机械设计课程设计设计带式输送传动装置中的二级圆柱齿轮减速器.doc

《机械设计课程设计设计带式输送传动装置中的二级圆柱齿轮减速器.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《机械设计课程设计设计带式输送传动装置中的二级圆柱齿轮减速器.doc（21页珍藏版）》请在三一办公上搜索。

1、 设计任务设计题目：设计带式输送传动装置中的二级圆柱齿轮减速器原始数据：输送带拉力F（N）2600输送带速度V（m/s）1.2滚筒直径D（mm）300设计任务：设计说明书一份，零件图两张，装配图一张。工作条件：单向运转，有轻微冲击，经常满载空载启动，单班制工作，使用年限5年，输送带速度允许误差为5%。运动简图：前 言分析和拟定传动方案：机器通常由原动机、传动装置和工作装置三部分组成。传动装置用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置的传动方案是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。满足工作装置的需要是拟定传动方案的基本要求，同一种运动可

2、以有几种不同的传动方案来实现，这就是需要把几种传动方案的优缺点加以分析比较，从而选择出最符合实际情况的 一种方案。合理的传动方案除了满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。所以拟定一个合理的传动方案，除了应综合考虑工作装置的载荷、运动及机器的其他要求外，还应熟悉各种传动机构的特点，以便选择一个合适的传动机构。因链传动承载能力低，在传递相同扭矩时，结构尺寸较其他形式大，但传动平稳，能缓冲吸振，宜布置在传动系统的高速级，以降低传递的转矩，减小链传动的结构尺寸。故本文在选取传动方案时，采用链传动。众所周知，链式输送机的传动装置由电动机、链、减速器、联轴器、

3、滚筒五部分组成，而减速器又由轴、轴承、齿轮、箱体四部分组成。所以，如果要设计链式输送机的传动装置，必须先合理选择它各组成部分，下面我们将一一进行选择。第一章 选择电动机与传动比的分配第一节 选择电动机电动机是常用的原动机，具有结构简单、工作可靠、控制简便和维护容易等优点。电动机的选择主要包括选择其类型和结构形式、容量（功率）和转速、确定具体型号。（1） 选择电动机的类型：按工作要求和条件选取Y系列一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。（2） 选择电动机的容量：工作所需的功率：= / = F*V/（1000）所以： = F*V/（1000*）由电动机至工作机之间传动装置的总效率为：= .式

4、中、分别为齿轮传动、卷筒、轴承、联轴器的效率。取 = 0.97、= 0.96、 =0.98、 = 0.99则： = 0.9720.960.9840.992= 0.817所以： = 根据选取电动机的额定功率使Pm= (1 1.3) 由查表得电动机的额定功率 =4 kw （3） 确定电动机的转速卷筒轴的工作转速为：= 按推荐的合理传动比范围，取带传动的传动比= 35，齿轮传动比= 24则合理总传动比的范围为: i = 620故电动机的转速范围为：= i = (620)76.4 r/min = 458.4 1528 r/min 配合计算出的容量，由表查出有两种适用的电动机型号，其技术参数比较情况见下

5、表：方 案电动机型号额定 功 率 电动机转速 r/minkw同步转速满载转速 1Y132M1-6 4 1000 960 2Y112M-4 4 15001440 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及链传动和减速器的传动比，可知方案1比较适合。因此选定电动机型号为Y132M1-6,所选电动机的额定功率P = 4kw，满载转速n= 960r/min 。第二节 计算总传动比并分配各级传动比电动机确定后，根据电动机的满载转速和工作装置的转速就可以计算传动装置的总传动比。（1） 计算总传动比：i =/ =960/76.4= 12.57（2） 分配各级传动比：=3.94，=3.14（3） 计算各轴转速：

6、=960 = /= 960/3.94= 243.65r/min = / =243.65/3.14=77.6 r/min(4 ) 各轴的功率和转矩：电动机轴输出功率和转矩 3.98kw9550Nm955039.59 Nm轴1的输入功率和转矩：= = 3.980.99=3.94kw9550Nm955039.19 Nm轴2的输入功率和转矩：= = 3.940.970.98=3.75kw9550Nm9550146.98 Nm轴3的输入功率和转矩：= =3.750.970.98=3.56kw9550Nm9550438.12 Nm卷筒轴的输入功率和转矩：= =3.560.980.990.96=3.32kw

