設計用于帶式運輸機的展開式二級圓柱齒輪減速器

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一、設計任務書 （一）、題目 設計用于帶式運輸機的展開式二級圓柱齒輪減速器. （二）、原始數(shù)據(jù) 運輸機工作軸轉矩T:800N.m 運輸帶工作速度V:0.70m/s 卷筒直徑D:350mm （三）、工作條件 連續(xù)單向運轉，空載啟動，中等沖擊，使用期限為10年, 雙班制工作，運輸帶速度允許誤差為5%。 二、傳動方案的分析與擬定 （1）為滿足工作機的工作要求（如所傳遞的功率及轉速），且綜合考慮其在結構簡單、尺寸緊湊、加工方便、高傳動效率，使用維護方便等方面的要求，對本次設計采用展開式二級圓柱齒輪減速器. 。該設計更能適應在繁重及惡劣的條件下長期工作，且使用維護方便。傳動方案簡圖如下所示 對傳動簡圖中各標號零件的說明： 1—電動機 2---聯(lián)軸器 3—二級圓柱齒輪減速器 4—運輸帶 5---帶筒 三、電動機的選擇計算 （一）、選擇電動機的類型和結構形式： 根據(jù)工作要求采用Y系列全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機， 電壓380V。 （二）、選擇電動機的容量： 按照《機械設計課程設計》中式（2-4）， 電動機所需工作功率為： 按照《機械設計課程設計》中式（2-1） 計算結果 計 算 結 果 工作機所需功率為： 傳動裝置的總效率為： η=0.825 所需電動機效率為： 因載荷平穩(wěn)，電動機的額定功率Ped選略大于Pd即可。由表16-1Y系 列電動機技術數(shù)據(jù)，選電動機的額定功率Ped為3.90kw。 （三）、確定電動機的轉速 按照《機械設計課程設計》中式（2-3） 卷筒軸工作轉速 V帶傳動比 二級圓柱齒輪減速器為;則總傳動比的范圍為, 故電動機轉速的可選范圍為 符合這一范圍的同步轉速有1000r/min、1500r/min, 3000r/min三種。 方案對比： 如下表所示，綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、和價格以及 總傳動比，可以看出，如為使傳動裝置結構緊湊，選用方案1效果較 好；如考慮電動機重量和價格，則應選用方案2?，F(xiàn)選用方案2。選 定電動機的型號為Y132M-4 電動機數(shù)據(jù)及總傳動比： 方案 電 動 機 型 號 額 定 功 率 Ped / KW 電 機 轉 速 n/(r/min) 同步轉速 滿載轉速 1 Y132S2-2 7.5 3000 2920 2 Y132M-4 7.5 1500 1440 3 Y160M-6 7.5 1000 970 四、傳動裝置的運動及動力參數(shù)的選擇和計算 （一）、傳動裝置總傳動比的確定和分配 1、傳動裝置總傳動比 其中，為選定的電動機的滿載轉速 2、分配傳動裝置各級傳動比 減速器的傳動比為 取兩級圓錐-圓柱齒輪減速器高速級的傳動比 則低速級的傳動比 (二)、傳動裝置運動及動力參數(shù)的計算 1、0軸（電機軸）： 2、1軸（高速軸） 3、2軸（中間軸） 4、3軸（低速軸） 5、4軸（滾筒軸） 6、說明 1—3軸的輸入功率或輸出轉矩，分別為各軸的輸入功率或輸入轉矩乘 軸承效率0.99 7、將運動和動力參數(shù)的計算結果加以總結，列出表格如下所示 各軸運動和動力參數(shù) 軸 名 功 率 P / KW 轉 矩 T/（N m） 轉 速 n/(r/min) 傳動比 i 效率 η 輸 入 輸 出 輸 入 輸 出 電機軸 3.90 42.84 1440 3 4.25 3.03 1 0．96 0．96 0．96 0. 