《《機械設計課程設計》計算說明書帶式運輸機二級圓柱齒輪減速器設計》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《《機械設計課程設計》計算說明書帶式運輸機二級圓柱齒輪減速器設計（26頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、裝 訂 線 機械設計課程設計說明書 《機械設計課程設計》 計算說明書 課程名稱： 機械設計課程設計 課 程 號： 16109500 題 目： 帶式運輸機二級圓柱齒輪減速器設計 學院名稱： 能源與動力工程 學院 熱工 專業(yè) 班 級： 2009級（1）班 學生姓名： 學 號： 指導教師：

2、 2012 年 01 月 13 日 目錄 第一部分. 設計任務書 第二部分. 機械傳動裝置的總體設計………………………2 2.1 電動機的選擇………………………………………………………………2 2.2 傳動方案的確定……………………………………………………………2 2.3 總傳動比的確定……………………………………………………………3 2.4 傳動裝置的運動參數和動力參數的計算…………………………………3 第三部分. 傳動零件設計計算………………………………5 3.1 V帶傳動的設計計算………………………………………………………5 3.2 齒輪傳動的設計

3、計算 ……………………………………………………6 3.2.1 高速級齒輪的設計計算 …………………………………………………………6 3.2.2 低速級齒輪的設計計算 …………………………………………………………8 3.2.3 兩對齒輪的數據記錄……………………………………………………………11 第四部分. 軸系零件設計計算………………………………11 4.1 軸的設計計算……………………………………………………………11 4.1.1 高速級Ⅰ軸的設計計算…………………………………………………………11 4.1.2 中速級Ⅱ軸的設計計算…………………………………………………………1

4、2 4.1.3 低速級Ⅲ軸的設計計算…………………………………………………………14 4.1.4 高速級Ⅰ軸的受力分析圖………………………………………………………16 4.1.5 中速級Ⅱ軸的受力分析圖………………………………………………………17 4.1.6 低速級Ⅲ軸的受力分析圖………………………………………………………18 4.2 滾動軸承的設計計算……………………………………………………19 4.3 鍵連接的設計計算………………………………………………………20 4.3 聯(lián)軸器的設計計算………………………………………………………21 第五部分. 潤滑與密封的設計…………

5、……………………21 第六部分. 參考資料…………………………………………23 設計計算及說明 結果 第一部分. 設計任務書 機械傳動裝置通常由原動機、傳動裝置、工作機和機架四部分組成，其總體設計包括傳動方案的擬定和分析，電動機型號的選擇，總傳動比的計算及其分析，傳動裝置的運動參數和動力參數的計算等。設計過程一般是：從方案分析開始，進行必要的設計計算和結構設計，最后以圖樣和計算說明書表達設計結果。 第二部分. 傳動方案設計 鑄造車間一造型用砂型運輸機，系由電

6、動機驅動傳動裝置，該減速器傳動裝置由兩級齒輪減速器和其他傳動組件組成，運輸機每日兩班制工作，工作期限7年。設計此傳動裝置。 設計任務 1完成運輸機主要傳動裝置結構設計。 2完成裝配圖一張（用A0圖紙），零件圖兩張。 3. 編寫設計說明書一份。 4. 原始數據 運輸帶主動鼓輪軸輸入端轉矩 Tw=800NM 主動鼓輪直徑 D=300mm 運輸帶速度 Vw=0.55m/s 1.1 傳動方案的確定 （1）電動機通過皮帶輪與減速器連接； （2）減速器用二級展開式圓柱直齒輪減速器； （3）輸出軸與鏈相連，由鏈帶動鼓輪傳動； （4）方案簡圖如下： 2.1.2 電動機的選擇

7、 按工作要求和條件,選用Y系列籠型三相異步電動機,封閉式結構。 確定電動機的功率 效率的選擇：查表2-2 V帶傳動：η1 = 0.95 圓柱齒輪傳動7級精度圓柱：η2 = 0.98 滾動球軸承：η3 = 0.99 彈性套柱銷聯(lián)軸器：η4 = 0.995 閉式滾子鏈效率：η5 = 0.95 傳動裝置總效率為 而 查表2-3， 取同步轉速： 1500r/min ——4級電動機選 型號：Y112M-4, 額定功率：Pm=4kW，滿載功率：nw=1440r/min 堵轉轉矩/額定轉矩： 2.2 最大轉矩/額定轉矩： 2.2 1.3 總傳動比的確定 綜合考慮電動機和傳動

