帶式輸送機傳動裝置二級斜齒圓柱齒輪減速器設計

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1、目錄 1 前言 - 1 - 2 設計任務書 - 2 - 3傳動方案的分析和擬定（附傳動方案簡圖） - 3 - 4電動機的選擇 - 4 - 5傳動裝置運動和動力參數(shù)計算 - 5 - 6傳動零件設計計算 - 6 - 7軸的設計計算 - 9 - 8滾動軸承的選擇與計算 - 13 - 9聯(lián)軸器的選擇 - 14 - 10鍵連接的選擇與計算 - 15 - 11潤滑方式、潤滑劑牌號及密封裝置的選擇 - 16 - 12其他技術說明 - 17 - 13結束語 - 18 - 設計小結： - 18 -  1 前言 本學期學了機械設計基礎，稍微接觸了一些基本理論， “紙上學

2、來終覺淺，要知此事需躬行”，唯有把理論運用到實踐才能真正的了解到自己對機械設計知識方面的掌握情況，正因為如此，學校安排了為期兩周的機械設計課程設計，內容為“二級齒輪減速器的設計”。  2 設計任務書 機械設計基礎課程設計任務書 設計題目：帶式輸送機傳動裝置二級斜齒圓柱齒輪減速器設計 設計帶式輸送機傳動系統(tǒng)。采用兩級圓柱齒輪減速器的傳動系統(tǒng)參考方案（見圖）。 帶式輸送機由電動機驅動。電動機1通過聯(lián)軸器2將動力傳入良機圓柱齒輪減速器3，在通過聯(lián)軸器4，將動力傳至輸送機滾筒5，帶動輸送帶6工作。 原始數(shù)據(jù)： 輸送帶有效拉力F=3600N 輸送機滾筒轉速n=6

3、0r/min （允許誤差±5%） 輸送機滾筒直徑D=360mm 減速器設計壽命為10年（250天/年）。 工作條件： 兩班制（15h/天），常溫下連續(xù)工作；空載起動，工作載荷平穩(wěn)，單向運轉；三相交流電源，電壓為380/220伏。 設計任務：1、減速器裝配圖1張（0號或1號圖紙）； 2、零件圖2張（低速軸及上面大齒輪，3號或號圖紙） 3、設計計算說明書一份 設計期限：2008年6月23日至2008年7月4日 頒發(fā)日期：2008年6月23日  3傳動方案的分析和擬定（附傳動方案簡圖） 題目要求設計帶式輸送機傳動裝置，二級斜齒圓

4、柱齒輪減速器，為了提高高速軸的剛度，應是齒輪遠離輸入端，為了便于浸油潤滑，軸需水平排放，任務書中給出的參考方案可以采用。 方案簡圖如下: 輸出端 輸入端  4電動機的選擇 1） 工作機所需功率Pw Pw=F?V1000 m/s V=πDn60×1000 m/s 代入數(shù)據(jù)得 v=1.13 m/s 。 2） 電動機的輸出功率 Pd Pd=Pwηα·ηw ηα=η3軸承·η2齒輪·η2聯(lián)軸器 ηw=η軸承·η卷筒 查表可知η軸承=0.99 η卷筒=0.96 η齒輪=0.97 η聯(lián)軸器 =0

5、.992 帶入數(shù)據(jù)得 ηα=0.898 ηw=0.951 Pd=4.768kw nd=ia·n=(8～25)n=480～1500 r/min 查《機械工程及自動化簡明設計手冊（上冊）》p30: 選電動機型號為 Y132s-4， 滿載轉矩為1440 r/min, Pe=5.5kw 。 3)分配速比 ia=n滿載n= 1440/60= 24 i1=1.3×i2 ia= i1·i2=1.3i22  i2=ia1.3 代入數(shù)據(jù)得：i2=4.2962 取i2=4.3 。 i1=ia/i2 代

