPd =0.79電動機額定功率 Pm 。電動機容量主要由電動機運動時的發(fā)熱條件決定，而發(fā)熱又與其工作情況有關。對于長期連續(xù)運轉、載荷不變或變化很小，常溫工作的機械，選擇電機時只要使電動機的負載不超過其額定值，電動機便不會過熱。也就是可按電動機的額定功率Pm 等于或略大于所需電動機的功率Pd ，即 Pm Pd 。根據(jù)一般最常用的，市場上供應最多的是同步轉速3.電動機為 1500 r min 和 1000 r min的電動機，又 Pm Pd 。轉速的確定查機械設計課程設計表17-7 ，選用磁極較少的Y132S1-4 并且采用 B3 的安裝型式。 Y132S1-4-B3 技術數(shù)據(jù)

9、和安裝及外形尺寸如表2-2 ，圖 2-2, 表 2-3 。表 2-2 Y132S1-4-B3 技術數(shù)據(jù)同步轉速 1500 r min ，4 級額定功率滿載轉速堵轉轉矩最大轉矩質量 /KgKw電動機型號（ r min ）額定轉矩額定轉矩Y132S1-45.514402.22.381- 7 -圖 2-2 Y132S1-4-B3 電動機的安裝表 2-3 Y132S1-4-B3 電動機的外形尺寸 (mm)ABCD21617889380. 0180 .002EFGHKABACADHDBBL80103313212280270210315238515第三章計算、分配傳動比3.1傳動比分配傳動比的分配及計算見

10、表3-1表 3-1傳動比的計算及分配計 算 項計算及說明目由n D，得輸送帶滾筒的轉速為vw =60 ×1000n w= v w ×60×1000= 1.3×60 103r min =49.68 D×5001. 總傳r min動比電動機的滿轉速 n m 和工作電機的轉速 n w 即可確定傳動系統(tǒng)的總傳動比i ，即i=n m = 1440 =28.99n w49.68- 8 -2. 分 配 取 V 帶傳動的傳動比 i=3.5 。傳動比為了使減速器的兩個大齒輪具有相近的波油深度， 應使兩級的大齒輪具有相近的直徑（低速級大齒輪）計算項目計算及說明的直

11、徑應略大一些，使得高速級大齒輪的齒頂圓與低速軸之間有適量的間隙） 。設高速軸的傳動比為i 1 ，低速軸轉動比為 i 2 ，減速器的傳動比為 i 減 。2. 分配傳故 i 減 = i= 28.99 =8.28i d3.5動比又由展開線曲線查得i 1 =3.25 ，則 i 2 =2.55四、運動參數(shù)的計算4.1動力運動參數(shù)計算傳動裝置的運動、動力參數(shù)的計算見表4-1表 4-1傳動裝置的運動、動力參數(shù)的計算計 算 項計算及說明目高速軸轉速：n m=1440=411.43r minn =3.5i dn411.43r min1.各軸中間軸轉速：=126.59ni 13.25轉速低速軸轉速：nn126.5

12、949.64 r mini22.55滾筒軸轉速：n = n =49.64 r min2. 各 軸 高速軸輸入功率：的 輸 入×0.96=4.73KwPPm 1 =4.93功率- 9 -計算項目計算及說明中間軸輸入功率：=4.73 ×0.98×0.97=4.50KwPP 23低速軸輸入功率：P P =4.50 ×0.98 ×0.97=4.28Kw 2 32. 各軸 的 滾筒軸輸入功率：輸入功率PP =4.28 × 0.98 × 0.99=4.15Kw24其中： P為電動機的額定功率，為傳送帶的m1效率， 為高速級齒輪傳動的效率

13、和低速級齒3輪傳動的效率，4為聯(lián)軸器的傳動效率 , 為一2對滾動軸承的傳動效率。高速軸輸入轉矩：×9550P9550 4.73Tn109.87N?m411.43中間軸輸入轉矩：3. 各軸的×9550 P9550 4.50Tn339.44 N?m輸入轉矩126.59低速軸輸入轉矩：T9550 P9550 ×4.28n 822.81N?m49.64滾筒軸輸入轉矩：9550P9550×4.15N?mT798.29n11.45五、帶傳動的設計5.1 V 帶的參數(shù)計算對帶式輸送機傳動系統(tǒng)， 已知電動機的額定功率 Pm =5.5Kw，轉速 n m1440rmin傳動

14、比 id 3.5 ，每天工作 16h（即兩班制）。帶傳動的設計計算見表5-1 。-10-表 5-1 帶傳動的設計計算計 算 項計算及說明目1.確 定8-8 查得工作情況系數(shù) K A 1.2由機械設計表計 算 功率Pca K A Pm 1.2 ×5.56.6KwPca2. 選擇 V 根據(jù) Pca 、 n m 由機械設計圖 8-11 選用 A 型帶帶 的 帶型初選小帶輪的基準直徑dd1 。由機械設計表 8-73.確定和表8-9 ，取小帶輪的基準直徑 d d1 =90mm。帶 輪 的 驗算帶速 v?；?準 直dd1nm×90 ×14406.78 mV=徑 dd1 并60