98 1 軸 3.74 3.59 74.41 71.43 480 2 軸 3.70 3.55 312.87 300.36 112.94 3 軸 3.55 3.41 909.64 873.25 37.27 卷筒軸 3.48 3.41 869.54 852.15 37.27 五、傳動零件的設計計算 ------------減速箱內(nèi)傳動零件設計 （一）、圓柱齒輪傳動： 1、選擇材料，確定許用應力 由《機械設計》表10-1得， 小齒輪用40cr表面淬火，硬度為48-55HRC，取為55； 大齒輪用45鋼表面淬火，硬度為40-50HRC，取為45。 小齒輪許用接觸應力 η=0.825 Y132M-4 Y112M-6 計 算 結 果 大齒輪許用接觸應力 小齒輪許用彎曲應力 大齒輪許用彎曲應力 2、齒面接觸疲勞強度設計 (1)、選擇齒數(shù) 通常,取, (2)、小齒輪傳遞的T1 (3)、選擇齒寬系數(shù) 由于齒輪為非對稱分布，且為硬齒面， 所以取Ψd =0.5 (4)、確定載荷系數(shù)K K=1.3～1.6，由于齒輪為非對稱布置， 所以取K=1.5 (5)、計算法面膜數(shù)： 一般，取， 當量齒數(shù), 齒型系數(shù)由[1]表9-7查的, 取 ，取 一般,取, 當量齒數(shù), 齒型系數(shù)由《機械設計》查圖10-17的， 取 取 (6) 、齒輪幾何尺寸的計算 確定中心距 取 , 計 算 結 果 計算β角 分度圓 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 齒寬 取 取 齒面接觸疲勞強度校核 滿足強度要求 滿足強度要求 滿足強度要求 滿足強度要求 驗證速度誤差 由表19-8取10級精度 齒輪設計滿足工作要求 (二)、高速級普通V帶傳動的設計計算 1、確定設計功率 由《機械設計》查表10-2，，已知 根據(jù)[1]式（8-15）設計功率為： 2、選定帶型 根據(jù)《機械設計》表8-1確定為A型V帶 3、小帶輪和大帶輪基準直徑 取小帶輪基準直徑， 則大帶輪基準直徑 取 4、驗算帶速 根據(jù)《機械設計》式（8-13），帶速v為 帶速太高則離心力大，使帶與帶輪間的正壓力減小，傳動能力下降；帶速太低，在傳遞相同功率時，則要求有效拉力Fe過大，所需帶的根數(shù)較多，載荷分布不均勻，則一般帶速在5-25m/s范圍內(nèi)，符合要求。 5、初定中心距 中心距過大，則結構尺寸大，易引起帶的顫動；中心距過小，在單位時間內(nèi)帶的繞轉次數(shù)會增加，導致帶的疲勞壽命或傳動能力降低。中心距a直接關系到傳動尺寸和帶在單位時間內(nèi)的繞轉次數(shù)。 根據(jù)《機械設計》式（8-20），中心距為： 取 6、初算帶基準長度 根據(jù)[1]式（7-14），帶的基準長度為 = 由《機械設計》式（8-2）選取標準基準長度 7、實際中心距 由《機械設計》式（8-23），實際中心距a為 考慮到安裝，調整和補償張緊的需要，實際中心距允許有一定變動。取a=520mm 8、驗算小帶輪包角 由《機械設計》式（8-25），小帶輪包角為 故小帶輪包角，符合要求 9、V帶根數(shù) 由《機械設計》式（8-26）V帶根數(shù)Z為： 取 所以根 取根。 10、單根V帶張緊力 初拉力Fo過小，傳動能力小，易出現(xiàn)打滑；初拉力Fo過大，則帶的壽命低，對軸及軸承的壓力大，一般認為，既能發(fā)揮帶的傳動能力，又能保證帶壽命的單根V帶的初拉力 由《機械設計》式（8-27），單根V帶的張緊力為： 由《機械設計》表8-3查得 a=520mm Z=5 計 算 結 果 故 11、作用在軸上的壓力 由《機械設計》式（8-31），帶作用在V帶上的壓力為： 六、軸的計算 (一)、初步計算軸的最小直徑 A、高速軸設計 1、選擇軸的材料 45號剛調質處理 2、軸徑的初步計算 ⑴ 確定A值 