帶式輸送機的傳動裝置&;一級閉式圓柱齒輪減速器（全套圖紙和說明書）

帶式輸送機的傳動裝置&;一級閉式圓柱齒輪減速器（全套圖紙和說明書）,輸送,傳動,裝置,一級,圓柱齒輪,減速器,全套,圖紙,以及,說明書,仿單 設 計 計 算 及 說 明 結 果 一 設計任務書 1. 設計方案 設計題目：帶式輸送機的傳動裝置設計方案圖如下： 2. 設計條件 2．1工作條件 空載起動、連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)，運輸帶允許誤差為5%； 2 .2使用期限及檢修間隔 工作期限為10年，小批量生產，兩班制,每年工作250日；檢修期定為三年； 3. 設計要求 1）設計一級閉式圓柱齒輪減速器； 2）完成裝配圖1張，零件圖2張； 3）設計計算說明書一份，按指導老師的要求書寫 4）相關參數(shù)：運輸帶卷筒所需功率P=5.0KW； 運輸帶卷筒工作轉速n=84； 卷筒中心高H=300mm。 二 傳動方案簡述 1. 電動機選擇 1．1 電動機類型的選擇 按工作要求和工作條件選用Y系列三相異步電動機。 1.2確定電動機的功率和型號 ：聯(lián)軸器效率 ：圓柱齒輪傳動效率 ：開式齒輪傳動效率 ：滾動軸承傳動效率 （一對） 由參考書[1]表2-4查得：=0.99（齒式聯(lián)軸器）, =0.98(7級精度), =0.95, =0.99(球軸承)， （1）傳動裝置的總效率： （2）計算電動機所需功率 由參考書[1] 表16-3可選取電動機的額定功率為7.5KW。 （3）確定電動機轉速 電動機通常采用的同步轉速有和兩種，現(xiàn)對兩種轉速作對比。 由參考書[1]表16-3可知，同步轉速是的電動機，其滿載轉速是；同步轉速是的電動機，其滿載轉速是 總傳動比，其中為電動機的滿載轉速。 現(xiàn)將兩種電動機的有關數(shù)據(jù)列于表1作比較 表1 兩種電動機的數(shù)據(jù)比較 方案 電動機型號 額定功率/KW 同步轉速/(r/min) 滿載轉速/(r/min) 總傳動比i Ⅰ Y160M-6 7.5 1000 970 11.548 Ⅱ Y132M-4 7.5 1500 1440 17.142 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，為了使傳動裝置結構緊湊，選用方案Ⅰ較合理。 （4）確定電動機型號 根據(jù)電動機功率和同步轉速，選定電動機的型號為Y160M-6。查參考書[1]表16-3和16-4，可知電動機有關參數(shù)如下： 電動機的額定功率 電動機的滿載轉速= 電動機的外伸軸直徑D=42mm 電動機的外伸軸長度E=110mm 2．傳動比確定 傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比 1）傳動裝置總傳動比 i= 2）分配到各級傳動比 因為減速器傳動比。i=i其中i為齒輪高速級的傳動比，i為齒輪低速級的傳動比。根據(jù)，取=1.3則 3）傳動裝置中各軸的轉速計算 根據(jù)傳動裝置中的安裝順序，對軸依次編號：0軸、Ⅰ軸、Ⅱ軸、Ⅲ軸。 3．傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 電動機： 轉速：n=970 輸入功率：P=P=KW 輸出轉矩：T=9550= Ⅰ軸： 轉速： 輸入功率： 輸入轉矩：T= T=9550= Ⅱ軸： 轉速： 輸入功率： 輸入轉矩： Ⅲ軸： 轉速： 輸入功率： 輸入轉矩： 現(xiàn)將兩種電動機的有關數(shù)據(jù)列于表2作比較 表2 各軸運動和動力參數(shù) 軸 號 功率（KW） 轉矩（） 轉速（） 電機軸 970 Ⅰ軸 970 Ⅱ軸 Ⅲ軸 84 三 傳動件設計 1. 