帶式輸送機傳動裝置設計——一級圓柱齒輪減速器設計,輸送,傳動,裝置,設計,一級,圓柱齒輪,減速器 寧成都工業(yè)學院 《機械設計基礎》課程設計 帶式輸送機傳動裝置設計 所在學院 成都工業(yè)學院 專 業(yè) 模具設計與制造 班 級 08125 姓 名 柳雄 學 號 2008111019 指導老師 顧銘老師 年 月 日 機械設計課程設計計算說明書目錄 一、電機的選擇…………….……………………………………3 二、計算總傳動比及分配各級的傳動比…………….…………5 三、各軸運動參數(shù)計算…………….……………………………5 四、帶傳動設計計算…………….………………………………5 五、齒輪傳動設計計算與校核…………….……………………8 六、軸的設計計算及校核…………….…………………………11 七、軸承的選擇與校核…………….……………………………16 八、鍵及聯(lián)軸器等零件的選擇與校核…………….……………19 九、箱體設計（主要結構尺寸及計算）…………….…………19 十、減速器的潤滑及密封的選擇…………….…………………19 十一、減速器附件的選擇及說明…………….…………………20 十二、設計小結…………….……………………………………21 十三、參考文獻…………….……………………………………22 任務書 (1)工作條件： 工作情況 兩班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)； 動力來源 電力，三相交流，電壓380V/220V； 檢修間隔期 四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修； 制造條件及生產(chǎn)批量，一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。 (2)原始數(shù)據(jù)： 輸送帶工作拉力 F =2750N； 輸送帶工作速度 v=0.75m/s (允許輸送帶速度誤差為±5%)； 滾筒直徑 D=120mm； 滾筒效率 ηj=0.96 （包括滾筒與軸承的效率損失）； 使用期限 8年 一、電動機選擇 1、電動機類型的選擇： Y系列三相異步電動機 2、電動機功率選擇： （1）傳動裝置的總功率： 從電動機到工作機的傳動總效率為： 其中、、、、分別為V帶傳動、齒輪傳動、滾動軸承、彈性套柱銷聯(lián)軸器和滾筒的效率，查取《機械基礎》P459的附錄3 選取=0.95 、=0.97（8級精度）、=0.99（球軸承）、=0.995、=0.96 故 (2)電機所需的工作功率： =2750×0.75/(1000×0.862) =2.4KW 又因為電動機的額定功率 查《機械基礎》P499的附錄50，選取電動機的額定功率為2.2kW，滿足電動機的額定功率 。 3、確定電動機轉速： 計算滾筒工作轉速： 按《機械設計課程設計手冊（第三版）》P5推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍Ia=3~6。由相關手冊V帶傳動比I’1=2~4，則總傳動比理時范圍為Ia=6~24。故電動機轉速的可選范圍為n筒=（6~24）×119=714~2856r/min 符合這一范圍的同步轉速有750、1000、和1500r/min。 根據(jù)容量和轉速，由有關手冊查出有三種適用的電動機型號：因此有三種傳支比方案：綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，可見第2方案比較適合，則選n=1000r/min?。 4、確定電動機型號 根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為Y132S-6。 其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速960r/min，額定轉矩2.0。質量63kg。 