帶式傳動減速器的設計

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1、 機械設計 課程設計計算書 題目 帶式輸送機的傳動裝置 系 別 機械工程系 專 業(yè) 機械工程及自動化 班 級 07級統(tǒng)本（1）班 學 號 學生姓名 魏科容 起訖日期 2009.12.28~2010.01.8 指導教師 黃敏江 職稱 高工 教研室主任 日 期 2009~01~08

2、 江西藍天學院教務處印制 目錄 一、設計目的……………………………………………………… 3 二、設計課題……………………………………………………… 3 三、設計要求……………………………………………………… 4 四、傳動方案分析與比較………………………………………… 4 五、電動機的選擇和計算………………………………………… 6 六、齒輪的設計計算及結構說明………………………………… 8 七、軸的設計……………………………………………………… 14 八、鍵長的確定…………………………………………………… 17 九、軸承壽命的校核…………

3、…………………………………… 17 十、設計總結……………………………………………………… 20 十一、參考文獻…………………………………………………… 20 課程設計說明書 計算項目 設計計算內容及說明 主要結果 一、設計目的 二、設計課題 三、設計要求 四、傳動方案分析與比較 五、電動機的選擇和計算

4、 六、齒輪的設計計算及結構說明

5、 七、軸的設計 八、鍵長的確定 九、軸承壽命的校核

6、 十、設計總結 十一、參考文獻 十二、 零件圖 十三、 裝配圖

7、 機械設計課程設計是機械類專業(yè)和部分非機械類專業(yè)學生第一次較全面的機械設計訓練，是機械設計和機械設計基礎課程重要的綜性 與實踐性教學環(huán)節(jié)。其基本目的是： (1).通過機械設計課程的設計，綜合運用機械設計課程和其他有關先修課程的理論，結合生產(chǎn)實際知識，培養(yǎng)分析和解決一般工程實際問題的能力，并使所學知識得到進一步鞏固、深化和擴展。 (2).學習機械設計的一般方法，掌握通用機械零件、機械傳動裝置或簡單機械的設計原理和過程。 (3).進行機械設計基本技能的訓練，如計算、繪圖、熟悉和運用設計資料（手冊、圖冊、標準和規(guī)范等）。 設計一用于帶式輸送機的傳動裝置。輸送機連續(xù)工作

8、，單向運轉載荷變化不大，空載啟動。減速器小批量生產(chǎn)，使用期限10年，一班制工作，卷筒不包括其軸承效率為97%，運輸帶允許速度誤差為5%。 原始數(shù)據(jù) 3 工作機軸輸入轉矩T（Nmm） 900 運輸帶工作速度V（m/s） 1.3 卷筒直徑D（mm） 380 1. 減速器裝配圖紙一張（１號圖紙） 2. 軸、齒輪零件圖紙各一張（２號或３號圖紙） 3. 設計說明書一分 我們這次的設計題目是帶式輸送機，他的主要功能是通過輸送帶運送機器零部件或其他物料。我們組根據(jù)設計任務擬定了三個傳動方案，下面進行分析與比較。 方案一 采用的是閉式兩級圓柱齒輪減速器 帶式輸送機由電動

9、機驅動。電動機1通過聯(lián)軸器2將動力傳入兩級圓柱齒輪減速器3，再通過聯(lián)軸器4，將動力傳至輸送機滾筒5，帶動輸送帶6工作。運動簡圖(1)如下： 方案二 采用的是V帶傳動及單級圓柱齒輪減速器 帶式輸送機由電動機驅動。電動機2通過V帶傳動1將動力傳入單級圓柱齒輪減速器3，再通過聯(lián)軸器4，將動力傳至輸送機滾筒6，帶動輸送帶5工作。運動簡圖（2）如下： 方案三 采用的是單級蝸桿減速器 帶式輸送機由電動機驅動。電動機1通過聯(lián)軸器2將動力傳入單級蝸桿減速器3，再通過聯(lián)軸器4，將動力傳至輸送機滾筒5，帶動輸送機6工作。運動簡圖（3）如下： 方案一的結構尺寸小、承載能力大、