8、裝置的尺寸、重量、價格以及總傳動比，應選用1500r/min的電動機Y系列三相異步電動機,得到主動鼓輪軸的工作轉速為。 初估傳動比： 而i’=i減i帶i鏈。 由推薦值，取i帶=1.8，i減=10.8，（i高=3.6，i低=3）則通過計算得i鏈=2.12 1.4 傳動裝置的運動參數和動力參數的計算 設n0、n1、n2、n3、n4、n5——0、Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ軸的轉速（r/min）； P0、P1、P2、P3、P4、P5——0、Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ軸的輸入功率（kW）； T0、T1、T2、T3、T4、T5——0、Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ軸的輸入轉矩（N .m）； P0——電動機實際所需功

9、率（kW）；nm——電動機滿載轉速（r/min）。 各軸輸入功率功率： P0=3.57Kw 各軸轉速： 各軸輸入轉矩： 各軸運動及動力參數表如下： 軸號 參數 0 Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ 輸入功率kW 3.57 3.39 3.29 3.19 3.14 2.96 轉速 r/min 1440 800 222.222 74.07 74.07 34.94 輸入轉矩N.m 23.68 38.22 133.54

10、 388.43 382.34 807.43 第2部分. 傳動方案設計 2.1 V帶傳動的設計計算（圖表數據來源于《帶傳動和鏈傳動設計手冊》） 電動機轉速n0＝nw＝1440r/mim，帶輪所連減速器高速軸I軸轉速為n1＝800r/min，傳動裝置輸入功率為P0＝3.57kW 。 1、 求計算功率Pc Ⅰ類電動機，載荷變動小，工作時間16h. 查表13-6得KA＝1.2 故計算功率為：Pc＝KAP0＝1.23.57kW＝4.28kW 2、 選擇V帶型號 由Pc＝4.28kW，n0＝1440r/mim，查圖13-12得坐標點位于A型界內，故初選普通A型V帶。 3、 計

11、算大、小帶輪基準直徑 d0、d1。 查表13-7，d0應不小于80mm，取小帶輪基準直徑d0=100mm, 取ε=0.02，則， 圓整為d1=180mm。 4、 驗證帶速 帶的實際傳動比 實際大帶輪轉速。 帶速在范圍內，符合要求。 5、 求V帶基準長度和中心距a 由，選取mm, 由式得帶長 由表3-4 取標準長度 實際中心距 6、 驗算小帶輪包角α 故包角合理。 7、 確定帶的根數z ，小帶輪基準直徑d0=100mm, A型V帶，，查表13-5取 查表13-10，由，取Kα＝0.98 查表13-2，由，得KL＝

12、0.96 V帶根數 取z=4根 8、 計算V帶初張緊力F0和壓軸力Q 查表3-2，得q=0.1 9、 帶輪結構設計 由電動機型號，得小帶輪孔徑d=28mm,帶輪輪緣寬度bd=11.0mm。 由表3-17，e=15, 取f=10。 小帶輪孔徑d=28mm，d0=100mm, 大帶輪d1=180,取孔徑d=28mm 查表3-19，小帶輪采用實心輪，大帶輪采用四孔板輪， 大帶輪草圖如下： 2.2 齒輪傳動的設計計算 2.2.1 高速級齒輪的設計計算 i高=3.6，取z1=25，z2=90，精度為7級 小齒輪選用45鋼，調

13、制處理230HBS，大齒輪選用45鋼，正火處理200HBS。 ㈠接觸疲勞強度計算 ①計算小齒輪轉矩T1 ②確定載荷系數K 工作平穩(wěn)，平穩(wěn)載荷，由表11-4，工作情況系數 KA=1 7級精度，調制處理初速度設為0~3 m/s，由表11-5，動載系數 KV=1 Ψa=0.3， 軸剛性大，非對稱分布，軟齒面，由表11-7，齒向載荷分布系數Kβ=1.06 7級精度，軟齒面，表11-9，齒間載荷分布系數 Kα=1.23 由此的載荷系數 ③確定彈性載荷系數ZE、節(jié)點區(qū)域系數ZH、重合度系數Zε和螺旋角系數Zβ 剛對鋼的彈性系數由