15、 ×100060 ×1000s驗 算 帶因為5 mv 30 m，故帶速合適。ss速 v根據(jù)機械設計表 8-9，取標準直徑為4. 確定 v帶 的 中心距 a 和基 準 長度 Lddd 2i v帶dd1315mm由式 0.7 （ d d1 +d d 2 ） a 0 2（ d d1 +dd 2 ）得283.5mm a0 648mm，初定中心矩為 a0 =500mm。計算帶所需的基準長度：2+ dd 2（dd 2 d d1）Ld 0 2a 0 + （ d d1）+4a02（3152）mm=2 × 500+ × （ 90+315） +9024×50016

16、39mm，由機械設計表8-2選帶的基準長度Ld 1640mm 。計算實際中心距a a0 Ld Ld0 （50016401639 ） mm500.5mm22-11-計算項目計算及說明4. 確定 v由 amina0.015Ld 和 amaxa0.3Ld 算出中心距帶的中心距 a 和基的變化范圍為 475.9mmmm 549.7準長度 Ld5. 驗算小1 180o（ dd 257.3odd1）a帶輪上的包角 1=o（57.3ooo）154.2412031590180500.5計算單根 V 帶的額定功率 Pr 。由 d d1 =90mm和 n m 1440 rmin，查機械設計表 8-4 得 Po =

17、1.064Kw 。根據(jù) n m1440r，i=3.5 和 B 型帶，查機械min設計表8-5得Po0.17Kw，查表8-6 得6.確定 V帶根數(shù)0.93，表 8-2的 K L0.99 ，于是KP =（PP）K K(1.064××rooL0.17) 0.930.991.14Kw 。計算 V 帶根數(shù) ZZ= Pca6.65.79 取6根Pr1.14由機械設計表8-3 得 B 型帶的單位長度質量q=0.105 Kg m ，所以7. 計算單（）Pca根 V帶的qv2Fo 500 2.5 K初拉力 FoK Zv=500（2.50.93）×90.105×6.782

18、N0.93×6 ×6.78=144N-12-計算項目計算及說明8. 計算壓FP 2ZFosin 1154.24o軸力 FP2 6 144 sin1676N22選用 A 型普通 V 帶 6 根，帶基準長度為 1640mm。帶輪9. 主要設基準直 徑 dd190mm， dd 2 315mm，中心距 控制 在計結論475.9 549.7mm 之間。單根帶初拉力 Fo =144N5.2 V帶輪的設計根據(jù)帶輪的基準直徑和帶輪轉速等已知條件，確定帶輪的材料，結構形式，輪槽、輪輻和輪轂的幾何尺寸，公差和表面粗糙度及相關的技術要求。見表5-2表 5-2帶輪的設計計算項目計算及說明1.帶 輪

19、 材帶輪材料選用 HT150，因為帶速 v=6.78 m較高，故料的確定s采用鑄鋼焊接而成由電動機 Y132S1-4 的轉動軸 D=0.018 mm，故選小帶38 0.0022.小 帶 輪輪的輪轂 d=38mm?；鶞手睆?dd1112mm300mm ，結構形式的確定因而帶輪的結構形式可采用腹板式。帶輪槽的截面尺寸見表 5-3 。小帶輪的結構形式見表 5-4表5-3 B型帶輪的輪槽bdh aminh fminef mindd對 應的 34o14.03.5010.81911.5190-13-表 5-4小帶輪的結構形式d1 （1.8 2） d ， d 為軸的直徑 38mm取 d1 80mm ； B=

20、3e+2f=3× 19+2 ×11.5=80mm；C'=(11)B,取47C （1.5 2）d，取 L=78mm。=12.5mm；L=表 5-5 大帶輪的結構形式計算項目計算及說明先按式初步估算軸的最小直徑， 選取軸的最小直徑，選取軸的材料為 45 鋼調(diào)質處理，根據(jù)機械設計表15-3 ，取 A097 ， dmin = A0 3P1=21.89mmn1取 d=22mm，取長 L 78mm1. 大帶輪， b117.81mm 。結構形式B=3e+2f=3×19+2×11.5=80mm的確定 C '11)B ，取C（1.5 2） d，取= (=1