10、傳動效率高、壽命長，適合于較差環(huán)境下長期工作；方案二雖然有減振和過載保護作用，但是外輪廓尺寸較大，而且V帶傳動不適合惡劣的工作環(huán)境；方案三的結構雖然緊湊，但傳動效率低， 成本高，長期連續(xù)工作不經(jīng)濟。盡管這三種方案都能滿足帶式運輸機的要求，但經(jīng)過比較我們選的是方案一。 1.電動機的的選擇 (1) 工作機的功率Pw W=2πn/60 V=W×r=2πn/60×ｄ×10-3/2 工作機的轉速n =60×V×10-3 /πｄ =60×1.3×10-3 /π×380 =65.34 (r/min) Pw =π n/9550ηw =6.414(kW) (2) 總效率

11、η η=η2嚙合η2聯(lián)軸器η3軸承=0.972×0.99×0.973 =0.85 (3) 所需電動機功率Pd Pd = Pw/η=6.414/0.84=7.32(kW) 查《簡明機械設計手冊》得Pcd=6.5 Kw 選Y160M-6 n滿= 970 (r/min) 2. 傳動比的分配 i總= n滿/n=970/65.34=14.85 取第一級齒輪i1=4.4 第二級齒輪i2=3.38 3. 動力運動參數(shù)計算 (1) 轉速n n1= n滿=970 (r/min) n2 = n1/i1=220.45 (r/min) n3= n2/i2 = 65.22 (r

12、/min) (2)功率P P0=Pd=7.5 Kw 輸入P1 = P0×η聯(lián)軸器=7.5×0.99=7.43 Kw 輸出P1=輸入P1×η軸承=7.5×0.99×0.99=7.35 Kw 輸入P2=輸出P1×η嚙合=7.5×0.992×0.97=7.13 Kw 輸出P2=輸入P2×η軸承=7.5×0.993×0.97=7.06 Kw 輸入P3=輸出P2×η嚙合=7.5×0.993×0.972=6.85 Kw 輸出P3=輸入P3×η軸承=7.5×0.994×0.972=6.78 Kw 輸入P4=輸出P3×η聯(lián)軸器=7.5×0.995×0.972=6.71 Kw 輸出P

13、4=輸入P4×η軸承=7.5×0.996×0.972=6.37 Kw (3)轉矩T T0= 9550P0/ n0=9550×7.5/970=73.84(N/m) 輸入T1=9550輸入P1/ n1=9550×7.43/970=73.07(N/m) 輸出T1=9550輸出P1/ n1=9550×7.36/970=72.46(N/m) 輸入T2=9550輸入P2/ n2=9550×7.13/220.45=308.87(N/m) 輸出T2=9550輸出P2/ n2=9550×7.06/220.45=305.84(N/m) 輸入T3=9550輸入P3/ n3=9550×6.85/

14、65.22=1003.03(N/m) 輸出T3=9550輸出P3/ n3=9550×6.78/65.22=993(N/m) 輸入T4=9550輸入P4/ n4=9550×6.71/65.22=982.53 (N/m) 輸出T4=9550輸出P4/ n4=9550×6.37/65.22=933(N/m) 將上述數(shù)據(jù)列表如下 軸號 功率 P/kW 扭矩 T/(N/m) 轉速N/ (r/min) 傳動比 i 效率 η 輸入 輸出 輸入 輸出 0 7.5 23.84 970 1 0.99 1 7.43 7.35 73.07

15、 73.07 970 4.4 0.97 2 7.14 7.07 308.87 315.14 220.45 3.38 0.97 3 6.86 6.79 1003.03 993 65.22 1 0.99 4 6.72 6.38 982.53 933 65.22 1. 選材料： 小齒輪1選用45號鋼，表面淬火，HRC=50 大齒輪2選用45號鋼，表面淬火，HRC=45 由《機械原理與機械設計》圖18-4a和18-8a查得， 2.確定許用彎曲應力[ (1) 總工作時間th ,