45號剛，A=103～126, 因為為減速器的高速軸，所以A取較大值 A=120 ⑵ 初步計算直徑 取d=35mm B、中間軸設計 1、選擇軸的材料 45號鋼調質處理 2、軸徑的初步計算 ⑴ 確定A值 45號鋼，A=103～126 因為為減速器的中間軸，所以A取中間值，即A=105 ⑵ 初步計算直徑 ⑶ 考慮鍵槽(兩個)對軸強度削弱的影響，應將直徑加大7% 取d2 =50 mm C、低速軸設計 1、選擇軸的材料 45號剛鋼調質處理 2、軸徑的初步計算： ⑴ 確定A值 45號鋼，A=103～126 因為為減速器的中間軸，所以A取中間值，即A=105 ⑵ 初步計算直徑 ⑶ 考慮鍵槽對軸強度削弱的影響，應將直徑加大3% 取d2 =60 mm （二）、選擇滾動軸承及聯(lián)軸器 1、角接觸球軸承 因為是斜齒齒輪傳動，所以角接觸球接觸軸承。 初步選定三軸軸承分別為7208C、7210C、7212C D1=35mm D2=50mm D3=60mm 選用軸承 7208C、7210C、 7212c 2、聯(lián)軸器 a、選聯(lián)軸器類型 運輸機的安裝精度一般不高，易用撓性聯(lián)軸器，輸出端轉速低，動載荷小，轉矩較大，選用結構簡單、制造容易、具有微量補償兩軸線偏移和緩沖吸振能力彈性柱銷聯(lián)軸器。 b、輸出軸端聯(lián)軸器的選擇計算 i)計算轉矩 T=848.02N 由《機械設計》表14-1查取工況系數(shù)K=1.5 c、選擇型號 由P141查得HL2型 型號 公稱直徑Nm 許用轉速r/min 軸孔直徑mm 軸孔長度mm HL2 315 5600 30 62 （三）、輸出軸的校核計算 1、畫出軸的結構簡圖，確定軸上的作用力 主動輪上的轉矩為T=909.64Nm 作用在齒輪上的圓周力,徑向力,軸向力分別為 2、作水平面內(nèi)的彎矩圖 支承反力： 截面C處的彎矩： 3、作垂直面內(nèi)的彎矩圖 支承反力： 截面的彎矩： 左側 右側 4、作合成彎矩M圖 截面C左側的合成彎矩： 截面C右側的合成彎矩： 5、作轉矩T圖 T=899.77Nm 6、作當量彎矩Me圖, 因單向傳動，轉矩可認為按脈動循環(huán)變化，所以應力校正系數(shù)取 危險截面C處的當量彎矩 7、校核危險截面軸徑 在結構設計草圖中，此處軸徑為65mm，故強度足夠。 （四）、軸承的校核 低速軸 1、滾動軸承的選擇 7212C型，軸承采用正裝 2、驗算滾動軸承壽命 （1）確定Cr 由表11-4查得7212C型軸承 基本額定動載荷 基本額定靜載荷 （2）計算值，并確定e值 由表12-12查得 0.058 0.087 e 0.43 0.46 用線性插值法確定e值 e≈0.432， （3）計算內(nèi)部軸向力 已知 ：， ， 則： （4）計算軸承所受的軸向載荷 因為 此時整個軸有向左移動的趨勢，所以軸承1被“壓緊”，而軸承2被“放松” （5）計算當量動載荷Pr 軸承1： 查表12-12得： 軸承2： 查表12-12得： ，軸承1危險 （6）驗算軸承壽命 因為軸承1比軸承2危險,所以在此只校核軸承1,若其壽命滿足工作要求,則低速軸所選軸承合適. 1）選擇溫度系數(shù)，載荷系數(shù)，壽命指數(shù) 認為軸承的工作溫度t ≤ 120, 所以 工作時有輕微沖擊，取 對于球軸承， 2）預期壽命 雙班制工作，使用期限為10年， 3）計算軸承1壽命 所以所選軸承滿足壽命要求。 七、鍵連接的強度校核 （一）中間軸——從動輪段 1、選擇鍵連接的類型及尺寸 選用圓頭普通平鍵（A型） 根據(jù)及該軸段長度，取鍵長 2、校核強度 鍵的材料為45Cr、軸的材料是20Cr，且輕微振動 由表14-2查得許用應力取 故采用雙鍵，按布置，按1.5個鍵計算 強度符合要求。 （二）低速軸——齒輪段 1、選擇鍵連接的類型及尺寸 選用圓頭普通平鍵（A型） 根據(jù)及該軸段長度，取鍵長 2、校核強度 鍵的材料為45Cr、軸的材料是20Cr，且輕微振動 由表14-2查得許用應力取 故采用雙鍵，按布置，按1.5個鍵計算 強度符合要求。 （三）低速軸——聯(lián)軸器段 1、選擇鍵連接的類型及尺寸 選用圓頭普通平鍵（A型） 根據(jù)及該軸段長度，取鍵長 2、校核強度 鍵的材料為45Cr、軸的材料是20Cr，且輕微振動 由表14-2查得許用應力取 強度符合要求。 八、潤滑方式、潤滑劑及密封裝置的選擇 （一）齒輪的潤滑 1、潤滑方式 閉式齒輪傳動的潤滑方法取決于其圓周速度。 v ＜12m/s，采用浸油潤滑 2、浸油深度 對雙級齒輪減速器，當采用浸油潤滑時較小齒輪的浸油深度不超過10mm,較大齒輪的浸油深度不得超過其分度圓半徑的1/3， 即1/3194.97 = 65.0 mm 3、油池深度 大齒輪頂圓距油池底面距離h>30～50mm，避免齒輪旋轉激起沉積在箱底的污物，造成齒面磨損。 4、油量 二級傳動，傳遞每千瓦功率需油量為： L=2（0.35~0.7）升=（0.7~1.4）升 （二）軸承的潤滑方法及浸油密封 1、潤滑方式 高速級： 查表3-4，采用脂潤滑 中間級： 查表3-4，采用脂潤滑 低速級： 查表3-4，采用脂潤滑 2、密封類型：采用擋油環(huán) （三）軸外伸處的密封設計 1、類型 采用氈圈油封，適用于脂潤滑及轉速不高的稀油潤滑。 2、型號 低速軸：氈圈45JB/ZQ4606-86 高速軸：氈圈30JB/ZQ4606-86 （四）箱體 為保證密封，箱體剖分面處的聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接螺栓的間距亦不應過大，以保證足夠的壓緊力。為保證軸承座孔的精度，剖分面間不能加墊片，可以選擇在剖分面上制處回油溝，使?jié)B出的油可沿回油溝的斜槽流回箱內(nèi)。但這種方法比較麻煩，為提高密封性能，選擇在剖分面間涂密封膠。 （五）通氣器 減速器運轉時，由于摩擦發(fā)熱，箱內(nèi)溫度升高、氣體膨脹，壓力增大，對減速器的密封極為不利，因此在箱蓋頂部的窺視孔蓋上設置通氣器，使箱體內(nèi)的熱脹氣體自由排出，以保證箱體內(nèi)外壓力相等，提高箱體油縫隙處的密封性能。選擇材料為Q235的M181.5通氣器，這種通氣器結構簡單適用于比較清潔的場合。 （六）放油孔螺塞與油面指示器 為將污油排放干凈，應在油池的最低位置處設置防油孔。平時放油孔用螺塞基封油墊圈密封。選用圓柱螺塞，配置密封墊圈，采用皮封油圈，材料為工業(yè)用革。螺塞直徑約為箱體壁厚的2-3倍，選用18mm。設計放油螺塞在箱體底面的最低處，并將箱體的內(nèi)底面設計向成孔方向傾斜 ，并在其附近做出一小凹坑，以便攻絲及油污的匯集和排放。選擇螺塞M181.5JB/ZQ4450-86。 箱體設計中，考慮到齒輪需要一定量的潤滑油，為了指示減速器內(nèi)油面的高度，以保持向內(nèi)正常的油量，應在便于觀察和油面比較穩(wěn)定的部位設置油面指示器。選用帶有螺紋的桿式油標。最低油面為傳動零件正常運轉時所需的油面，最高油面為油面靜止時高度。且游標位置不能太低，油標內(nèi)桿與箱體內(nèi)壁的交點應高于油面。油標插座的位置及角度既要避免箱體內(nèi)的潤滑油溢出，又要便于油標的插取及插座上沉頭座孔的加工。選擇桿式油標M12。 九、箱體設計 （一）結構設計及其工藝性 采用鑄造的方法制造，應考慮到加工時應注意的問題，例如壁厚應 均勻，過度平緩，外形簡單，考慮到金屬的流動性，避免縮孔、氣孔的出現(xiàn)，壁厚要求8，鑄造圓角要求，還要考慮到箱體沿起模方向應有1：20的起模斜度，以便方便起模。要保證箱體有足夠的剛度，同時要保證質量不會過大，因為初始設計時此減速器各個零件都較大，綜合考慮壁厚取10mm，并在軸承座附近加支撐肋，選用外肋結構。