0108-帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器的設計【CAD圖+說明書】,CAD圖+說明書,輸送,傳動,裝置,中的,一級,圓柱齒輪,減速器,設計,cad,說明書,仿單 軸名 功率P（kw）轉矩T（N·m） 轉速 傳動比i 效率 輸入 輸出 輸入 輸出 電動機軸 ╲ 5.829 ╲ 38.66 1440 2.5() 0.95163（*） 1軸 5.59（） 5.54（*） 92.68（） 91.85（*） 576() 4.5() 2軸 5.37（） 5.32（*） 400.65（） 397.04（*） 128() 0.98109（*） 1 滾筒軸 5.06（） 4.86（*） 380.50（=*9550） 365.28（*） 128() 帶式輸送機傳動裝置 設計計算說明書 設計課題帶式輸送機傳動裝置中的 一級圓柱齒輪減速器的設計 系（院） 班 級 姓 名 學 號 學習小組 同組成員 指導教師 . 目 錄 1 設計任務書…………………………………附1 2 傳動方案的分析與擬定……………………3 3 電動機的選擇和傳動系統(tǒng)的計算…………3 4 傳動裝置運動和動力參數的計算…………4 5 傳動零件的設計計算………………………5-6 6 齒輪傳動設計計算…………………………7 7 軸的設計計算及校核………………………8-11 8 軸承的設計…………………………………11-13 9 鍵連接的選擇及校核………………………13 10 聯軸器的選擇………………………………14 11 箱體的設計…………………………………14-15 12 密封和潤滑的設計…………………………16 13 減速器附件的確定及說明…………………16 14 設計小結……………………………………17 15 參考文獻……………………………………17 傳動裝置的總體方案設計 【1】分析確定方案 通常原動機的轉速與工作機的輸出轉速相差較大，在他們之間常采用多級傳動來減速。 齒輪傳動具有承載能力大、效率高、允許速度高、尺寸緊湊、壽命長等特點，因此在傳動裝置中一般應首先采用齒輪傳動。在該裝置中無特殊要求可以采用直齒圓柱齒輪。 帶傳動具有傳動平穩(wěn)﹑吸振等特點，且能起過載保護的作用。但由于它是靠摩擦力來工作的，在傳遞同樣功率的條件下，當帶速較低時，傳動結構尺寸較大。為了減小帶傳動的結構尺寸，應將其布置在高速級。 【2】電動機的選擇 （1）確定電動機的功率 根據原始數據： 運輸帶拉力F = 2300 N 運輸帶速度v = 2.2 m/s 滾筒直徑 D = 330 mm 工作機所需要的功率: Pw = ???????????? = 2300 × ???????????? = 5.06 kw = ——V帶的傳動效率 ——軸承的傳動效率 ——齒輪的傳動效率 ——聯軸器的傳動效率 ——滾筒的傳動效率 = 0.96×0.99×0.97×0.992×0.96 = 0.868 電動機所需的功率:Pd = = kw = 5.829kw (2) 確定電動機的轉速 傳動比分配 工作機轉速： = = = 127 總傳動比：= = = = 11.34 = 2 ～ 4 = 3 ～ 5 = * 設 = 2.5 ， 則 = = = 4.53 電動機轉速： n = (2 ～ 4) * ( 3 ～ 5) = 762 ～ 2540 查表12-1選擇電動機的型號為Y132M-4 電動機功率： = = 5.829 kw 滿載轉速 ： = 1440 電動機轉速： = = 1440 【3】計算傳動裝置的運動參數及動力參數 轉矩 ： = 9550 = 9550* = 38.66 N·m 輸入軸 輸出軸 【4】傳動零部件的設計計算 帶傳動 確定計算功率并選擇V帶的帶型 (1) 由表13-8得 = 1.2 , 故： = * = 1.1 * 5.829 = 6.412 kw (2) 根據= 6.412 kw ， = 1440 ， 選用 A 型 。 (3) 設： 大、小帶輪基準直徑 、 由表13-9得：應不小于75, ， 所以取 = 100 mm = ( 1 – ε ) = * 100 * ( 1 – 0.01 ) mm ≈ 247 mm (ε: v帶傳動的滑動率) 由表13-9得： = 250 mm (4) 驗算帶速 V = = = 7.536 帶速在5 ～ 25 范圍內 ， 合適 。 （5） 求v帶基準長度和中心距a 初步選取中心距 = 1.5 * （ + ）= 1.5 *（100 + 250 ）= 525 mm 0.7 * （ + ）< < 2 * （ + ） 符合 ， 取 = 600 mm 帶長 = 2 + （ + ）+ = 1200 + 471 + 9.375 = 1680.375 mm 查表13-2 ， 對A型帶可選用 = 2000 mm 再計算實際中心距：a a ≈ + = 600 + = 759.8125 mm (6) 驗算小帶輪包角： = 180o- * 57.3o = 168.688o > 120o 合適 。 （7）求v帶根數 Z 由式13-5 得 ：Z = = 1440 ， = 100 mm ， 查表13-5 得： = 0.17kw ( 單根普通v帶 i ≠ 1 時額定功率的增量) 由 = 168.688o 查表13-7 和13-2 得： = 0.95 （包角修正系數） = 1.03 （帶長修正系數） Z = = 2.1916 取3根 。 （8）求作用在帶輪軸上的壓力 查表13-1 ，得q = 0.1 , 故可得單根 V 帶的初拉力 = * (-1 )+ = * (-1 )+ 0.1*7.536*7.536 = 237N 作用在軸上的壓力 = 2Zsin = 2*3*237* sinN = 1379N 【5】齒輪傳動設計計算 (1)材料及確定許應力 查表11-1 小齒輪用45剛調制，齒面硬度為：197~286HSB =600Mpa =400Mpa 大齒輪用45剛正火，齒面硬度為：156~217HSB =600Mpa =400Mpa 由表11-5 ， 取 = 1 , = 1.25 = = 600Mpa = = 320Mpa = = 600Mpa = = 320Mpa (2)按齒面接觸強度設計 設齒輪按8級精度制造，取載荷系數K = 1 ，齒寬系數Φа = 0.8 小齒輪上的轉矩： P = * * = 5.54kw = 9.55 * * = 0.92*N*m 取= 188 （查表11-4） ≥ ≥76.52mm 取齒數=30 ，則= u= 128 故實際傳動比：i = = 4.27 模數 = = 2.55mm 齒寬 = * = 76.5mm ,取=80mm , = 85mm 按表（4-1） = 3mm ,實際的=* = 90mm , = * = 384mm 軸中心距= = 237mm (3) 驗算齒輪彎曲強度 查圖11-8和11-9 齒形系數： 小齒： = 2.6 = 1.62 大齒： = 2.22 = 1.82 由上可得： = = 51.93 Mpa ≤320Mpa = = 49.81Mpa ≤ = 240Mpa 安全 (4) 齒輪圓周速度 V = = 2.71 ≤ 6 對照表11-2可知選用8級精度是合適的。 【6】軸的設計計算及校核 (1)選擇軸的材料： 由已知條件可知減速器傳遞的功率屬中小功率 選45鋼調制 =650Mpa =60Mpa ≥ 由表14-2 c = 118-107 所以≥ =37.45-41.30mm 考慮到軸的最小直徑處要裝聯軸器，會有鍵槽存在故直徑加大3%-5% 取38.57-43.36mm 由手冊取標準直徑= 40mm (2)設計軸的結構并繪制結構草圖 由于設計的是單級減速器，可將齒輪布置在箱體內部中央，將軸承對稱安裝在齒輪兩側；軸的外伸端安裝半聯軸器。 （a）確定軸上的零件的位置和固定方式 (b) 確定各軸段的直徑 軸段1外伸端直徑最小=40mm 軸段2上應有軸肩（對安裝在軸段1上的聯軸器進行定位）為順利地在軸段2上安裝軸承軸段2必須滿足軸承內徑的標準，故軸段2的直徑=45mm 軸段3上安裝齒輪 取=50mm 軸段4 =60mm Ⅱ軸查軸承6209型滾動軸承的安裝高度為3.5 =4.5+2 x 3.5=52mm （3)確定各段長度 軸段3的長度為68mm 為保證齒輪端面與箱體內壁不相碰，齒輪端面與箱體內壁間應留有一定的間距，取該間距為15mm。為保證軸承安裝在箱體軸承度孔中(軸承寬為B=18mm)并考慮軸承的潤滑，取軸承端面距箱體內壁的距離為5mm，則軸承支點距離為128mm. 根據箱體結構及聯軸器距軸承蓋要有一定的距離的要求，取軸段2的長度為80mm,取軸段1為75mm在軸段1 , 3上為口鍵槽，使兩鍵槽處于軸的同一圓柱母線上，鍵槽的長度比相應輪轂寬小約5-10mm鍵寬軸1鍵b * h=12 * 8 軸3鍵14 * 9=b* h （4）選軸的結構細節(jié)如圖角，倒角退刀槽等尺寸 ①按設計結果畫出軸的結構草圖。 ②按彎扭合成強度校核軸徑 （a）畫出軸受力圖 (b) 作水平面內彎矩圖，支點反力為 = = 2086.72N 大齒分度圓直徑==384mm ===1043.26N Ⅰ—Ⅰ截面的彎矩為：=75096N*mm Ⅱ—Ⅱ截面的彎矩為：=41535N*mm ③作垂直面內的彎矩圖（圖d）支點反力為 =*=734.4 ===367.2N Ⅰ—Ⅰ截面彎矩為：= *=26438.4N*mm Ⅱ—Ⅱ截面彎矩為：=14320.8N*mm （5）作合成彎矩圖（圖e） M = Ⅰ—Ⅰ截面：= 79849N*mm Ⅱ—Ⅱ截面：= 43093N*mm （6）作轉矩圖（圖f） T=9.56**= 407292N*mm （7）求當量彎矩 因減速器單向運轉，故可以為轉為為脈動循環(huán)，變化，修正系數又為= 0.6 Ⅰ—Ⅰ截面：== 257089N*mm Ⅱ—Ⅱ截面：==248146N*mm （8）確定危險截面及校核強度 由圖可知截面Ⅰ—Ⅰ，Ⅱ—Ⅱ所受轉矩相等，但MeⅠ>MeⅡ且軸上還有鍵槽，故截面Ⅰ—Ⅰ為危險截面，由于軸徑d1>d2故也應對截面Ⅱ—Ⅱ進行校核 Ⅰ—Ⅰ：==20.56Mpa<60Mpa Ⅱ—Ⅱ：==27.23Mpa<60Mpa 滿足條件并有一定裕量 （9）主動軸結構設計（Ⅰ軸） 軸段3的長度為72mm，=75mm為保證齒輪端面與箱體內壁不相碰，齒輪端面與箱體內壁間應留有一定的間距，取該間距為15mm。為保證軸承安裝在箱體軸承度孔中(軸承寬為B=20mm)并考慮軸承的潤滑，取軸承端面距箱體內壁的距離為5mm，則軸承支點距離為135mm. 根據箱體結構及聯軸器距軸承蓋要有一定的距離的要求，取軸段2的長度為80mm,取軸段1為75mm在軸段1,3上為口鍵槽，鍵寬軸1鍵b x h=12 x 8 軸3鍵13 x 9=b x h >=24.38-27.14mm加大3%-5% =24.95-28.5mm =25mm 軸段1的直徑 =30mm 軸段2的直徑 =35mm 軸段3的直徑 =45mm 軸段4的直徑 =36mm 查表得6206型滾動軸承的安裝高度為3.5mm 【7】軸承的設計 軸承Ⅱ的選擇 選擇軸承型號為6209 ，根據任務書規(guī)定使用壽命為：一天兩班制，使用期限為10年（每年按300天計算） = 300*10*16 = 48000h (1) 先求當量動載荷 因該向心軸承受和的作用；必須求出當量動載荷計算時用到的徑向系數X軸向系數Y要根據值查取而是軸承的徑向額定靜載荷，在軸承型號為選出前暫不知道，故用公式算法。 == 367.2N 且 =0 = 0 < e 根據表16—11 X=1 Y=0 P==367.2N 查教材表16-8得=1 查教材表16-9得=1 且該軸承為深溝球軸承，故取= 3 查手冊選軸承型號6209查得= 31.5kw = 20.5kw (2) 計算所需的徑向基本額定動載荷值 = = 2839 N < 31.5 kw 故6290適用。 