21、2.5mm；L=47L=80mm，取長 L78mm2. 大 帶 輪的具體尺寸-14-六、各級傳動齒輪的設計計算6.1高速級圓柱直齒輪的設計計算高速級圓柱直齒輪的設計計算。已知高速軸的輸入功率4.73Kw，轉速Pn411.43r，齒數(shù)比 i 13.25 ，使用期為10 年（每年 300 個工作日），兩min班制。詳見表 6-1 。表 6-1 高速級圓柱直齒輪的設計計算計算項目計算及說明按圖 2-1 所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角取 20 o ；帶式輸送機為一般的工作機器，參考機械設計1. 選 定 齒輪類型、精表 10-6 ，選用 7 級精度。度等級、材材料選擇。由機械設計表10-1

22、 ，選擇小齒輪料及齒數(shù)材料為 40Cr（調(diào)質），齒面硬度280HBS。大齒輪材料選 45 鋼（調(diào)質），齒面硬度240HBS。選小齒輪齒數(shù)Z124，大齒輪齒數(shù)Z2iZ13.25 2478 ，取 Z 2781. 按齒面接觸疲勞強度設計計算小齒輪分度圓直徑，即2K Ht T1u 1 Z H Z E Z2d1t 3u（）d H 2. 初 步 計 1）確定公式中的個參數(shù)值算 傳 動 的 試選 K H t 1.3。主要尺寸計算小齒輪傳遞的轉矩。69.55 1064.73 N M1.10 ×T1 9.55 10 Pn411.4310 5 N·mm由機械設計表 10-7 選取齒寬系數(shù)d 1

23、。-15-計算項目計算及說明由機械設計圖10-20 查得區(qū)域系數(shù) Z H2.5由機械設計表10-5 查得材料的彈性影響系數(shù)1Z E189.8MPa 2 。計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù)Z 。a1arccosZ1 cos/(Z12ha * )=arccos 24cos20o （/242×1）29.841oa 2arccos Z2 cos/( Z 22ha * )=arccos 78 cos20o （/782×1）23.674o2. 初步計算傳動的主要尺寸（）（tan） Z1tan 1tan 'Z 22tan ' / 2=24× (tan29.841o

24、tan20o )+78 ×(tan23.678o tan20 o )/2 =1.7121.712440.873Z33計算接觸疲勞需用應力 H 由機械設計圖 10-25d 查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為 Hmin 1 600MPa ，Hmin 2550MPa。計算應力循環(huán)次數(shù)：N 160n1 jL h =60× 411.43 × 1×（ 2× 8× 300× 10）=1.18 ×10 9N 2N1/ i 1 1.18×109 / 78/24 3.63 ×108由機械設計圖10-23 查取接

25、觸疲勞壽命系數(shù)K HN10.98，K H21.08。取失效概率為 1%，安全系數(shù) S=1，得-16-計算項目計算及說明H 1=KHN1H min10.98×600 MPa588MPaS1K HN2H min 21.08 ×550MPa594MPaH 2=S1取 H1和H 2 中的較小者作為該齒輪的接觸疲勞許用應力，即H =H 2 =588MPa2）計算小齒輪分度圓直徑d1t2k Ht T1u 1ZHZEZ23u( )d2. 初步計52 1.3 1.10 10（）2.5 ×189.8 0.873 2= 378/ 24 1（算傳動的）1（）58878/24主要尺寸=5

26、8.236mm調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備圓周速度d1t n1×58.236 ×411.43 ms1.25 m60 100060 ×1000s齒寬 bbd d1t1 58.23658.236mm計算載荷系數(shù) K H由機械設計表 10-2 得使用系數(shù) K A 13. 確定傳根據(jù)1.25ms ， 7 級精度，由機械設計圖 10-8動尺寸查得動載系數(shù) K V 1.04齒輪的圓周力Ft1 2T1/ d1t = 21.10 ×105 / 58.236 3.775 ×103 N-17-計算項目計算及說明K A Ft1 / b =1&

27、#215; 3.775 ×10 3 /58.236 N mm=64.82 N mm 100 N mm查機械設計表 10-3得齒間載荷分配系數(shù)KH1.2由機械設計表10-4 用插值法查得 7 級精度，3. 確 定 傳 小齒輪的相對支撐為非對稱布置時，得齒向載荷分動尺寸布系數(shù) K H1.420，由此，得到實際載荷系數(shù)4. 按 齒 根彎曲疲勞強度設計K HK A K V K H K H1×1.04×1.2×1.4201.772按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑dd 3K H58.236×3 1.77264.58mm11tK Ht1.3相應的齒輪模數(shù)：md

28、164.582.69mmZ124取模數(shù)為 3mm試算模數(shù)m t32K Ft T1 Y（ YFa Ysa ）d z12 F 1）確定公式中的個參數(shù)數(shù)值試選彎曲疲勞強度用重合度系數(shù)Y0.750.250.750.250.6881.712計算 YFa Ysa F 由機械設計圖10-17 查得齒形系數(shù) YF a12.16，YFa 22.09；由機械設計圖 10-18 查得應力修正數(shù) Ysa11.83，Ysa21.92 ；由機械設計圖 10-24C-18-計算項目4. 按齒根彎曲疲勞強度設計計算及說明查得小齒輪和大齒輪的齒跟彎曲疲勞極限分Flim 1500MPa ， Flim 2 380MPa ；由機械設