6、入數(shù)據(jù)得 i1=5.6 。  5傳動裝置運動和動力參數(shù)計算 1） 各軸轉速的計算： n1=ned=1440r/min ， n2=n1/i1=1440/5.6=257 r/min ， n3=n2/i2=258/4.3=60 r/min 2） 各軸功率的計算： p1=pd·η聯(lián)軸器=5.5×0.992=5.456kw p2=p1·η軸承·η齒輪=5.456×0.99×0.97=5.239kw p3=p2·η軸承·η齒輪=5.239×0.99×0.97=5.031kw p4=p3·η軸承·η聯(lián)軸器=5.031

7、×0.99×0.992=4.941kw 3） 各軸扭矩的計算 Td=9549×Pedn=36.47 N·m T1= Td·η聯(lián)軸器=36.47×0.992=36.18 N·m T2= T1·i1·η軸承·η齒輪 代入數(shù)據(jù)得： T2=194.56 N·m T3= T2·i2·η軸承·η齒輪 代入數(shù)據(jù)得： T3=803.39 N·m T卷筒= T3·η軸承·η聯(lián)軸器 代入數(shù)據(jù)得： T卷筒=789 N·m  6傳動零件設計計算 1）齒輪的設計計算 選材

8、： 查《機械設計基礎》p222 表11.8 因為一級齒輪為中速中載，所以選高速軸齒輪的材料為 40Cr鋼 調質 260HBS。 因為小齒輪要比大齒輪硬度高30～50HBS，所以中速軸大齒輪的材料為45鋼 調質 230HBS。 因為中速軸的小齒輪為低速中載，所以選材為為45鋼 調質 240HBS。 同樣小齒輪要比大齒輪硬度高30～50HBS，所以低速軸大齒輪的材料為 45鋼 正火 210 HBS 。 查《機械設計基礎》p251 表11.21 因為是標準系列減速器中的齒輪，所以選各齒輪精度為7級。 因為各齒

9、輪硬度小于350HBS,所以是閉合式軟齒面，所以齒面點蝕是主要的失效形式。 齒數(shù)設計：取高速軸齒輪齒數(shù)為 z1=27 ， 則中速軸大齒輪的齒數(shù) z2=i1·z1 z2=5.6×27=151.2 ， 圓整 z2=151 u，= z2z1=151/27=5.59 ， ε=|u-u，|u=|5.6-5.59|/5.6=0.18% ≤ 5% 中速軸齒數(shù)z3=33 ， 則 z4= z3·i2=33×4.3=141.9 圓整 z4=142。 同理可計算 ε≤ 5%

10、。 2）齒輪的強度設計與校核 查《機械設計基礎》p250 表11.19 ， 因為齒輪是軟齒面對稱布置，所以取 ψd=1 。 初選螺旋角 β=15。。 查《機械設計基礎》p227 表11.11 ，因為齒輪材料是鍛鋼，所以取彈性系數(shù) ZE=189.8。 查《機械設計基礎》p223 圖11.23 ，根據(jù)硬度，查取許用接觸應力： бHlim1=700Mpa ，бHlim2=560 Mpa ，бHlim3=560 Mpa ，бHlim4=550 Mpa 。 查《機械設計基礎》p22

11、4 表11.9 ，因為是軟齒面，所以取安全系數(shù) SH=1。 應力循環(huán)次數(shù)N 的計算：N1=60n·j·Lh=60×1440×1×10×250×15=3.24×109 N2= N1/i1=3.24×109/5.6=5.8×108 N3= N2/ i2=5.8×108/4.3=1.3×108 查《機械設計基礎》p225 圖 11.26 ，根據(jù)應力循環(huán)次數(shù)和材料以及熱處理方式，查取接觸疲勞壽命系數(shù)： ZN1=1 ， ZN2=1 ，