16、 由已知，總工作時間 th=（10×340×8）=27200h (2) 壽命系數(shù)YN 由式NF1=60n1th =60×1×970×27200 =1.58×109 由《機械原理與機械設計》圖18-25，取壽命系數(shù)YN1=YN2 =1 (3) 尺寸系數(shù)YX 估計模數(shù)mn﹤5mm ,由圖18-26，取尺寸系數(shù)YX =1 (4) 安全因數(shù)SFlim 參照表18-11，取安全因數(shù) SFlim=1.3 (5) 計算許用彎曲應力[ 由式(18-21) [YN1YX/SFlim=2×360×1×1/1.3=553.8

17、 [=2 YN1YX/SFlim=2×340×1×1/1.3=523.08 3.確定許用接觸應力[H] (1)壽命系數(shù)ZN 由式NF1=60n1th =60×1×970×27200=1.58×109 由圖18-12，取接觸強度計算的壽命系數(shù)ZN1= ZN2=1 (2)安全因數(shù)SHlim 參照表18-11，取安全因數(shù)SHlim=1.3 (3)許用接觸應力[H] 由式(18-16) ,許用接觸應力 [H]=×ZN1/SHlim=1150×1/1.25=920 查表4-26，取Ze=189.8,取ZH=2.5,ｕ=4.4 H=ZeZH=641.

18、3Mpa≤[H],符合要求。 (4)壽命系數(shù)ZN 由式NF1=60n1th =60×1×970×27200=1.58×109 由圖18-12，取接觸強度計算的壽命系數(shù)ZN1= ZN2=1 (5)安全因數(shù)SHlim 參照表18-11，取安全因數(shù)SHlim=1.3 (6)許用接觸應力[H] 由式(18-16) ,許用接觸應力 [H]=×ZN1/SHlim=1150×1/1.25=920 查表4-26，取Ze=189.8,取ZH=2.5,ｕ=4.4 H=ZeZH=879Mpa≤[H],符合要求。 4. 選擇齒數(shù)、齒比、齒寬系數(shù)、轉矩 (1)初取齒數(shù)、齒

19、比 初取小齒輪1齒數(shù)Z1=20,則大齒輪齒數(shù) Z2= Z1×i1=4.4×20=88 (2)選擇齒寬系數(shù)d 根據(jù)齒輪為硬齒面和齒輪在兩軸承間為非對稱布置 查《機械原理與機械設計》中表18-12得， 取d=0.5 (3)計算小齒輪轉矩 5.由齒根抗彎疲勞強度條件求模數(shù)m1, 由于 YFa1YSa1/[=2.81×1.55/553.8=7.86x10-3﹥YFa2YSa1/[]=2.22×1.77/523.08=7.5x10-3 故由式(18-31)，為滿足齒根抗彎疲勞強度條件，則需使模數(shù) M1 ≥ =1.85 取標

20、準模數(shù)m1=3mm 由齒根抗彎疲勞強度條件求模數(shù)m2, 由于 YFa3YSa3/[=2.81×1.55/553.8=7.86x10-3﹥YFa2YSa1/[]=1.75×2.28/523.08=7.63x10-3 故由式(18-31)，為滿足齒根抗彎疲勞強度條件，則需使模數(shù) m2 ≥ =2.99 取標準模數(shù)m2=4mm 6.計算齒輪的主要尺寸 中心距 中心距 齒輪寬度 齒輪寬度 7.齒面接觸疲勞強度驗算 (1) 彈性系數(shù) 查表4-26， (2) 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖4-26， 取 (3) 校核齒面接觸疲