29、計圖10-22 查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN10.90 ，K FN2 0.95。取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4F 1= KHN1Fmin 10.90 ×500 MPa321.43MPaS1.4F 2 =K HN2F min 20.95 ×380 MPa 257.86MPaS1.4YFa1Ysa12.161.830.0123F 1321.43YFa2Ysa22.091.920.0156F 2257.86因為大齒輪的 YFa Ysa 大于小齒輪，所以取F YFaYsa= YFa 2Ysa 20.0156 F F22試算模數(shù)mt 32K Ft T1Y（ Y Fa Ysa ）d z1

30、2 F 5=32 ×1.3×1.10×10 ×0.688 0.0156 1.747 1 242調(diào)整齒輪模數(shù)1) 計算實際載荷系數(shù)前的準備圓周速度d1 mt z1 1.74724mm 41.93mmd1n1×41.93×411.43 ms0.90 m60 100060×1000s-19-計算項目計算及說明齒寬 b1寬高比 bbdd11×41.93mm41.93mmhh （2h*ac* ）mt （2×10.25）×1.7473.931mmb=41.9310.67h3.9312計算實際載荷系數(shù)K F根

31、據(jù)0.90m，7級精度，由機械設計查圖s10-8 得動載荷系數(shù) K V1.044. 按齒根彎 曲 疲 勞 由 Ft12T1 / d12×1.10×105 /41.93N=5.247 ×10 3強度設計K A Ft1 / b1×5.247 ×103 / 41.93 Nmm=125.13N100 Nmmmm查機械設計表 10-3得齒間載荷分配系數(shù) K F1.0由機械設計 表 10-4 用插值法查得 K H1.417 ，結合 b=10.37 查機械設計圖 10-13 ，得 K F1.35h則載荷系數(shù)為KF KAKVKFK F1×1.04&#

32、215;1.11.35 1.5333按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)K F1.747 31.533m mt 3mm 1.846mmK Ft1.3由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù) m的大小主要取決5. 對 比 計 于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞算結果強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù) 1.846mm，并圓整為標準值m=2mm，按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑：-20-10-21a計算項目計算及說明d164.58mm ，算出小齒輪齒數(shù) z1 d1 / m =64.58/2=32.29， 取 z1 34 ； 則

33、 大 齒 輪 齒 數(shù)5. 對比計算結果uz1 3.2534 110.5 ，取 z2 111 。z1和 z2 互為質z2數(shù)，這樣設計處的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到了結構緊湊，避免浪費。計算分度圓直徑d1z1m34268mmd 2z2m111 2222mm計算中心距6. 幾何尺a （d1 d2）/ 2 （68222）/ 2mm145mm寸計算計算齒輪寬度b d d1 1 68mm68mm考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬b 和節(jié)省材料，一般將小齒輪略為加寬（5 10 ）mm,即b1 b （5 10） 68 （5 10） mm73 78mm取 b175

34、mm 而使大齒輪的齒寬等于設計齒寬，即b2b68mm上述齒輪副的中心距不便于相關零件的設計和制造。為此，可以通過調(diào)整傳動比改變齒數(shù)或者變位法進行圓整。采用變位法將中心距就近圓整至a'=145mm。在圓整時，以變位系數(shù)和不超出機械設計圖7 調(diào)整中心中所推薦的合理工作范圍為宜。其他幾何參數(shù)，如 z1 ，距后的強度校核z2 ，m，b 保持不變。齒輪變位后，齒輪副幾何尺寸發(fā)生變化。應重新校核齒輪強度，以明確齒輪的工作能力。（1）計算變位系數(shù)-21-計算項目計算及說明計算嚙合角、齒數(shù)和、變位系數(shù)和、中心距變動系數(shù)和齒頂高系數(shù)。'arccos(a cos/ a' )=arccos(

35、145 cos20o ) /145 =20.116 ozz1z234111145xx1x 2 （inv' inv ）z /(2 tan)= （inv20.116 o -inv20 o ）× 145/（2tan20 o ）=1.0367 調(diào)整中心距后的強invtan-Y（ a'a）/ m （145145）/ 2 0度校核yxy0.513 00.513從機械設計 圖 10-21b 中可知，當前的變位系數(shù)和提高了齒輪強度，但重合度有所下降分配變位系數(shù) x 1 和 x 2由機械設計圖 10-21b 可知，坐標點（ z / 2 ，x / 2 ）=（72.5,0.518 ）位于 L14 線和 L15 線之間，按這兩條線作射線，再從橫坐標的z1和