12、ZN3=1.1 。 齒面接觸疲勞許用應力[бH]： [бH] = ZN·бHlimSH 代入數(shù)據(jù)得: [бH]1=700Mpa [бH]2=560Mpa [бH]3=560Mpa [бH]4=605Mpa ① 初算齒輪分度圓直徑： d≥3K·T1·(u+1)×3.52×ZEψd·u·[бH] ，法面模數(shù) mn=dz·cosβ 查《機械設計基礎》p226 表11.10 ，因為原動機是電動機且所受載荷是均勻、輕微沖擊，所以取載荷系數(shù)K=1.2。 代入數(shù)據(jù) 得：d，1≥36.6 mn1

13、=36.627×cos15。=1.32 查《機械設計基礎》p201 表11.3， 取mn1=1.5。 d，3≥70.03 mn2=70.0333×cos15。=2.07 查《機械設計基礎》p201 表11.3， 取mn2=2。 ② 精算齒輪分度圓直徑： d=mn·zcosβ 代入數(shù)據(jù)得：d1=1.5×27/cos15。=41.865 mm d2= 1.5×151/cos15 =234.135 mm d3=2×33/cos15。 =68.640 mm d4=2×142/cos15=295.360

14、mm ③中心距a的計算： a1=mn1·（z1+z2）2cosβ=1.5×（27+151）/2cos15。=138.2 mm 取 a1=138 mm β1=arccosmn1·（z1+z2）2a1=14.672。 與15。相差不大，不必重新計算。 同理可算出a2=181.2mm， 取a2=182 mm，β2=15.942。 與15。相差不大， 不必重新計算。 ③ 齒面寬b的計算： b2=ψd·d1=1×41.865=41.865mm 取b2=42，b1= b2+5=47mm 同

15、理，b4=ψd·d3 取b4=70mm b3=75mm 。 ⑤按齒根彎曲疲勞強度校核： zv1=z1cosβ1=27/14.672。=30 同理zv2=167 ， zv3=37 ， zv4=157 查《機械設計基礎》p229 表11.12 ，根據(jù)齒輪的齒數(shù)，查取標準外齒輪的齒形系數(shù)YF： YF1=2.54 , YF2=2.18 , YF3=2.47 , YF4=2.18 查《機械設計基礎》p230 表11.13 ，根據(jù)齒輪的齒數(shù)，

16、查取標準外齒輪的應力修正系數(shù)YS： YS1=1.63 , YS2=1.80 , YS3=1.65 , YS4=1.80 查《機械設計基礎》p224 圖11.24 ，根據(jù)齒輪的硬度，查取齒輪的彎曲疲勞極限 бFlim： бFlim1=240Mpa , бFlim2=210Mpa , бFlim3=210Mpa , бFlim4=200Mpa 查《機械設計基礎》p224 表11.9 ，因為齒輪是軟齒面，所以查取安全系數(shù) SF=1.4。 查《機械設計基礎》p

17、225 圖11.25 ，根據(jù)齒輪的應力循環(huán)次數(shù)和熱加工工藝，查取彎曲疲勞壽命系數(shù)YN： YN2=1 ， YN2=1 ， YN3=1 ， YN4=1 計算齒根彎曲疲勞許用應力 [бF] : [бF]=YN·бFlimSF 代入數(shù)據(jù)得：[бF1]=184.6Mpa ，[бF2]=161.5Mpa [бF3]=161.5Mpa ，[бF4]=153.8Mpa ⑥校核齒根彎曲疲勞應力：бF=1.6Kcosβbmn2zYFYS 代入數(shù)據(jù)得： бF1=97.3Mpa≤[бF1] , бF2=99.3Mp

18、a≤[бF2] , бF3=149Mpa≤[бF2] бF4=142Mpa≤[бF4] 。 ⑦檢驗齒輪圓周速率：v1=πn1d160×1000=3.2m/s≤17m/s , v3= πn2d360×1000 =0.95m/s≤17 m/s 滿足7級精度要求。 da1=d1+2ha=41.865+2×1×1.5=44.865mm , da2=d2+2ha=234.135+2×1×1.5=237.135mm， da3=d3+2ha=68.640+2×1×2=72.640mm， da4=d4+2ha=295.360+2×1×