7、9550Nm9550408.58 Nm第三节 各轴的转速，功率及转矩，列成表格 参 数 轴 名电 动机 轴 1轴 2 轴3轴卷 筒轴转 速960960243.6577.677.6 功 率3.983.943.753.563.32 转 矩39.5939.19146.98438.12408.58第二章 联轴器的设计轴的初步计算：轴选用45钢，由轴的设计公式得：；。由于在轴1和轴3的最输入和输出端开键槽，连接联轴器，故该端要加大3%5%，故轴1的最小直径为18.2mm，最大为18.55mm，取20mm，轴3的最小直径为38.62mm，最大直径为39.39mm，取直径为40mm。联轴器1：因为滚筒的载荷

8、变化很大,选具有良好的补偿两轴综合位移的能力,外形尺寸小的凸缘式联轴器。1.联轴器的计算转矩 。由工作要求，查表后取K=1.5。 则计算转矩 2.由联轴器的计算与轴的计算选用YL5的联轴器。采用其许用最大扭矩为63Nm，许用最高转速为9000 r/min。联轴器2：因为滚筒的载荷变化很大,选用缓冲性能较好,同时具有可移性的弹性套柱销联轴器。1.联轴器的计算转矩 。由工作要求，查表后取K=1.5。 则计算转矩 2.由联轴器的计算与轴的计算选用YL8的联轴器，其许用最大扭矩710Nm，许用最高转速n= 2400 r/min。第三章 齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设计计算1. 选择材料、热处理、齿

9、轮精度等级和齿数：由机械设计书表6-5、表6-6，选择小齿轮材料40Gr钢，调质处理，硬度为241286HBS，=686Mpa，=490 Mpa；大齿轮材料ZG35CrMo铸钢，调质处理，硬度为190240 HBS， =686Mpa，=539Mpa；精度为8级 取=3.94 取=18则=70.92 ，取71。u/71/183.9442. 按齿面接触疲劳强度设计：计算公式按式6-8 = =39190N.mm，由表6-10，软齿面齿轮，非对称安装，取齿宽系数=0.6。由表6-7得使用系数=1.25。由图6-6a试取动载系数=1.08。由图6-8，按齿轮在两轴承中间非对称布置，取=1.08。由表6-

10、8，按齿面未硬化，直齿轮，8级精度，/b100N/mm =1.1。所以K=1.251.081.081.1=1.6。 初步确定节点区域系数=2.5，重合系数=0.9，由表6-9确定弹性系数 =1。由式6-14齿面接触许用应力= 由图6-22查取齿轮材料接触疲劳极限应力= 800Mpa，=560Mpa。小齿轮的应力循环次数=60=6096052508=5.76；大齿轮的应力循环次数=60=60243.6552508=1.4619；由表6-11求得接触疲劳强度计算的寿命系数：=1.04，=1.12，由图6-23查取工作硬化系数=1。由表6-12查取安全系数=1。=8001.041/1=832Mpa=

11、5601.121/1=627.2Mpa将数据带入公式= mm得： 49.5mmb=0.649.5mm=29.71mm取小齿轮宽度=35mm，大齿轮宽度=30mm；m= / =49.5/18=2.75mm，取m=2.5mm，强度有些不足，为了提高强度采用正变位齿轮提高齿轮强度以满足强度要求。变位前中心距a=m（+）/2=2.5（18+71）/2=111.25mm为了提高强度采用正变位，取变位后中心距为整数，120变位后的啮合角由表6-2，cos= =0.9203所以=23.023确定变位系数inv-inv=0.0090153 （+）=（+）0.0090153/（2tg20） 得 +=1.102齿

12、轮节圆直径= cos / cos=45.95mm= cos* / cos=181.23mm按计算结果校核前面的假设是否正确： 齿轮节圆度v=/60000=3.1445.95960/60000=2.31m/s v/100=2.3118/100=0.42m/s，由图6-6得=1.05=239190/45.95=1706N/b=1.251706/3071100原假设合理, =1.1。（+）/（+）=0.0124， 由图6-14得节点区域系数=2.19。图6-12，图6-13的0.035，0.013，带入=18，71，得0.63，0.923，+0.63+0.9231.553，0.9由式6-4 K=1.