二、計算總傳動比及分配各級的傳動比 1、總傳動比：i總=n電動/n筒=960/119.4=8.04 2、分配各級傳動比 （1） 據(jù)《機械設計課程設計》，取齒輪i齒輪=3.5（一般單級減速器i=3.5~4合理，根據(jù)V帶的傳動比范圍i帶=2 ~ 4） （2） ∵i總=i齒輪×I帶 ∴i帶=i總/i齒輪=8.04/3.5=2.3 三、各軸動力參數(shù)計算 1、計算各軸轉速（r/min） nI=n電機=960r/min nII=nI/i帶=960/2.3=417.4(r/min) nIII=nII/i齒輪=417.4/3.5=119.3(r/min) 2、 計算各軸的功率（KW） PI=P工作=2.4KW PII=PI×η帶=2.4×0.95=2.28KW PIII=PII×η軸承×η齒輪=2.28×0.99×0.97 =2.19KW 3、 計算各軸扭矩（N·mm） TI=9.55×106PI/nI=9.55×106×2.4/960 =23875N·mm TII=9.55×106PII/nII =9.55×106×2.28/417.4 =52168.8N·mm TIII=9.55×106PIII/nIII=9.55×106×2.19/119.3 =175310N·mm 四、帶傳動設計計算 （1）、選擇普通V帶型 設計功率是根據(jù)需要傳遞的名義功率、載荷性質、原動機類型和每天連續(xù)工作的時間長短等因素共同確定的，表達式如下： 式中 ——需要傳遞的名義功率 ——工作情況系數(shù)，按表2工作情況系數(shù)選取=1.4； 表2.工作情況系數(shù) 工作機 原動機 ⅰ類 ⅱ類 一天工作時間/h 10~16 10~16 載荷 平穩(wěn) 液體攪拌機；離心式水泵；通風機和鼓風機（）；離心式壓縮機；輕型運輸機 1.0 1.1 1.2 1.1 1.2 1.3 載荷變動小 帶式運輸機（運送砂石、谷物），通風機（）；發(fā)電機；旋轉式水泵；金屬切削機床；剪床；壓力機；印刷機；振動篩 1.1 1.2 1.3 1.2 1.3 1.4 載荷 變動較大 螺旋式運輸機；斗式上料機；往復式水泵和壓縮機；鍛錘；磨粉機；鋸木機和木工機械；紡織機械 1.2 1.3 1.4 1.4 1.5 1.6 載荷 變動很大 破碎機（旋轉式、顎式等）；球磨機；棒磨機；起重機；挖掘機；橡膠輥壓機 1.3 1.4 1.5 1.5 1.6 1.8 由表2得：kA=1.2 Pd=KAP=1.2×2.4=2.88KW （2）、由《機械設計基礎》得：選用A型V帶 確定帶輪基準直徑，并驗算帶速 由《機械設計基礎》得，推薦的小帶輪基準直徑為75~100mm 則取dd1=100mm d2=mm 查《機械設計基礎》表7.3選取大帶輪基準直徑； 實際從動輪轉速n2’=n1dd1/dd2=960×100/224 =428.6r/min 轉速誤差為：n2-n2’/n2=|(417.4－428.6)|/428.6 =0.026<0.05(允許) 帶速V： m/s在5 ~25 m/s之間 故合適 a) 確定帶長和中心矩 根據(jù)《機械設計基礎》得 0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2) 0.7(100+224)≤a0≤2×(100+224) 所以有：226.8mm≤a0≤648mm 取500 mm 由《機械設計基礎》P84式（5-15）得： L0=2a0+（d2+ d1）+=1784 mm查表得取Ld=180mm 計算實際中心距 (4)驗算小帶輪包角 故合適 （5）確定帶的根數(shù) Z=由n=960 r/min d1=100mm查表得P0=0.95KW 由公式傳動比查表得 KW 由查表得 故帶入數(shù)據(jù)得Z=故Z取3 (6)計算軸上壓力 由《機械設計基礎》查得q=0.1kg/m，由式（5-18）單根V帶的初拉力： F0=500Pd/ZV（2.5/Kα-1）+qV2 =[500×2.88/3×5.03×(2.5/0.99-1)+0.1×5.032]N =160N 則作用在軸承的壓力FQ， FQ= =2×3×160×sin166/2 =750N 五、齒輪傳動的設計計算 （1）選擇齒輪材料及精度等級 考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用40Cr調質，齒面硬度為240~260HBS。大齒輪選用45鋼，調質，齒面硬度220HBS；根據(jù)《機械設計基礎》選7級精度。齒面精糙度Ra≤1.6~3.2μm (2)按齒面接觸疲勞強度設計 確定有關參數(shù)如下：傳動比i齒=3.5 取小齒輪齒數(shù)Z1=20。則大齒輪齒數(shù)： Z2=iZ1=3.5×20=70 實際傳動比I0=70/2=35 傳動比誤差：i-i0/I=6-6/6=0%<2.5% 可用 齒數(shù)比：u=i0=3.5 由《機械設計基礎》取φd=0.8 (3)轉矩T1 TII=9.55×106PII/nII =9.55×106×2.28/417.4 =52168.8N·mm (4)載荷系數(shù)K 因為該齒輪傳動是軟齒面的齒輪，圓周速度也不大，精度也不高，而且齒輪相對軸承是對稱布置，根據(jù)電動機和載荷的性質查《機械設計學基礎》P147表5－8，得K的范圍為1.4~1.6， 取K＝1.5。 (5)許用接觸應力[σH] [σH]= σHlimZNT/SH由《機械設計基礎》查得： σHlim1=625Mpa σHlim2=470Mpa 由《機械設計基礎》查得接觸疲勞的壽命系數(shù)： ZNT1=0.92 ZNT2=0.98 通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠度要求選取安全系數(shù)SH=1.0 查表得取ZE=189.8 [σH]1=σHlim1ZNT1/SH =625×0.92/1.0Mpa =575 [σH]2=σHlim2ZNT2/SH =470×0.98/1.0Mpa =460 故得： =59.8mm 模數(shù)：m=d1/Z1=59.8/20=2.99mm 根據(jù)《機械設計基礎》表9-1取標準模數(shù)：m=3mm (6)校核齒根彎曲疲勞強度 根據(jù)《機械設計基礎》式 σF=(2kT1/bm2Z1)YFaYSa≤[σH] 確定有關參數(shù)和系數(shù) 分度圓直徑：d1=mZ1=3×20mm=60mm d2=mZ2=3×70mm=210mm 齒寬：b=φdd1=0.8×60mm=48mm 取b=45mm b1=50mm (7)齒形系數(shù)YFa和應力修正系數(shù)YSa 根據(jù)齒數(shù)Z1=20,Z2=70由表相得 YFa1=2.80 YSa1=1.55 YFa2=2.14 YSa2=1.83 (8)許用彎曲應力[σF] 根據(jù)《機械設計基礎》P136（6-53）式： [σF]= σFlim YSTYNT/SF 由《機械設計基礎》查得： σFlim1=288Mpa σFlim2 =191Mpa 由圖6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9 試驗齒輪的應力修正系數(shù)YST=2 按一般可靠度選取安全系數(shù)SF=1.25 計算兩輪的許用彎曲應力 [σF]1=σFlim1 YSTYNT1/SF=288×2×0.88/1.25Mpa =410Mpa [σF]2=σFlim2 YSTYNT2/SF =191×2×0.9/1.25Mpa =204Mpa 將求得的各參數(shù)代入式（6-49） =33.37Mpa< [σF]1 =26.60Mpa< [σF]2 故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠 (9)計算齒輪傳動的中心矩a a=m(Z1+Z2)/2=3(20+70)/2=135mm (10)計算齒輪的圓周速度V V=πd1n1/(60×1000)=3.14×60×417.4/(60×1000) =1.31m/s 名 稱 計 算 公 式 結 果 /mm 模數(shù) m 3 壓力角 n 分度圓直徑 d1 60 d2 210 齒頂圓直徑` 齒根圓直徑 中心距 135 齒 寬 六、軸的設計與校核 輸入軸的設計計算 1、按扭矩初算軸徑 選用45#調質，硬度217~255HBS 根據(jù)《機械設計基礎》并查表，取c=115， PII=PI×η帶=2.4×0.95=2.28KW nII=nI/i帶=960/2.3=417.4(r/min) d≥ =115×(2.28/417.4)1/3mm=20.25mm 考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則 d=17.7×(1+5%)mm=21.27 ∴選d=22mm 2、軸的結構設計 （1）軸上零件的定位，固定和裝配 單級減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，齒輪左面由軸肩定位，右面用套筒軸向固定，聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過渡配合固定 （2）確定軸各段直徑和長度 工段：d1=22mm 長度取L1=50mm ∵h=2c，c=2mm II段:d2=d1+2h=22+2×2×2=30mm ∴d2=30mm 初選用6206型深溝球軸承，其內徑為30mm,裝在輸入軸第3段（從輸入端數(shù)起） 寬度為16mm. 