19、2=295.360mm， df1=d1-2hf=41.865-2×1×1.5=38.865mm , df2= d2-2hf=234.135-2×1×1.5=231.35mm， df3= d3-2hf=68.640-2×1×2=64.640mm, df4= d4-2hf=295.360-2×1×2=291.360mm。 綜上所述，齒輪設計參數(shù)如下： z1=27 ， d1=41.865 mm， b1=47mm ，da1=44.865mm， df1=38.865mm 齒輪軸 z2=151 ，d2=234.135 mm， b2=4

20、2 ，da2=237.135mm ， df2=231.35mm 腹板式 z3=33， d3=68.640mm, b3=75mm , da3=72.640mm , df3=64.640mm 實體式 z4=142 , d4=295.360mm ，b4=71mm ，da4=295.360mm ， df4=291.360mm 腹板式 mn1=1.5 ， mn2=2 ， β1=14.672。 ， β2=15.942。  7軸的設計計算 1） 軸的選材：因為是一般用軸，所以選材料為45鋼 ，調質。 查《機械設計

21、基礎》p333 表16.1 ，查取бB=637Mpa。 查《機械設計基礎》p342 表16.3 ，因為材料是碳素鋼，所以取許用彎曲應力[б-1b]=60Mpa。 查《機械設計基礎》p341 表16.2 ， 因為是45鋼，所以查取[τ]=30～40Mpa ， C=118～107。 2）高速軸的設計： 按純扭轉強度估算軸徑（最小軸徑）： d≥C3Pn d1≥C3P1n1=(107～118)35.4561440mm=16.7～18.4mm 考慮到軸的最小處要安裝聯(lián)軸器，增大3%～5%。 故d1取17.4～19.2mm 查

22、《機械工程及自動化簡明設計手冊（上冊）》p38 聯(lián)軸器 可知：Tn=63>36, 取d1=22mm。 選聯(lián)軸器型號為：TL4 , 軸承為:7205C 因為軸兩端要安裝軸承，所以取dmin=25mm，其具體參數(shù)如下圖： 3）中速軸的設計： d2≥C3P2n2=(107～118)35.239257mm=29.2～32.2mm 取d2=35mm 選用軸承 720

23、7C 具體參數(shù)如下圖： 4）低速軸的設計與強度校核： d3≥C3P3n3=(107～118)35.03160mm=47.7～52.6mm 考慮最小直徑要裝聯(lián)軸器，開鍵槽，要增大3%～5%。 故d3取50.1～55.3mm 查《機械工程及自動化簡明設計手冊（上冊）》p37 表2-6，選聯(lián)軸器型號為 YL11 J型， d=55mm L=84mm, 選軸承型號為7212C 。 圓周力：Ft=2T3d4=2×803/295.

24、360=5.44kN 軸向力：Fa=Ft·tanβ2=5.44×tan15.942。=1.56kN 徑向力：Fr=Ft·tanαncosβ=5.44×tan20。/cos15.942。=2.06kN FA: -FA×194+ Fr×(194-68)+ Fa×d4/2=0 解之 得： FA=2.5 kN FB: FA+ FB=Fr 解之得：FB=-0.44 kN F1: F1= Ft×(194-68)/194=3.54 kN F2: F2= Ft×68/194=1.91 kN  軸力圖如下： 由圖可知：

25、1截面 ，2截面 為危險截面 1截面的當量彎矩Me1=370.32+116.82+（0.6×803）2 =500.7N·m 2截面的當量彎矩Me2=31452+240.72+（0.6×803）2 =557.8 N·m 校核危險截面：б1=Me1×104d1截面3 代入數(shù)據(jù)得：б1=23.2Mpa≤[б-1b]=60Mpa б2=Me2×104d2截面3 代入數(shù)據(jù)得：б2=16.3 Mpa≤[б-1b]=60Mpa 因此該軸滿足剛度條件。  8滾動軸承的選擇與計算 在第四章中，選軸承的型號為：因為高速