21、勞強度 由式(18-26) 所以齒面接觸疲勞強度足夠 8.齒輪的幾何尺寸計算 齒頂圓直徑 齒全高 齒厚S S1 S2 齒根高 齒頂高 齒根圓直徑 9.齒輪的結構設計 分度圓為264的齒輪數(shù)據(jù)如下： 軸孔直徑42mm 齒頂圓直徑270mm 分圓直徑264mm 齒根圓直徑256.5mm 輪轂直徑1.667.2mm,圓整取68 輪轂長度 =（

22、1.2～1.5）45mm 齒寬b=30mm 輪緣厚度 腹板中心孔直徑0.55(+)=154 腹板孔直徑=(0.1～0.2)27 腹板厚度 齒輪倒角 分度圓為272的齒輪數(shù)據(jù)如下： 軸孔直徑63mm 齒頂圓直徑280mm 分圓直徑272mm 齒根圓直徑262mm 輪轂直徑1.6100.8mm,圓整取100 輪轂長度 =（1.2～1.5）63mm 齒寬b=40mm 輪緣厚度 腹板中心孔直徑0.55(+)=170 腹板孔直徑=(0.1～0.2)28 腹板厚度 齒輪倒角 n=0.5m =0.5x4 =2(mm)

23、 1. 選材料： 材料選用45鋼，正火處理 查表5-1 查表5-5，對稱循環(huán)狀態(tài)下許用應力[]=55Mpa 2. 計算直徑 輸入軸 查表5-4，軸的材料及載荷系數(shù)c=110，當軸的彎鉅較小時 dC 在安裝聯(lián)軸器處有鍵槽，故軸需加大7%-11% 則 d21.68x1.05=22.76mm 取d=45mm ①Φ32按估算質與聯(lián)軸器選取 ②Φ32按密封圈的標準基本尺寸 ③Φ35軸承 ④Φ49齒輪 中間軸 查表5-4，軸的材料及載荷系數(shù)c=107，當軸的彎鉅較小時 dC ①Φ40， 最小直徑 ②Φ42. 齒輪內孔直徑 ③Φ48， 最大直徑

24、④Φ42 ⑤Φ40 輸出軸 查表5-4，軸的材料及載荷系數(shù)c=106，當軸的彎鉅較小時 dC 在安裝聯(lián)軸器處有鍵槽，故軸需加大7%-11% 則 d250x1.08=54mm 取d=55mm 3. 各段軸長的確定 根據(jù)軸與軸之間的關系和各個零件的配合關系確定各段軸長 輸入軸： Φ32： L1=聯(lián)軸器-2=60-2=58mm Φ35:L2=扳手空間+箱體內壁到軸承座端面的距離+端蓋厚-軸承寬 +15 =20+60+8-（18+15）=55mm Φ40: L3=軸承寬+15=33mm Φ45: L4=20+40+80=140m

25、m Φ40: L5+18=33mm 中間軸：根據(jù)齒輪之間的傳動關系來確定 Φ40： L1=齒輪中心到內壁的距離=軸承寬-+2+3=20+20+18-22.5+2+3=40.5mm Φ42: L2=齒輪孔寬-2=45-2=43mm Φ48: L3≥兩軸的齒輪邊緣間隙-=10-7.5=2.5mm， L3取9.5mm Φ42: L4=齒輪孔寬-2=50-2=48mm Φ40: L5=齒輪邊緣到內壁距離=軸承寬=2=43mm 所以箱體內壁之間的距離B=L5+L1+L2+L3+L4-兩個軸承寬 =40.5+43+9.5+4

26、8+43-6-（2x18)=142mm 左軸套長=20-2.5=17.5+3=20.5mm 右軸套長=20+3=23 輸出軸： Φ60： L1=軸2的L1+L2+L3+L4--10=40.5+43+9.5+48-6.5+10=76.5 Φ70: L2=66.5-22=44.5mm Φ65: L3=63-2=61mm Φ60: L4=79+扳手空間=79+20=99mm Φ55: L5=84-2=82mm 總長=76.5+10+61+99+82=328.5mm 右軸套長=