齒輪設計 （一）閉式齒輪設計 1.選定齒輪類型，精度等級，材料及模數(shù) 1）按要求的傳動方案，選用圓柱斜齒輪傳動； 2）運輸機為一般工作機器，速度不高，故用8級精度齒輪傳動； 3）材料的選擇。由[2]表10-1選擇小齒輪材料為45鋼，并進行調質處理，平均硬度為235HBS，大齒輪的材料為45鋼，并進行正火處理，平均硬度為190HBS，兩者硬度差為50HBS； 4）選小齒輪齒數(shù)為Z=31，大齒輪齒數(shù)Z可由Z=i 得Z=120.125，取120； 5）初選螺旋角=13; 2.按齒根彎曲疲勞強度設計 按公式： m 1）確定計算參數(shù) (1）試選載荷系數(shù)K=1.7； (2）小齒輪傳遞的扭矩 T= T=9550= =5.3969； (3）由[2]圖10-30選取區(qū)域系數(shù)； (4）由[2]圖10-26查得： 故端面重合度； (5）由[2]表10-7，選取齒寬系數(shù)； (6）大小齒輪均采用45鋼鍛造，由[2]表10-6查得材料系數(shù)； （7) 由[2]圖10-20(c),按齒面硬度查得：查得小齒輪的彎曲疲勞強度極=380MPa，大齒輪的彎曲疲勞強度極限=325MPa； （8）計算應力循環(huán)次數(shù)。按[2]中式（10-13）。 N=60njL，式中：j為齒輪每轉一圈時，同一齒面嚙合的次數(shù)，在此處中j=1；L為齒輪的工作壽命，單位為小時。在此處， L=2班制8小時 所以，應力循環(huán)次數(shù)為 N=60njL==2.79410 N= N/=2.79410/=7.210 （9）由[2]圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)K=0.86，K=0.91 （10）計算當量齒數(shù)。 Z==33.51 Z===129.73 （11）查取齒形系數(shù) 由[2]表10-5查得Y=2.471，Y=2.156； (12）查取應力校正系數(shù) 由[2]表10-5查得Y=1.643，Y=1.814 (13）選取螺旋角系數(shù) (14）計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，則有： []== []== (15）計算大、小齒輪的 ，并加以比較 = = 所以，大齒輪的數(shù)值較大。 2）設計計算 （1）計算齒輪模數(shù) m= = （2）計算圓周速度 (3)計算載荷系數(shù) 由[2]表10-2查得：使用系數(shù)K=1;根據(jù)，8級精度，由[2]圖10-8查得：動載荷系數(shù)K=1.11; 由[2]表10-3查得：K=1.4，由[2]圖10-13查得K=1.4。 故 （4）校正并確定齒輪模數(shù) 查[3]表10-1取齒輪模數(shù)2.5； 3.計算齒輪傳動的幾何尺寸 （1）計算中心距a ，將中心距a圓整為193 mm； （2）按圓整后的中心距修正螺旋角 （3）計算大、小齒輪寬度 （4）計算大、小齒輪寬度 ，其中為齒寬系數(shù)，此處齒輪對稱布置，查[2]表10-7，選=1，所以，圓整后取b=80mm； 所以，大齒輪寬度為80mm，小齒輪寬度為85mm； 4．