14、表11-6得 初設，查圖11-9， ZH=2.43 重合度系數 斜齒X取0.9， ④計算許用接觸壓力[σH] 因為大齒輪的材料硬度差，接觸疲勞強度按大齒輪計算即可。 大齒輪45鋼調制210HBS，由圖11-10，取 按表11-7定失效概率為1%得SH=1，故 ⑤計算小齒輪分度圓直徑d1 ⑥驗證速度v ,與初設0~3m/s相符 ㈡確定傳動尺寸 ①確定模數mn

15、，按標準取mn=2. ②確定中心距a 中心距應圓整為整數，取a=119mm ③確定螺旋角β ④確定齒輪分度圓直徑d1、d2 改到這了 ⑤確定齒寬b1、b2 b2=Ψdd1=0.6951.739mm=35.70mm，取b2=36mm。 b1= b2+5=41mm ㈢彎曲疲勞強度驗算 ①確定齒形系數YFa、應力修正系數Ysa、重合度系數Yε及螺旋角系數Yβ 小齒輪當量齒數 大齒輪當量齒數 查圖11-12、11-13得 YFa1=2.57 Ysa1= 1.61 YFa2=2.15 Ysa2

16、= 1.79 ②計算許用彎曲應力[σF] 小齒輪選用45鋼調制處理230HBS，查圖11-14得小齒輪 大齒輪選用45鋼調制處理210HBS，查圖11-14得小齒輪 由mn=2mm，查圖11-15，Yx=1 失效概率為1%，查表11-7，得SF=1 許用彎曲應力 ③驗算彎曲疲勞強度 該對齒輪彎曲疲勞強度已經足夠。 2.2.2 低速級齒輪的設計計算 I低=3，取z3=20，z4=60，精度為7級 小齒輪選用45鋼，調制處理230HBS，大齒輪選用ZG310-570鋼，正火處理210HBS。 ㈠接觸疲勞強度計算 ①計算小齒輪轉矩T2

17、 ②確定載荷系數K 工作平穩(wěn)，平穩(wěn)載荷，由表11-4，工作情況系數 KA=1 7級精度，調制處理初速度設為0~3 m/s，由表11-5，動載系數 KV=1 Ψa=0.4， 軸剛性大，非對稱分布，軟齒面，由表11-7，齒向載荷分布系數Kβ=1.07 7級精度，軟齒面，表11-9，齒間載荷分布系數 Kα=1.23 由此的載荷系數 ③確定彈性載荷系數ZE、節(jié)點區(qū)域系數ZH、重合度系數Zε和螺旋角系數Zβ 剛對鑄鋼的彈性系數由表11-6得 初設，查圖11-9，

18、 ZH=2.43 重合度系數 斜齒X取0.9， ④計算許用接觸壓力[σH] 因為大齒輪的材料硬度差，接觸疲勞強度按大齒輪計算即可。 大齒輪ZG310-570正火210HBS，由圖11-10，取 按表11-7定失效概率為1%得SH=1，故 ⑤計算小齒輪分度圓直徑d3 ⑥驗證速度v ,與初設0~3m/s相符 ㈡確定傳動尺寸 ①確定模數mn ，按標準取mn=4 ②確定中心距a 中心距應圓整為整數，取a=165mm ③確定螺旋角β ④確定齒輪分度圓直徑d1、d2 ⑤確定齒寬b1、b2 b4=Ψdd

19、3=0.882.5mm=66mm，取b4=66mm。 b3= b4+5=71mm ㈢彎曲疲勞強度驗算 ①確定齒形系數YFa、應力修正系數Ysa、重合度系數Yε及螺旋角系數Yβ 小齒輪當量齒數 大齒輪當量齒數 查圖11-12、11-13得 YFa3=2.76 Ysa3= 1.56 YFa4=2.26 Ysa4= 1.74 ②計算許用彎曲應力[σF] 小齒輪選用45鋼調制處理230HBS，查圖11-14得小齒輪 大齒輪選用ZG310-570正火處理200HBS，查圖11-14得小齒輪 由mn=4mm，查