26、軸最小端軸徑是22mm，所以選軸承的內徑取成國標的25mm， 即軸承型號為7205C ；因為初算中速軸時的最小軸徑為32mm，所以取成國標選軸承的內徑為35mm，型號為 7207C ；因為在低速軸初算最小軸徑是52mm，考慮到要與聯(lián)軸器相連且載荷比較大（803N·m），所以選低速軸軸承的內徑略大些，為60mm，所以型號為7212C。 低速軸軸承的壽命校核： 在低速軸的剛度校核中，算得：FA=2.5 kN ，F(xiàn)B=-0.44 kN ，F(xiàn)1=3.54 kN F2= 1.91 kN 查《機械設計基礎》p372 表17.7，因為是向心角接觸球軸承7000C且α=15。，所以取

27、Fs=0.4Fr。 Fr1=FA2+F12=4.73 kN Fr2=FB2+F22=1.96 kN Fs1=0.4Fr1=1.75 kN Fs2=0.4Fr2=0.79 kN 因為FA + Fs2=3.25kN> Fs1=1.75 kN ,所以1端受壓，2端放松，所以 Fa1=FA+FS2=2.5+0.79=3.29kN Fa2= FS2=0.79 kN 查《機械工程及自動化簡明設計手冊（上冊）》p454 表D-2 取7212C的Cor=48.5kN Cr=61.0 kN

28、 Fa1Cor=3.29/48.5=0.067 , Fa2Cor 0.79/48.5=0.016 查得 e1=0.46 ，e2=0.38 Fa1Fr1=3.29/4.37=0.753≥e1 , Fa2Fr2=0.79/1.96≥e2 查《機械設計基礎》p380 表17.10 ，因為α=15。，根據(jù)e值和Fa1Fr1的值的大小情況，查取當量動載荷 X Y X1=0.44 , Y1=1.23 ,

29、 X2=0.44 , Y2=1.23 。 查《機械設計基礎》p381 表17.11 ，因為是輕微沖擊載荷，所以取載荷系數(shù) fP=1.1。 當量動載荷P: P=fT(XFr+YFa) 代入數(shù)據(jù)得： P1=7.44Kw , P2=2.02Kw 取 P1 校核壽命 因為滾動體是球，所以取ε=3，取fT=1 ，Cr=61.0 kN Lh=10660n（fTCP1）3 代入數(shù)據(jù)得：Lh=7.65×106 h≥ 37500 , 所以滿足

30、壽命要求。 9聯(lián)軸器的選擇 1）輸入軸聯(lián)軸器的選擇： 電動機與減速器高速軸連接用的聯(lián)軸器，一般選用彈性可移式聯(lián)軸器，如彈性柱銷聯(lián)軸器。電動機軸徑38mm，軸頸長80mm。減速器輸入軸軸徑22mm，軸頸長50mm。所以可選TL6聯(lián)軸器YA38×82YA22×52GB4323-84。在第四章中選聯(lián)軸器的型號為TL4 2）輸出軸聯(lián)軸器的選擇：減速器輸出軸軸徑45mm，軸頸長72mm。所以可選YL11聯(lián)軸器JA45×84JA45×84GB4323-84。 在第四章中選聯(lián)軸器的型號為YL11 J型。  10鍵連接的選擇與計算 查《機械設計基礎》p

31、133 表8.1及p134 表8.2 ，因為鍵的材料是鋼且載荷性質是輕微中載，所以查取許用擠壓應力[бjy]=100Mpa （鋼）。 1）高速軸的（連接聯(lián)軸器的）鍵，根據(jù)聯(lián)軸器的鍵的需要，選A型平鍵，因為d=22mm，所以選b=6mm，h=6mm ，L=20mm ，材料 ：鋼 。 2）中速軸的兩個鍵，與大齒輪相連的，考慮到中速軸的軸身設計長度，所以選B型平鍵，因為d=40mm，所以選b=12mm ，h=8mm，L=25mm材料：鋼 。 與小齒輪相連的選A型平鍵，應為d=40mm，所以選b=12mm，h=8mm，L=38mm，