校核齒面接觸疲勞強度 1) 確定公式內各項參數(shù)值 （1） 由[2]圖10-30，選取區(qū)域系數(shù)； （2） 大、小齒輪均采用45鋼鍛造，由[2]表10-6查得材料系數(shù) （3） 重合度系數(shù)，齒數(shù)多時取小值，此處齒數(shù)中等，取=0.8； （4） 螺旋角系數(shù)； （5） 小齒輪的扭矩 T= T=9550= =5.3969； （6） 計算載荷系數(shù)K 由[2]表10-2查得：使用系數(shù)K=1;根據(jù)，8級精度，由[2]圖10-8查得：動載荷系數(shù)K=1.11; 由[2]表10-3查得K=1.4；由[2]表10-4查得當8級精度、調小齒輪相對支承非對稱布置時接觸疲勞強度計算用的齒向載荷分布系數(shù): 所以， （7） 根據(jù)齒面硬度，由[2]圖10-21（d）查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，由[2]圖10-21（c）查得大齒輪的接觸疲勞強度極限； （8） 由[2]圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)； （9） 計算許用接觸疲勞應力 取安全系數(shù)S=1，失效率為1%。則 2）校核計算 所以，齒面接觸疲勞強度滿足要求。 5.齒輪結構設計 由于小齒輪的直徑較小，故采用齒輪軸結構。 大齒輪采用孔板式結構，結構尺寸按[1]表5-11的經驗公式來計算。大齒輪的孔徑根據(jù)后續(xù)設計的中間軸配合的部分的直徑來確定，設計結果見表3； 表3 大齒輪結構尺寸 名稱 結構尺寸及經驗計算公式 結果/mm 轂孔直徑 根據(jù)中間軸設計而定 = 60 輪轂直徑 =1.6 96 輪轂寬度l L=(1.2~1.5) 80 腹板最大直徑 =-（10~14）m 270 板孔分布圓直徑 =0.5（+） 183 板孔直徑 =15~23mm 25 腹板厚度C C=(0.2~0.3)b 24 大齒輪的結構草圖如圖1所示，閉式齒輪傳動的尺寸列于表4。 圖1 表4 閉式齒輪傳動的尺寸 名稱 計算公式 結果/mm 法面模數(shù) 2.5 法面壓力角 傳動比 i 分度圓直徑 齒頂圓直徑 84.251 311.780 齒根圓直徑 73.001 300.53 中心距 a= 193 齒寬 85 80 齒數(shù) 31 120 螺旋角 注：表中和分別稱為齒頂高系數(shù)和頂隙系數(shù)。在此取=1，=0.25。 （二）開式齒輪設計 開式齒輪的設計過程與閉式類似，故省略。 開式式齒輪傳動的尺寸列于表5。 表5 開式式齒輪傳動的尺寸 名稱 計算公式 結果/mm 法面模數(shù) 4 法面壓力角 傳動比 i 分度圓直徑 119.959 359.876 齒頂圓直徑 127.959 367.876 齒根圓直徑 117.959 357.876 中心距 a= 240 齒寬 125 120 齒數(shù) 29 87 螺旋角 注：表中和分別稱為齒頂高系數(shù)和頂隙系數(shù)。在此取=1，=0.25。 2. 軸設計 1.軸的材料選擇 根據(jù)軸的工作條件，初選軸的材料為45鋼，調質處理 2.軸的最小直徑估算 按[1]中式（5-1）進行最小直徑估算，即： 當該軸上有一個鍵槽時，d增大5%~7%；當該軸上有兩個鍵槽時，d增大10%~15%。C值由[1]表5-5來確定：C=120。 1）閉式級高速軸 因為在最小直徑處開有一個鍵槽為了安裝聯(lián)軸器，所以 ，最后取 =30mm； 2）閉式級低速軸 因為在該軸上開有兩個鍵槽，所以 最后取=40mm； 3. 閉式級高速軸的結構設計 閉式級高速軸的結構草圖如圖2所示 圖2 1）.