13、251.051.081.1=1.56由式6-7： =581.89627.2Mpa齿轮疲劳接触强度安全2. 按齿根弯曲疲劳强度校核计算公式按式6-11 =由图6-18得，小齿轮齿形系数=2.18，大齿轮齿形系数=2.1，小齿轮应力修正系数=1.8，大齿轮应力修正系数=1.89。由图6-20得重合度系数=0.75。按式6-14得弯曲疲劳许用应力 =按图6-24i，g查取齿轮材料弯曲疲劳极限应力=300Mpa，=240Mpa。由表6-13计算弯曲强度计算的寿命系数 =0.9，=1.08由图6-25查取尺寸系数，=1，由式6-14取=2弯曲疲劳强度安全系数由表6-12得=1.25同理的 =414.72

14、Mpa 比较，和的大小的到,所以应该按大齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度=97.69Mpa=414.72 Mpa,弯曲疲劳强度足够。（二）低速级齿轮传动的设计计算1. 选择材料、热处理、齿轮精度等级和齿数由机械设计书表6-5、表6-6，选择小齿轮材料40Gr钢，调质处理，硬度为241286HBS，=686Mpa，=490 Mpa；大齿轮材料ZG35CrMo铸钢，调质处理，硬度为190240 HBS， =686Mpa，=539Mpa；精度为8级 =3.14 取=21则= =70.92 ，取65.94。 2. 齿面接触疲劳强度设计计算公式按式6-8 =146980N.mm，由表6-10，软齿面齿轮，非对称

15、安装，取齿宽系数=0.6。由表6-7得使用系数=1.25。由图6-6a试取动载系数=1.08。由图6-8，按齿轮在两轴承中间非对称布置，取=1.08。由表6-8，按齿面未硬化，直齿轮，8级精度，/b100N/mm =1.1。所以K=1.251.081.081.1=1.6。 初步确定节点区域系数=2.5，重合系数=0.9，由表6-9确定弹性系数 =1。由式6-14齿面接触许用应力= 由图6-22查取齿轮材料接触疲劳极限应力= 800Mpa，=560Mpa。小齿轮的应力循环次数=60=60243.6552508=1.4619；大齿轮的应力循环次数=60=6077.652508=4.656；由表6-

16、11求得接触疲劳强度计算的寿命系数：=1.15，=1.19，由图6-23查取工作硬化系数=1。由表6-12查取安全系数=1。=8001.151/1=920Mpa=5601.191/1=666.4Mpa将数据带入公式= mm得： 75.13mmb=0.675.13mm=45.08mm取小齿轮宽度=50mm，大齿轮宽度=45mmm= / =75.13/21=3.58mm，取m=3.5mm，强度有些不足，为了提高强度采用正变位齿轮提高齿轮强度以满足强度要求。变位前中心距a=m（+）/2=3.5（21+66）/2=152.25mm为了提高强度采用正变位，取变位后中心距为整数，160变位后的啮合角由表6

17、-2，cos= =0.9203所以=22.81确定变位系数inv-inv=0.0089642 （+）=（+）0.0090153/（2tg20） 得 +=1.259齿轮节圆直径= cos / cos=77.24mm= cos* / cos=242.76mm按计算结果校核前面的假设是否正确： 齿轮节圆度v=/60000=3.1475.13243.65/60000=0.96m/s v/100=0.9621/100=0.20m/s，由图6-6得=1.01=2146980/75.13=391.3N/b=1.25391.3/4511100原假设合理, =1.1。（+）/（+）=0.0144， 由图6-14

18、得节点区域系数=2.19。图6-12，图6-13的0.035，0.013，带入=21，66，得0.735，0.858，+0.735+0.8581.593，0.9由式6-4 K=1.251.011.081.1=1.50由式6-7： =565.93666.4Mpa齿轮疲劳接触强度安全。3. 按齿根弯曲疲劳强度校核计算公式按式6-11 =由图6-18得，小齿轮齿形系数=2.18，大齿轮齿形系数=2.1，小齿轮应力修正系数=1.8，大齿轮应力修正系数=1.89。由图6-20得重合度系数=0.75。按式6-14得弯曲疲劳许用应力 =按图6-24i，g查取齿轮材料弯曲疲劳极限应力=300Mpa，=240M

19、pa。由表6-13计算弯曲强度计算的寿命系数 =0.925，=0.947由图6-25查取尺寸系数，=1，由式6-14取=2弯曲疲劳强度安全系数由表6-12得=1.25同理的 =363.45Mpa 比较，和的大小的到,所以应该按大齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度=226.01Mpa10000轴承3：由工作需要的要求得：轴承的使用时间为。第一对轴承的当量动载荷P；。查手册取假设取6208轴承计算步骤与内容计算结果1.查手册查出、值（GB/T 2761994）2. 3 4.计算 5.查手册e值 6.计算 7.查手册：X、Y的值 8. 查载荷系数. 。9. 10.计算轴承寿命：11.结论：符合要求，选用此轴承