另外，為提高軸承座處的聯(lián)接剛度，座孔兩側的連接螺栓應盡量靠近，但不得不與軸承端蓋聯(lián)接螺釘?shù)穆葆斂赘缮?，為此軸承座附近做出凸臺，有一定高度以留出足夠的扳手空間，但不超過軸承座外圓。凸臺高度取40mm。箱蓋、箱座的聯(lián)接凸緣及箱座底凸緣應有足夠的剛度。設計箱體結構形狀時還應盡量減小機械加工面積，減少工件和刀鋸的調整次數(shù)，保證同一軸心線上的兩軸承座孔的直徑應盡量一致，以便鏜孔并保證鏜孔精度。各軸承座外端面應位于同一平面，箱體兩側應對稱，便于加工檢驗。盡量減少加工面積，螺栓頭部或螺母接觸處做出沉頭座坑，結構設 計滿足連接和裝配要求，螺紋連接處留出足夠的扳手空間等等。 （二）附件結構的設計 要設計啟蓋螺釘，其上的螺紋長度要大于箱蓋聯(lián)接凸緣的厚度，釘桿端部要做成圓柱形，加工成半圓形，以免頂壞螺紋。 為了保證剖分式箱體軸承座孔的加工與裝配精度，在箱體聯(lián)接凸緣 的長度方向兩端各設一圓錐定位銷。兩銷間的距離盡量遠，以提高定位精度。長度應大于箱蓋和箱座聯(lián)接凸緣的總厚度，以利于裝拆。為了拆卸及搬運減速器，在箱蓋上裝有吊耳，可直接在箱蓋上鑄出；在箱座兩端凸緣下面直接鑄出吊鉤，用于調運整臺減速器。游標的設計主要以可以方便裝拆為設計準則，注意使箱座油標的傾斜位 置便于加工和使用。游標的作用是保持向內(nèi)正常的油量。選用帶有螺紋的桿式油標。最低油面為傳動零件正常運轉時所需的油面，最高油面為油面靜止時高度。窺視孔的設計應保證可以看到兩齒輪的嚙合點，以便觀察工作是否正常。通氣器選M18，通氣器作用降低箱體內(nèi)壓力，自由排氣，保證減速器正常運行。放油孔設在油池的的最低位置處，作用是將廢油及污垢排盡，平時放油孔用螺塞及封油墊圈密封，選用外六角螺塞M18X1.5，采用紙制封油圈材料為石棉橡膠紙。 根據(jù)《機械設計課程設計》表3-1計算得鑄鐵減速器箱結構尺寸列于下表 鑄鐵減速器箱體結構尺寸 名 稱 符 號 減 速 器 型 式 及 尺 寸 關 系 箱座壁厚 8mm 箱蓋壁厚 8mm 箱座凸緣厚度 1.5δ = 12 mm 箱蓋凸緣厚度 1.5δ1 = 12mm 箱座底座凸緣厚度 2.5δ = 20mm 地腳螺釘直徑 16mm 地腳螺釘數(shù)目 6 軸承旁聯(lián)接螺栓直徑 12mm 箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑 8mm 軸承端蓋螺釘直徑 8mm 窺視孔蓋螺釘直徑 6mm 定位銷直徑 6mm 、、至外箱壁距離 26mm 22mm 16mm 、至凸緣邊緣距離 24mm 14mm 軸承旁凸臺半徑 20mm 外箱壁至軸承座端面距離 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 箱蓋、箱座筋厚 、 10mm 十、設計小節(jié)及心得體會 時間過得很快，一眨眼已經(jīng)二個禮拜過去了。咱這三個禮拜的時間里，我體會到了什么叫做融入的感覺。回想上周四，和幾個同學從新圖走出來計算時間的情景，那個時候我們都驚異于每天在上就來圖書館一直到晚上才回去的日子竟然已經(jīng)持續(xù)了一個多禮拜。而我們卻是全然沒有感覺，也許這就是努力做一件事時的狀態(tài)吧，現(xiàn)在看著手里的圖，覺得它比平時很喜歡的東西都珍貴，原因呢就是我們?yōu)樗冻隽撕枚唷? 希望以后我們還能有這樣的機會，體會大家齊頭并進在一起的感覺！ 十一、 參考文獻 盧書榮、張翠華、徐學忠、江曉明主編 《機械設計課程設計》 西南交通大學出版社 陳國定，吳立言主編 《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 高等教育出版社。 e≈0.432， 計 算 結 果