軸承Ⅰ的選擇 （1）選擇軸承型號為6207 其P=== 367.2N 且 =0 查教材表16-8得=1 查教材表16-9得=1 查手冊選軸承型號6207查得= 25.5kw = 15.2kw (2) 計算所需的徑向基本額定動載荷值 = = 4088 N < 25.5 kw 故6207符合要求。 【8】鍵連接的選擇及校核 （1）II軸 ①軸段1上的鍵 選用45鋼，查教材表10-10得 =100～120Mpa 根據軸段1直徑查教材表10-9得 b=12mm ,h=8mm,L=70mm ==71.46≤100～120Mpa 符合條件 ②軸段3上的鍵 選用45鋼，查表10-10得 =100～120Mpa 根據軸段3直徑查教材表10-9得 b=14mm ,h=9mm,L=70mm ==50.8≤100～120Mpa 符合條件 （2）I軸 ①軸段1上的鍵 選用45鋼，查表10-10得 =100～120Mpa 根據軸段1直徑查教材表10-9得 b=8mm ,h=7mm,L=45mm ==63.3≤100～120Mpa 符合條件 ②軸段3上的鍵 選用45鋼，查表10-10得 =100～120Mpa 根據軸段1直徑查教材表10-9得 b=12mm ,h=8mm,L=80mm ==21.8≤100～120Mpa 符合條件 【9】聯軸器的選擇 根據II軸軸段1的直徑及II軸的轉矩 由工作情況，查教材表17-1，選擇工作情況系數=1.5 計算轉矩： =*=604.995N*m 查手冊表8-7，選擇彈性柱銷聯軸器 選取公稱轉矩為1250N*m 故確定聯軸器型號為LX3型。 【10】箱體的設計 箱體壁厚 = 0.025a+1mm=0.025×237+1=6.925mm≥8mm 箱蓋壁厚 =0.02a+1=0.02×237+1=3.51+1=5.74≥8mm 箱蓋凸緣厚度=1.5δ=12mm? 箱座凸緣厚度=1.5δ1=12mm 箱蓋凸緣厚度=2.5δ=2.5×8=20mm 地腳螺栓直徑df=0.036a+12=20.532mm? 取整偶數20mm 地腳螺釘數目a≤250，n=4 軸承旁聯結螺栓直徑=0.75df=15.399mm，取16mm 蓋與座聯接螺栓直徑=（0.5～0.6）df=10.266～123192mm? 取=12mm 軸承端蓋的螺釘直徑=（0.4～0.5）df=8.2128～10.266mm 窺視孔蓋螺釘直徑=（0.3～0.4）df=6.1596～8.2128mm 連接螺栓的間距= 150～200 定位銷直徑=（0.3～0.4）=8.4～9.6mm 、、至外箱壁距離 = 26/22/16 、至凸緣邊緣距離 = 24/14 凸臺高度 根據低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準 外箱壁至軸承座端面距離=++（5～10） 鑄造過渡尺寸 、 （表1-38） 大齒輪頂圓與箱體內壁的距離Δ≥1.2δ=1.2×8=9.6取Δ=10mm 齒輪端面與內箱壁距離Δ≥δ= 8 箱座的肋厚=0.85≈7mm 箱蓋的肋厚=0.85≈7mm 軸承端蓋外徑=D+(5～5.5) =90+（5～5.5）×8 = 131.064～146.463mm? 軸承旁連接螺栓距離≈ 【11】密封和潤滑的設計 （1）密封 由于選用的電動機為低速，常溫，常壓的電動機，所以可選用毛氈密封。毛氈密封是在殼體圈內填以毛氈圈以堵塞泄露間隙，達到密封的目的。毛氈具有天然彈性，呈松孔海綿狀，可儲存潤滑油和遮擋灰塵。軸旋轉時，毛氈又可以將潤滑油自行刮下反復自行潤滑。 （2）潤滑 ①對于齒輪來說，由于傳動件的圓周速度v<12m/s，采用浸油潤滑，因此機體內需要有足夠的潤滑油，用以潤滑和散熱。同時為了避免油攪動時泛起沉渣，齒頂到油池底面的距離H不應小于30～50mm。對于單級減速器，浸油深度為一個齒全高，這樣就可以決定所需油量，單級傳動，每傳遞1KW需油量=0.35～0.7。 ②對于滾動軸承來說，由于傳動件的速度不高，且難以經常供油，所以選用潤滑脂潤滑。