20、圖11-15，Yx=1 失效概率為1%，查表11-7，得SF=1 許用彎曲應力 ③驗算彎曲疲勞強度 該對齒輪彎曲疲勞強度已經足夠。 2.2.3 兩對齒輪的數據記錄 兩組齒輪的齒頂圓直徑分別為 各齒輪參數如下表所示 高速級 低速級 mn 2 β mn 4 β z1 25 z2 90 z3 20 z4 60 b1 41 b2 36 b3 71 b4 66 d1 51.739 d2 186.261 d3 82.500 d4 247.500

21、da1 55.739 da2 190.261 da3 90.500 da4 255500 a 119 精度 7級 a 165 精度 7級 第三部分. 軸系零件設計計算 3.1 軸的設計計算 3.1.1 高速級Ⅰ軸的設計計算 選用45鋼經調制處理 由表15-1查得硬度為217~255HBS，抗拉強度, 查表15-3得許用彎曲正應力， 尺寸估算a=13mm，c=20mm，D=13mm，E=20mm，F=50mm，G=10mm，H=6mm，k=20mm。其中b1=41mm， b2=36mm，b3=71mm ，b4=66mm，B=65mm L=E+2D+2

22、a+0.5(b1+b2+b3+b4) +c=192mm x1=0.5B+k+H+G+F-D-0.5E=95.5mm x2=0.5E+D+a+0.5(b3+b4)+c+0.5 b2=135.5mm x3=0.5E+D+a+0.5 b1=56.5mm 畫出空間受力圖（另附） 作水平內的彎矩MH圖（H） 水平：A B A的左側： C的左側： C的右側： 作垂直平面內的彎矩Mv圖(V) 豎直：A B C的左側： 作合成彎矩圖M C的左側 C的右側 作轉矩T圖 T=T1=41.30N.mm 作當量彎矩圖，單向轉

23、動，轉動為脈動循環(huán)，校正系數， D截面： A截面： C左截面： 計算危險軸徑 D處： D處有鍵槽，將直徑加大5%，及15.955mm1.05=16.753mm A處： C處： C處有鍵槽，將直徑加大5%，及23.59mm1.05=24.77mm 3.1.2 中速級Ⅱ軸的設計計算 選用45鋼經調制處理 由表15-1查得硬度為217~255HBS，抗拉強度, 查表15-3得許用彎曲正應力， 尺寸估算 L =192mm x1=0.5E+D+a+ 0.5 b3=71.5mm x2=L- x1- x3=64mm x3=56.5mm(高速軸已計算)

24、 畫出空間受力圖（另附） 作水平內的彎矩MH圖（H） 水平：D B B的左側： B的右側： C的左側： C的右側： 作垂直平面內的彎矩Mv圖(V) 豎直：D A B的左側： C的右側： 作合成彎矩圖M B的左側 B的右側 C的左側 C的右側 作轉矩T圖 T=T2=144.292N.mm 作當量彎矩圖，單向轉動，轉動為脈動循環(huán)，校正系數， B右截面： C右截面： 計算危險軸徑 B處： B處有鍵槽，將直徑加大5%，及33.0mm1.05=34.65mm C處： C處有鍵槽，將直徑

25、加大5%，及30.0mm1.05=31.50mm 3.1.3低速級Ⅲ軸的設計計算 選用45鋼經調制處理 由表15-1查得硬度為217~255HBS，抗拉強度, 查表15-3得許用彎曲正應力， 尺寸估算 L =192mm x1=71.5mm(中速軸已計算) x2=L- x1 =120.5mm 由 畫出空間受力圖（另附） 作水平內的彎矩MH圖（H） 水平：A C B的左側： B的右側： 作垂直平面內的彎矩Mv圖(V) 豎直：A C B的左側： 作合成彎矩圖M B的左側 B的右側 作轉矩T圖 T=T3=