20、。15457.610000第七章 箱体的设计箱体是减速器的一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证传动件的齿合精度，使箱体内有良好的润滑和密封。箱体的形状较为复杂，其重量约占减速器的一半，所以箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗、重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂，目前尚无成熟的计算方法。所以，箱体各部分尺寸一般按经验设计公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中确定。箱体选用HT-200，根据工作条件的要求，箱座壁厚：，所以箱体壁厚度选用8mm。铸造减速箱体主要结构尺寸表:名 称符号尺寸关系取 值箱座壁厚8mm箱盖壁厚8mm箱盖凸缘厚度12mm箱座凸缘厚度

21、12mm箱座底凸缘厚度20mm地脚螺钉直径18 mm地脚螺钉数目查手册4轴承旁联接螺栓直径14mm盖与座联接螺栓直径10mm联接螺栓的间距170mm轴承端盖螺钉直径8mm视孔盖螺钉直径6mm定位销直径14mm至直外箱壁距离查手册14mm至凸缘边缘距离查手册12mm轴承旁凸台半径12mm凸台高度35mm外箱壁至轴承座端面距离32mm箱盖箱座肋厚8mm第八章 键的校核在工作轴中，键的选择大小由轴的大小确定，校核公式： 齿轮1的安装键型为A形键L=35,为，因为转动件的齿轮是经过淬火的，所以许用扭转应力：齿轮2的安装键型为A型键L=30,为，因为转动件的齿轮是经过淬火的，所以许用扭转应力： 键符合扭

22、转应力的要求。齿轮3的安装键为A型键L=50,为，因为转动件的齿轮是经过淬火的，所以许用扭转应力：齿轮4的安装键型为A型键L=45,为，因为转动件的齿轮是经过淬火的，所以许用扭转应力： 键符合扭转应力的要求。对联轴器与轴的联接，由于是选用的标准联轴器，故起键的配合和强度不需特殊的校核，只需选用即可。第九章 润滑、密封、公差及其他1、润滑齿轮采用浸油润滑，轴承采用飞溅润滑. 齿轮圆周速度5m/s所以齿轮采用浸油润滑，轴承采用飞溅润滑;浸油润滑不但起到润滑作用，同时有助箱体散热。为了避免浸油润滑的搅油功耗太大及保证齿轮啮合区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，设计的减速器的合适浸油深度

23、对于圆柱齿轮一般为1个齿高，但不应小于10 ，保持一定的深度和存油量。油池太浅易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨损，也不易散热。取齿顶圆到池底面的距离为60mm。箱座内壁高度=175，箱盖高=136。换油时间为半年，主要取决于油中杂质多少及被氧化、污染的程度。查手册选择 150号工业齿轮油润滑。注：设计时所查的表出自机械设计基础课程设计指导书2、密封减速器需要密封的部位很多，有轴伸出处、轴承室内侧、箱体接合面和轴承盖，窥视孔和放油孔的接合面等处。1） 轴伸出处的密封起作用是使滚动轴承与箱外隔绝,防止润滑油漏出以及箱体外杂质、水及灰尘等侵入轴承室，避免轴承急剧磨损和腐蚀。选用毡圈式密封，毡圈式密封

24、结构简单、价廉、安装方便、但对轴颈接触的磨损较严重，因而工耗大，毡圈寿命短。2）轴承内侧的密封该密封处选用挡油环密封，其作用用于油润滑轴承，防止过多的油、杂质进入轴承室以内以及啮合处的热油冲入轴承内。挡油环与轴承座孔之间应留有不大的间隙，以便让一定量的油能溅入轴承室进行润滑。3） 盖与箱座接合面密封 在接合面上涂上密封胶。3、公差的设计: 对于联轴器的公差配合，轴承轴的公差配合选用，键的公差配合选用。4、附件的设计（1）窥视孔盖和窥视孔为了检查传动件的啮合、润滑、接触班点、齿侧间隙及向箱内注油等，在箱盖顶部设置便于观察传动件啮合区的位置并且有足够大的窥视孔，箱体上窥视孔处应凸出一块，以便加式出与孔盖的接触面。本设计中取，孔盖用的螺钉紧固。（2）排油孔、放油油塞、通气器、油标为了换油及清洗箱体时排出油污，在箱座底部设有排油孔，并在其附近做出一小凹坑，以便攻丝及油污的汇集和排放，平时排油孔用油塞及封油垫封住。本设计中取螺塞 ,油圈2214 。为沟通箱内外的气流，应在箱盖顶部或窥视空