考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長： L2=（2+20+16+55）=93mm III段直徑d3=35mm L3=L1-L=50-2=48mm Ⅳ段直徑d4=45mm 由手冊得：c=1.5 h=2c=2×1.5=3mm d4=d3+2h=35+2×3=41mm 長度與右面的套筒相同，即L4=20mm 但此段左面的滾動軸承的定位軸肩考慮，應便于軸承的拆卸，應按標準查取由手冊得安裝尺寸h=3.該段直徑應?。海?0+3×2）=36mm 因此將Ⅳ段設計成階梯形，左段直徑為36mm Ⅴ段直徑d5=30mm. 長度L5=19mm 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=100mm (3)按彎矩復合強度計算 ①求分度圓直徑：已知d1=60mm ②求轉矩：已知T2=52168.8N·mm ③求圓周力：Ft 根據(jù)《機械設計基礎》式得 ④求徑向力Fr 根據(jù)《機械設計基礎》式得 Fr=Ft·tanα=1738.96×tan200=632N ⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=50mm (1)繪制軸受力簡圖（如圖a） （2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b） 軸承支反力： FAY=FBY=Fr/2=316N FAZ=FBZ=Ft/2=868N 由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為 MC1=FAyL/2=316×50=11.765N·m (3)繪制水平面彎矩圖（如圖c） 截面C在水平面上彎矩為： MC2=FAZL/2=631.61455×50=31.58N·m (4)繪制合彎矩圖（如圖d） MC=(MC12+MC22)1/2=(11.7652+31.582)1/2=43.345N·m (5)繪制扭矩圖（如圖e） 轉矩：TII=9.55×106PII/nII =9.55×106×2.28/417.4 =52168.8N·mm (6)繪制當量彎矩圖（如圖f） 轉矩產(chǎn)生的扭剪力按脈動循環(huán)變化，取α=1，截面C處的當量彎矩： Mec=[MC2+(αT)2]1/2 =[43.3452+(1×35)2]1/2=55.5N·m (7)校核危險截面C的強度 由式（6-3） σe=Mec/0.1d33=55.5/0.1×353 =12.9MPa< [σ-1]b=60MPa ∴該軸強度足夠。 輸出軸的設計計算 按扭矩初算軸徑 PIII=PII×η軸承×η齒輪=2.28×0.99×0.97 =2.19KW nIII=nII/i齒輪=417.4/3.5=119.3(r/min) 選用45#調質鋼，硬度（217~255HBS） 根據(jù)《機械設計基礎》取c=115 d≥c(P3/n3)1/3=115(2.19/119.3)1/3=30.336mm d=30.336×(1+7%)mm=32.46 mm 取d=35mm 1.求垂直面的支座反力 F1v=F2v==520帶入數(shù)據(jù)計算得 2.求水平面的支座反力 3.F力在支點產(chǎn)生的支撐反力 4.繪制垂直面彎矩圖 5.繪制水平面彎矩圖 6.F力產(chǎn)生的彎矩圖 a-a面 8.求危險截面的當量彎矩 a-a面最危險其當量彎矩為 如果認為軸的扭切應力是脈動循環(huán)的變應力，取折合系數(shù)中=0.6 9.按照計算危險截面處軸的直徑計算直徑 軸的材料選用45cr鋼，調質處理查表得 考慮到鍵槽對軸的削弱將d值增大5%故 D=37.8x1.05=39.7mm 故該軸的設計合理，滿足強度要求 10.滾動軸承的選擇及校核計算 任務書要求根據(jù)條件兩班制，四年一次大修可得軸承的預計壽命 由初選軸承的型號為：6210 查表可知d=50mm外徑D=90mm基本額定動載荷cr=35KN極限轉速n=8000r/min 由于軸承受水平和垂直方向的力相等只有外力F對它們的作用力不同且與直接相加算得軸承的徑向力 =5002N 故軸受徑向載荷P==5002N 故其可以達到的壽命為 >21000 故能滿足使用要求 十一.鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 一．