32、 材料：鋼 。 3）低速軸的鍵：與聯(lián)軸器相連的，因為聯(lián)軸器所需的鍵的類型有要求，所以選B型，因為d=55mm，所以選b=16mm，h=10mm，L=60mm ，材料：鋼。 與齒輪相連的鍵，因為考慮到軸身的長度，所以選B型，因為d=70mm，所以選b=20mm，h=12mm，L=48mm ， 材料：鋼。 4）低速軸鍵的強度校核： бjy=4000Tnd·h·l 與齒輪相連的鍵：бjy=4000×803/(70×12×48)=79.3Mpa≤

33、[бjy]=100Mpa 與聯(lián)軸器相連的鍵：бjy=4000×803/(55×10×60)=97.4Mpa≤[бjy]=100Mpa 經校核，低速軸鍵的強度符合要求。  11潤滑方式、潤滑劑牌號及密封裝置的選擇 1）潤滑方式 齒輪的潤滑 當齒輪的圓周速率小于12m/s時（vmax=3.2m/s），通常采用浸油潤滑，浸油高度約為六分之一大齒輪半徑，取為50mm。再加上齒輪到箱底的距離30～50mm，所以油深85mm。 滾動軸承的潤滑 ：因為齒輪可以將底部的潤滑

34、油帶起且在箱體上設計了油溝，所以軸承的潤滑方式采用油潤滑方式 2）潤滑油牌號 齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用于小型設備，選用L-CKC90～110潤滑油 3）密封裝置 選用凸緣式端蓋易于調整，采用氈圈油封密封圈實現(xiàn)密封。 密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為 氈圈55JB/ZQ4606-86 氈圈80JB/ZQ4606-86 氈圈120JB/ZQ4606-86。  12其他技術說明 1）裝配前所有零件進行清洗，因為在箱體底座要加液體潤滑油，所以要在箱體內涂耐油油漆。 2）用涂色法檢驗

35、斑點，在齒高和齒長方向接觸斑點不小于50%。 3）高速軸軸承的軸向間隙為0.1；低速軸軸承的軸向間隙為0.13。 4）減速器剖分面及密封處均不許漏油，剖分面可涂水玻璃或密封膠。 5）減速器表面涂灰色油漆。  13結束語 設計小結： 通過這次設計，使我認識到上課時的內容雖然已經很很豐富，但如果沒有實踐的話，學習再多的理論也只是紙上談兵，就像用到的各種符號，往往就同其它的一些符號相混，結果往往是張冠李戴。但如果書上的知識沒有掌握，在設計的過程中會遇到很多麻煩，就像有許多公式記不起來，結果是弄得自己手忙腳亂，只好再從書上查找；通過這次設

36、計，我查找資料的能力也得到了很大的提高。更重要的是，通過這次的課程設計，我們初步嘗試了去獨立地去發(fā)現(xiàn)問題，解決問題，反思問題的能力，并且設計的是一個整體，所以考慮問題的方向也全面了，不單單是去解一道題目，而是去解決一系列相關聯(lián)的題目鏈，大大地提高了我們在這方面的能力，而且這種能力的培養(yǎng)恰恰是在學校學習階段很難得接觸到的，但卻在以后踏上工作崗位中常常會遇到的，所以覺得此次的設計受益匪淺，并且稍有成就感，感謝開了這門課程設計課。 參考資料 1、《機械設計基礎》 陳立德 主編 高等教育出版社 07年11月 2、《機械工程及自動化簡明設計手冊（上冊）》 葉偉昌 主編 機械工業(yè)出版社 08年2月 - 18 -