26、407.27N.mm 作當量彎矩圖，單向轉動，轉動為脈動循環(huán)，校正系數， B右截面： C 截面： 計算危險軸徑 B處： B處有鍵槽，將直徑加大5%，及36.6mm1.05=38.43mm C處： 注：軸的結構設計，根據結構和強度要求做成階梯軸，還要參考軸承孔徑數值，軸段長度參考選軸上各零件寬度，詳細尺寸設計見圖紙。 3.1.4高速級Ⅰ軸的受力分析圖(見16頁) 3.1.5 中速級Ⅱ軸的受力分析圖(見17頁) 3.1.6 低速級Ⅲ軸的受力分析圖(見18頁) 3.2 滾動軸承的設計計算 Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、軸的軸向受力分析

27、 Ⅲ軸軸向力較大，選用角接觸球軸承，Ⅰ、Ⅱ選用深溝球軸承 ①Ⅰ軸軸向力 由于 暫取，由表17-8，e=0.22 查表17-5，取溫度系數 查表17-6，取負荷系數 而n1=783.89r/min，ε=3，軸承壽命設計為15000h。 查標準的深溝球6207軸承 與原估計值接近，適用。孔徑d=35mm>28mm(帶輪軸段直徑)，滿足要求。 外徑D=72mm，寬度B=17mm. ②Ⅱ軸軸向力 由于 暫取，由表17-8，e=0.22 查表17-5，取溫度系數 查表17-6，取負荷系數 而n2=225.81r/min，ε=3，軸承壽命

28、設計為15000h。 查標準的深溝球6208軸承 與原估計值接近，適用?？讖絛=40mm>35mm(I軸承孔直徑)；外徑D=80mm>72mm(I軸承外徑)，滿足要求。寬度B=18mm。 ③Ⅲ軸 選用角接觸球軸承，開口相對安裝（7000AC型） Ⅲ軸軸向力 由表17-8，e=0.68 查表17-5，取溫度系數 查表17-6，取負荷系數 而n3=72.58r/min，ε=3，軸承壽命設計為15000h。 查標準的角接觸球軸承7010AC，軸承 孔徑d=50mm>40mm(Ⅱ軸承孔直徑)，外徑D=8

29、0mm（與Ⅱ軸承外徑相等），滿足要求。寬度B=16mm。 3.3 鍵連接的設計計算 ①Ⅰ軸 大帶輪 鍵材料選用45鋼，A型，T1=41300N.mm，輪轂=B=65mm L=（65-10）mm=55mm 查表10-11 軸徑d=28mm，查表10-10 b=8mm，h=7mm ,滿足要求 Ⅰ軸齒輪軸徑d=40，查表10-10 b=12mm，h=8mm 而齒根圓直徑df=46.739mm顯然 故應采用齒輪軸結構，無需用鍵連接 ②Ⅱ軸 鍵材料選用45鋼，A型，T2=144292N.mm 第二個齒輪 輪轂=b2=36mm L=(36-5)m

30、m=31mm 軸徑設計為d=42mm 查表10-10 b=12mm，h=8mm ，滿足要求 第三個齒輪 輪轂=b3=71mm L=(72-10)mm=61mm 軸徑設計為d=42mm 查表10-10 b=12mm，h=8mm ，滿足要求 ③Ⅲ軸 鍵材料選用45鋼，A型，T3=419740N.mm 第二個齒輪 輪轂=b4=66mm L=(67-10)mm=56mm 軸徑設計為d=52mm 查表10-10 b=16mm，h=10mm ，滿足要求 2.3 聯(lián)軸器的設計計算 n3=72.58r/min，Ⅲ軸名

31、義轉矩T3=419.74N.m 查表18-1，取工作情況系數KA=1.5 按照GB4323-84，查標準，選取TL8聯(lián)軸器 其許用轉矩[T]=710N.m；許用轉矩[n]=2400r/min。滿足設計要求。 第4部分. 潤滑與密封的設計 ①齒輪潤滑 低速級齒輪圓周速度 故可采用油池潤滑 減速器環(huán)境溫度10~50℃，輕~中載荷，低速級中心距a=165mm<200mm 查表11-11，潤滑油粘度推薦值 由《設計手冊》表6-29，選擇中負荷工作齒輪油（GB5903-86）代號100 ②滾動軸承的潤滑 I軸的滾動軸承d1n1=35783.89mm/min=27436 mm/