各軸段直徑的確定 D15:軸的最小直徑，取=30mm； D14：密封處軸段直徑，根據(jù)軸向定位以及密封圈的尺寸要求，取45mm； D13：滾動軸承處軸段直徑，取50mm，由[1]表13-2初選滾動軸承6010； D12：齒輪處軸段，由于小齒輪直徑較小，故采用齒輪軸結構； D11：滾動軸承處軸段直徑，取50mm； 2）各軸段長度的確定 D15:由外接的聯(lián)軸器確定，取50mm； D14：由箱體結構、軸承端蓋尺寸、裝配要求等確定，取75mm； D13：由滾動軸承、擋油盤等確定，取30mm； D12：齒輪處軸段，取110mm； D11：滾動軸承處軸段直徑，取30mm 閉式級高速軸的結構尺寸列于表6 表6 閉式級高速軸的結構尺寸 軸段 D11 D12 D13 D14 D15 直徑/mm 50 80 50 45 30 長度/mm 30 110 30 75 50 4. 閉式級低速軸的結構設計 閉式級低速軸的結構草圖如圖3所示 圖3 1）.各軸段直徑的確定 D26: 軸的最小直徑，取=40mm； D25: 密封處軸段直徑，根據(jù)軸向定位以及密封圈的尺寸要求，取45mm； D24：滾動軸承處軸段直徑，取50mm； D23：大齒輪處軸段，由大齒輪確定，取60mm； D22：過渡軸段，取70mm； D21：滾動軸承處軸段直徑，取50mm； 2）各軸段長度的確定 D26:由外接齒輪等確定，取155mm； D25: 由箱體結構、軸承端蓋尺寸、裝配要求等確定，取80mm； D24：由滾動軸承、軸套等確定，取60mm； D23：由大齒輪確定，取80mm； D22：過渡軸段，取20mm； D21：滾動軸承處軸段直徑，取30mm 閉式級低速軸的結構尺寸列于表7 表7 閉式級低速軸的結構尺寸 軸段 D21 D22 D23 D24 D25 D26 直徑/mm 50 70 60 50 45 40 長度/mm 30 20 80 60 80 155 5. Ⅰ軸的校核 1）對稱循環(huán)彎曲許用應力 選軸的材料為45鋼，調質處理，由[4]表14-1查得對稱循環(huán)彎曲許用應力=55MPa； 2）軸空間受力圖 齒輪嚙合處作用有徑向力、圓周力和軸向力，根據(jù)齒輪轉向和齒輪旋向，可確定三者方向，畫出軸空間受力圖，如圖4所示： 圖4 取集中力作用于齒輪和軸承寬度的中點，齒輪嚙合力即為作用于軸上的載荷，將其分解為垂直面受力和水平面受力，分別如圖5和圖6所示： 圖5 圖6 3）軸上載荷計算 齒輪圓周力： 齒輪的徑向力： 齒輪的軸向力： 4）軸上支反力計算 水平面內的支反力： 垂直面內的支反力： 5)軸彎矩計算及彎矩圖繪制 計算截面C處的彎矩： 分別畫出垂直面和水平面的彎矩圖，分別如圖7、圖8所示: 圖7 圖8 求合成彎矩并畫出其彎矩圖，如圖9所示： 圖9 6）畫出扭矩圖 如圖10所示： 圖10 7）按彎扭合成校核軸的強度 界面C處的彎矩最大，以其為危險截面進行強度校核。根據(jù)[4]式（14-6）取α=0.6，則有 故安全。 四 其它零件設計 1. 鍵的選用 1. I軸上接聯(lián)軸器的鍵： 由[1]表11-26選擇b×h×L=8mm×7mm×45mm 標記為：鍵8×7×45 GB/T 1096-2003; 2. II軸上分別與大小齒輪連接的鍵： 小齒輪：由[1]表11-26選擇b×h×L=12mm×8mm×125mm 標記為：鍵12×8×125 GB/T 1096-2003; 大齒輪：由[1]表11-26選擇b×h×L=18mm×11mm×56mm 標記為：鍵18×11×56 GB/T 1096-2003; 2. 滾動軸承的選擇和校核 根據(jù)軸承受載荷及速度情況，擬定選用深溝球軸承，由[1]表13-2選擇滾動軸承6010。由表可得出其相關參數(shù)： ,； 由[4]附表13-1，深溝球軸承的相對軸向載荷為 由[4]附表13-1，利用線性插值法求判別系數(shù) 因為 故由[4]附表13-1直接查得徑向動載荷系數(shù)X=0.56，軸向動載荷系數(shù)Y利用線性插值法求得為2.187； 由于載荷有輕微沖擊，由[4]附表13-2.