根據(jù)軸徑的尺寸選定鍵 1.高速軸與V帶輪聯(lián)接的鍵為： 鍵8×7×36 GB/T 1096-2003 2.大齒輪與軸連接的鍵為： 鍵 16×10×56 GB/T 1096-2003 3.軸與聯(lián)軸器的鍵為： 鍵12×8×80 GB/T 1096-2003 二.鍵的強度校核 1.大帶輪處的鍵 根據(jù)軸的直徑選擇：鍵8×7×36 GB/T 1096-2003 b×h=8×7,L=36,則l=L-b=28mm 轉矩T=89.3N.m 故擠壓強度為： 小于125~150MPa=[σp] 因此擠壓強度足夠 2.大齒輪與軸上的鍵 根據(jù)軸的直徑選擇：鍵16×56 GB1096-79 b×h=16×10,L=56,則l=L-b=40mm,轉矩T=378.5 N.m 故擠壓強度為： 小于<125~150MPa=[σp] 因此擠壓強度足夠 九、箱體設計（主要結構尺寸及計算） 根據(jù)手冊表，取箱體座壁厚度為 δ=10mm， 箱蓋厚為δ1=10mm 箱座凸緣厚度為 b=15mm，箱蓋凸緣厚度為 b1=15mm，地腳螺釘df=10mm,數(shù)目為4。 軸承離連接螺栓直徑d1=0.75*df=12mm。 箱蓋與箱座連接螺栓直徑d2=0.5df=8mm。 窺視孔蓋螺釘直徑d4=0.375*16=6mm。 定位銷直徑d=0.75d2=6mm. 連接螺栓d2間距L=398mm。 Df、d1、d2至外箱壁距離c1=18mm;df、 d2至凸緣邊緣距離 c2=12mm。 軸承離合器半徑R1=12mm。 外箱壁至軸承座端面距離L1=40mm。 大齒輪與內箱壁距離ΔL1=20mm。 齒輪端面與內箱壁距離ΔL2=15mm。 箱蓋、箱座肋厚m1=8.5mm,m=8.5mm。 軸承離連接螺栓距離s=60mm。 氈圈油封高速軸取d=25，D=39,B1=7,d1=24 . 低速軸d=35,D=49,B1=7,d1=34。 桿載油標Ф選從16。D1=4，d3=6,h=35,d2=16,a=12。 圓柱銷選GB119-86，A8*3。 十、減速器的潤滑及密封的選擇 1.齒輪潤滑 此減速器裝置是采用閉式，其齒輪的最大線速度： <12m/s。故選用機械油AN15型號（GB443-89）浸油潤滑方式，浸油深度為h=4mm，二級圓柱齒輪減速器需設一個(浸油)小齒輪以使第一級齒輪得到良好的潤滑，詳見裝配圖。 1. 軸承潤滑 滾動軸承在本設計中均采用單列圓錐滾子軸承。其軸頸和轉速的最大積,故可以采用脂潤滑，便于密封、維護、運轉時間長且不易流失，查《機械課程設計》選用1號通用鋰基潤滑脂（GB 7324-87）。 十一、箱體及附件的選擇與說明 帶式運輸機是一般傳動裝置，箱體的材料選擇用灰鑄鐵（HT200），有良好的減振性能，使用鑄造方法方便、簡單、經(jīng)濟、實用。上箱蓋用曲壁，下箱蓋采用直壁，上、下分箱面做成水平。箱體尺寸由上軸及軸承設計可知,箱體厚度由上軸的設計可知箱體軸承處厚度為30.75mm。為使箱體壁厚均勻，過度平緩，壁厚由《機械課程設計》查得為10mm。鑄造外圓角R=4mm,內圓角一般取R0=6mm(具體隨零件尺寸而定)。上、下箱蓋選用（GB/T5277-1985）螺紋直徑為12mm，螺栓數(shù)目8顆，地腳螺紋直徑20mm, 螺栓數(shù)目4顆，材料選用Q235-A。在箱蓋上設計視孔蓋有便觀察減速箱內部情況，箱蓋、箱座、軸承蓋、放油孔需加裝紙封油墊。軸承蓋、螺紋聯(lián)接見軸設計。 設計小結 回顧整個設計過程，除了難還有的是感慨。簡簡單單的一個減速器，只是簡單的齒輪減速，一級的，還只是直齒而已，就已經(jīng)繁復到這個地步。由外到內，由大到小，減速器的幾乎每個原子都需要精心計算設計。而且整個設計過程中，我們學過的知識只占很小很小的一部分，在設計的時候時常會感到茫然無措。在用AutoCAD作圖時，更是發(fā)現(xiàn)無處下手，重新學習一個以前完全沒有接觸過的軟件，然后用自己十分膚淺的技術去努力拼湊出一個心中設想好的藍圖 參考文獻 [1]范思沖主編.機械基礎.北京：機械工業(yè)出版社，2005 [2]孫建東主編.機械設計學基礎.北京：機械工業(yè)出版社，2004 [3]王昆，何小柏，汪信遠主編.機械設計課程設計.北京：高等教育出版社，1996 [4]沈樂年，劉向鋒主編.機械設計基礎.北京：清華大學出版社，1996 [5]吳宗澤，肖麗英主編.機械設計學習指南.北京：機械工業(yè)出版社，2003 [6] 機械設計手冊（軟件版）V3.0 北京：機械工業(yè)出版社，2003 22