32、min <200000 mm/min Ⅱ軸d2n2=40217.75mm/min=8710mm/min<200000 mm/min Ⅲ軸d3n3=5072.58 mm/min =3629mm/min <200000mm/min 故采用脂潤滑，具有易密封，結構方便等特點。 由《設計手冊》表6-30，選用通用鋰基潤滑脂（GB7324-97），代號ZL-1 ③密封裝置的選擇 軸頸圓周速度v<5m/s，選用結構簡單，安裝方便，價廉的氈圈進行密封。滾動軸承采用脂潤滑，內部采用擋油環(huán)密封，箱體內部采用水玻璃或涂封膠密封。 ④油池深度的計算 由箱體尺寸設計知 箱底到軸中心高度H=165

33、mm，高速級全齒高h=2.25mn=4.5mm 高速級齒輪要求浸1~2個齒，但不小于10mm，及設計最低油面浸高速級10mm， 而浸油深度不得超過低速軸齒頂圓的三分之一 又最高油面比最低油面高5~10mm，將油面設計為60~67mm，在高速級加帶油輪進行帶油潤滑。 η= 0.82 Po=3.57kW

34、 Pc＝4.28kW d0=100mm d1=180mm v=7.536 m/s mm

35、 z=4 d1≥46.089mm mn=2 a=119mm b2=36mm b1=41mm

36、 d3≥72.183mm mn=4 a=165mm b4=66mm b3=71mm L =192mm 高速級齒輪

37、 危險截面當量彎矩 D處： A處： C處： 低速級齒輪 危險截面當量彎矩 B處： C處：

38、 危險截面當量彎矩 B處： C處：

39、 選用深溝球軸承6207 選用深溝球軸承6208 選用角接觸球球軸承7010AC

40、 L =55mm b=8mm h=7mm Ⅰ軸齒輪為齒輪軸 L=31mm b=12mm h=8mm L=56mm b=16mm h=10mm 第五部分. 參考資料 1、《機械設計基礎》陸萍主編（未加說明，圖表數據均源于《基礎》） 2、《機械設計常用標準》（簡稱《標準》） 3、《機械設計課程設計》黃珊秋主編（簡稱《設計手冊》） 4、《帶傳動和鏈傳動設計手冊》常德功、樊智敏、孟兆明主編 ut2ApOdfXXc02GyBKsKCWw97MrqqWhoj5TL15Zt6jIPYytYCummtA

41、Rp3v1N5luizi3xh3BhWYreKO8d9g7nmZQoWPJeTLDrw08gVS8DsDQQYGC3cE7moO2tLF0Jf1gK74IUXyBmtIVR97CkrfVqULT5fn2t6MpJR6rbzVPSortZvIj5NB5ndVvSr4iWr1TwLFKgLSPzuhRjQ3CmZU98eUOuijdLSZqPmvrw9zKupxf8WFUG9l2G9277g2rTipa1YpCZEuqxpKBhtVDCooQOzxUz3vJrZmOcijyM62zchmeooTYes8EBMm932tbz2Yo09RtsZEYS8Zrd2Yktj8l6jEAzVAjnfbtryL

42、vsm6oFbfToXVRFFn7OwIYgJlamkUNXJYbz5Rrb7r4VsuR9zpfZFMfsjhcfCA37lNW2VVLRKN7R8psz1BN6oRic5hU5Z6HCxAYqyNPOG8duYbAwqSl20CSg06Dh2sM8HLtgPkIcSkrgOPDpuHBj1LmPk7lYdvC6NNMwL3fwhZFTFVYAARY7lHSSxJ10V3pH3Y19BxYR77Ib7CpZSu2tijqe3hKqkKAu9KSkCpHKXUIKvvyJZpg2YijRkqfbGgOvyqKuxNWI9oMnJtt6QilZxtyrF7d20FbmabcfiixrQKUsVN

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