取 =1.1,由[4]式（13-1） 得軸承的當量動載荷為 由[4]式（13-6）計算額定動載荷 由[4]附表13-1查得，深溝球軸承的靜載荷系數(shù)為 由[4]式（13-9）可求得當量靜載荷為 由[4]式（13-10）取，計算額定靜載荷為 因為 故由[4]圖13-13查得 代入[4]式（13-11）得軸承實際許用的最高轉速為 綜合以上計算可知：所選軸承6010的額定動載荷、額定靜載荷和極限轉速均能滿足使用要求，三者的安全余量都很大。 3. 聯(lián)軸器選用 I軸上所需聯(lián)軸器選用： 根據(jù)直徑選擇和工作要求，為了緩和沖擊，減速器的輸出軸應選用彈性柱銷聯(lián)軸器。由[1]表14-1可知，取,所以聯(lián)軸器的計算轉矩 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器的公稱轉矩的條件，可查[1]表15-6，確定選 LX1型彈性柱銷聯(lián)軸器； 標記為：LX1聯(lián)軸器 五 減速器的潤滑和密封 1. 齒輪的潤滑 根據(jù)v﹤12m/s，故可采用浸油潤滑，選N150號工業(yè)齒輪油。按每傳遞1KW的功率需油量為0.35 ~0.7L來計算，所需潤滑油的量為： 0.5×5.0=2.5L。 2. 軸承潤滑 軸承采用脂潤滑，滾動軸承的裝脂量一般為軸承內部空間容積 1/3—2/3。 3. 密封類型的選擇 1. 軸伸出端的密封 軸伸出端的密封選擇毛氈圈式密封。 氈圈 30JB/ZQ4606 氈圈 45JB/ZQ4606 2. 箱體結合面的密封 箱蓋與箱座結合面上涂密封膠或水玻璃的方法實現(xiàn)密封。 3. 軸承箱體內，外側的密封 （1）軸承箱體內側采用擋油盤密封。 （2）軸承箱體外側采用毛氈圈密封。 六 減速器箱體 1. 箱體結構形式及材料 本減速器采用剖分式箱體，分別由箱座和箱蓋兩部分組成。用螺栓聯(lián)接起來，組成一個完整箱體。剖分面與減速器內傳動件軸心線平面重合。 此方案有利于軸系部件的安裝和拆卸。剖分接合面必須有一定的寬度，并且要求仔細加工。為了保證箱體剛度。在軸承座處設有加強肋。箱體底座要有一定寬度和厚度，以保證安裝穩(wěn)定性和剛度。減速器箱體用HT200制造。鑄鐵具有良好的鑄造性能和切削加工性能，成本低。鑄造箱體多用于批量生產。 箱體主要結構尺寸可根據(jù)[1]中圖5-39和表5-1來確定。減速器主要附件（窺視孔蓋、通氣器、油標、放油螺塞、定位銷、啟蓋螺釘?shù)龋┑慕Y構尺寸可參照[1]中的表5-9 ~表5-25確定。 七 參考文獻 [1] 《機械設計課程設計》周海主編 2011年8月第1版，西安電子科技大學出版社。 [2] 《機械設計》西北工業(yè)大學機械原理及機械零件教研室編著，濮良貴、紀明剛主編，2001年6月第7版，高等教育出版社。 [3] 《機械原理》（第七版）孫桓、陳作模、葛文杰主編2010年12月第13次印刷，高等教育出版社。 [4] 《機械設計》陳東主編，錢瑞明、金京、楊鐵牛副主編2010年7月第一次印刷，電子工業(yè)出版社 電動機的型號為Y160M-6 額定功率： 滿載轉速：= 總傳動比： i 高速級傳動比： P=KW T=55.065 T=53.969 202.910 568.739 Z=31 Z=120 應力循環(huán)次數(shù) N=2.79410 N=7.210 齒輪模數(shù)2.5 中心距a=193mm 螺旋角 = =79.251mm =306.780mm =0.8 0.9779 K=1 K=1.11 K=1.4 1.453 K=2.258 =464MPa 齒面接觸疲勞強度滿足要求