這樣不僅密封簡單，不宜流失，同時也能形成將滑動表面完全分開的一層薄膜。 【12】減速器附件的確定及說明 （1）窺視孔及蓋 窺視孔是用來檢查傳動件的嚙合情況，齒側間隙接觸斑點及潤滑情況等。箱體內的潤滑油也由此孔注入，但為了減少油內的雜質進入箱內，可在窺視孔口處裝一過濾網。窺視孔通常開在箱蓋的頂部，且要能看到嚙合區(qū)的位置。其大小可視減速器的大小而定，但至少能將手伸入箱內進行檢查操作。窺視孔要有蓋板。蓋板可用鋼板的材料制成，用M8的螺釘緊固。： （2）透氣孔 減速器工作時，箱體內的溫度和壓力都會升高，熱漲的氣體可以通過透氣孔。 減速器工作時，箱體內的溫度和壓力都會升高，熱漲的氣體可以通過透氣孔及時排出，使箱體內、外壓力平衡，使得密封件不受高壓氣體的損壞。透氣孔多裝在箱蓋的頂部或窺視孔蓋上。 M271.5 15 36 4 32 6 （3）排油口 為了換油和清洗箱體時排出油污，應在油池最低處設置排油孔。平時排油口加油封圈用螺栓堵住。螺栓直徑約為箱體壁厚的2~3倍。放油螺塞和箱體接合面應加防漏用的墊圈。 （4）定位銷 為了確定箱座與箱蓋的相對位置，并保證每次拆裝厚軸承座的上下半孔始終保持加工時的位置精度，應在精加工軸承底孔前，在上箱蓋和下箱座的聯接凸緣上配裝兩個定位銷。兩定位銷應布置在箱體對角線方向，距箱體中線不要太近；此外還要考慮加工和拆裝方便，并且不與其他零件干涉。定位銷是標準件，采用圓錐銷，直徑為箱體凸緣聯接螺栓直徑的0.7-0.8倍左右，便其長度應大于箱體聯接凸緣總厚度，標記：圓錐銷GB117-86 （5）啟蓋螺釘 啟蓋螺釘的直徑與箱蓋凸緣連接螺栓直徑相同，其長度應大于箱蓋凸緣的厚度。其端部應為圓柱形半圓柱形，以免在擰動時將其端部螺紋破壞。 【13】設計小結 機械設計課程設計是我所花費時間與精力最多的課程設計，老師對我們要求比較嚴格，在嚴格的操練之下，我收獲很大。此時，我由衷地要對我們的所有的指導老師說聲謝謝，是老師在百忙之中擠出寶貴的時間輔導我們，為我們糾錯指正。 機械設計課程設計歷時2周，內容涉及大學以來所有與專業(yè)課程相關的知識。它是一種很好的把理論與實際結合起來的訓練。理論與實際的脫節(jié)是我們以前不甚注意的，然而這次的經歷令我為此付出了沉重的代價。許多自己認為可行的設計，經過查閱相關手冊，通過詳細計算，我才發(fā)現很多東西都不可以用，不得不修改?？墒歉膭t“牽一發(fā)而動全身”，設計內容之間環(huán)環(huán)相扣，修改起來非常麻煩。但經過努力還是搞定了。畫圖也是一樣，所有尺寸與結構都有著聯系，并且它的數據來自設計說明書，所以還要不時查閱說明書，保證準確性和一致性。 設計與繪圖結束并不意味著大功告成，修改也是一個不小的問題。設計說明書要按照規(guī)定的格式，圖紙也有嚴格的要求。經過檢查才發(fā)現原來的得意之作原來存在很多問題。修改起來很不方便。這個階段也是老師最勞累的時候，她很認真，超級負責地檢查每一位同學的設計，同時還要忙其他的工作，非常勞累。因此我覺得老師比我們更辛苦，真的謝謝您。 不管怎樣，經過無數次的設計與修改，我終于完成了這個工程浩大的課程設計。通過這次設計我感慨很深。在鞏固知識，全面了解機械基礎知識的同時，我突然想到自己今后的工作將會是怎樣。一個課程設計尚且如此，那一個真正的機械設計人員將要面對什么呢？機械行業(yè)是世界傳統(tǒng)行業(yè)，多年的累積，機械方面已經包含了相當豐富的知識。所以我今后要學習更加努力，不僅熟練掌握Word和Auto CAD ,這些工具軟件，還要更多更好地掌握專業(yè)知識。 我知道自己欠缺的知識還有很多，但今后我會不斷努力，努力提高自己。最后，再次感謝老師的辛勤教導。 【14】參考資料 【文獻1】《機械設計基礎》 主編：楊可楨、程光蘊、李仲生——高等教育出版社1979年5月 【文獻2】《機械設計課程設計手冊》 主編：吳宗澤、羅圣國——高等教育出版社1992年3月 17