27、20-+3.5=17mm =[]選45號鋼[p]=100Mpa l 1號軸的鍵:l=9.13mm 取22A型 2號軸的II鍵l=29.42mm取45mm IV鍵l29.42mm取45mm 3號軸的I鍵:l=45mm取63mm II鍵l=60.79mm取80mm 輸入軸軸承：軸的受力如圖所示 Φ40，查軸承系列6208知基本額定載荷： C=29.5(KN), C0=18(KN) Ft==(N) Fr= Fttan20°=886.5(N) FRv1=(N) FRV2=(N) FRH1=(N) FRH2=(N)

28、 FR1=(N), FR2=(N) 因軸向載荷FA1=FA2=0,故X=1、Y=0,查課本表21-8，取沖擊載荷=1.1 P1=FR1=1.1x1714.5=1886(N) P2=FR2=1.1x877.5=965.26(N) 因軸承規(guī)格一樣 P1>P2, 取P=P1 L10h=, 符合要求 中間軸軸承： 由輸入軸知： Ft1=2435.7(N), Fr1=886.5(N) Ft2==(N) Fr2= Ft2tan20°=2810.5(N) FRv1=(N) FRV2= (N) FRH1= (N) FRH2= (N) FR1=(N), FR

29、2=(N) 因軸向載荷FA1=FA2=0,故X=1、Y=0,查課本表21-8，取沖擊載荷=1.1 P1=FR1=1145.65(N) P2=FR2=5042.1(N) 因軸承規(guī)格一樣 P2>P1, 取P=P2 L10h=, 不符合要求 取6308軸承 L10h=40057h>27200h, 符合要求 輸出軸軸承： Φ60，查軸承系列6212知基本額定載荷： C=47.8(KN), C0=32.8(KN) 由中間軸知Ft= 7721.75(N)， Fr= 2810.5(N) FRv1=(N) FRV2= (N) FRH1= (N) FRH2= (N

30、) FR1=(N), FR2=(N) 因軸向載荷FA1=FA2=0,故X=1、Y=0,查課本表21-8，取沖擊載荷=1.1 P1=FR1=3137.2(N) P2=FR2=5902(N) 因軸承規(guī)格一樣 P2>P1, 取P=P2 L10h=, 符合要求 經(jīng)過兩周的努力,我們終于將機械設計課程設計做完了。在這次作業(yè)過程中,我們遇到了許多困難,大量的計算,大量地查找資料。這次作業(yè)的時間是漫長的,過程是曲折的,細細想來，我們的收獲還是很大的.不僅僅給予以前的實踐很好的理論透析，而且也對制圖有了更進一步的掌握AutoCAD、Word、圖畫這些工具軟件的應用也得到了鍛

31、煉。 對我們來說,收獲最大的是方法的積累和能力的鍛煉。在整個過程中,我發(fā)現(xiàn)對好多東西不熟悉。沒有感性的認識,空有理論知識,有些東西很可能與實際脫節(jié)，在設計計算的過程中，參考了書本或其他方面的裝配圖最終完成了作業(yè)。最終我們的設計的減速器實現(xiàn)了輸出轉速為65.34r/min的轉速輸出，與閉式齒輪配合，結果比較另人滿意。最終的實現(xiàn)的傳動比為i=14.85，與理論值22.4相比，存在0.4%的誤差，在誤差允許范圍之內。總體來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，具有過載保護的作用、結構簡單、成本低、傳動效率高。 書 名 主 編 出 版 社 機械原理與機械設計 張策 機械工業(yè)出版社出版 機械設計課程設計 孫巖 北京理工大學出版社出版 簡明機械設計手冊 孔凌嘉 北京理工大學出版社出版 課程設計實例與機械設計 駱素君 化學工業(yè)出版社 主視圖 側視圖 俯視圖 傳動特性及技術要求 明細欄