二级减速器设计.docx

设计题目：设计带式输送机传动装置设计参数：1 输送带工作拉力F=3400N；2 输送带工作速度v=1.0m/s(允许输送带速度误差为0.5%)；3 滚筒直径D=300mm；4 滚筒效率=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）；5 工作情况 两班制，连续单向运转，载荷较平稳；6 使用期限 5年；7 动力来源 电力，三相交流，电压380/220V设计工作量：1 减速器装配图一张；2 零件工作图3张；3 设计说明书1份。 一、传动方案的拟定根据带式输送机传动装置如图所示：（1）工作条件：使用年限10年，两班制工作，连续单向运转，载荷较平稳，允许输送带速度误差为-+0.5%；（2）原始数据：输送带工作拉力F/kN3.4输送带工作速度V/（m/s）1.0滚筒直径D/mm300二、电动机的选择 1、电动机类型选择：Y系列三相异步电动机 2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：PW=FWvw1000hw=34001.010000.96Kw=3.54Kw （2）查机械设计基础课程设计表2-1“机械传动和摩擦副的效率略值”，取带传动效率h带=0.96，轴承效率h轴承=0.99，直齿圆柱齿轮传动效率h齿轮=0.97，联轴器效率h联轴器=0.99，得电动机所需工作效率为：P0=PWh=PWh带h轴承2h齿轮h联=3.540.960.9920.970.99KW3.92 由机械设计基础课程设计附表9-1可选定额定功率为Ped=4Kw（3）确定电动机转速： 由vw=nD601000，得输送带滚筒的转速为：nw=vw601000D=1.0601000300r/min=63.66r/min各传动的传动比范围由表2-2可知，分别为i带=24, i齿=36，总传动比范围为i总=2436=624，那么电动 机的转速范围为：n0=nwi总=63.66624r/min=382.01527.89r/min符合这一要求的电动机同步转速有750r/min,1000r/min,1500r/min等多种。从成本及结构尺寸考虑，选用n=750r/min的电动机进行计算。 （4）确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型所，需功率及同步转速，选定电动机型号为Y160M1-8 其主要性能： 额定功率：4Kw 额定转矩：2.0 满载转速 ：720r/min 质量：118Kg三、计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比：in=nmnw=72063.6611.31 2、分配各级传动比： 取带传动的传动比ii=i带=2i2=i1-2=ini1=11.312=2.26四、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速（r/min）n0=nm=720（r/min）n1=nmi0-1=7202=360（r/min）n2=n1i1-2=3602.26=159.29（r/min）nw=n2=159.29（r/min） 2、计算各轴功率（Kw）P0=P工作=3.92KwP1=P0h带=3.920.96=3.76KwP2=P1n轴承n齿轮=3.760.990.97=3.61KwPW=P2n轴承n联=3.610.990.99=3.54Kw 3、计算各轴扭矩（N/m）T0=9550p0n0=51.99（N/m）T1=9550p1n1=99.74N/m）T2=9550p2n2=216.43（N/m）Tw=9550pwnw=212.24（N/m）五、传动零件的设计计算1、减速器的外传动只有带传动，故只需对带传动进行设计，带传动的设计计算 （1）确定设计功率 由表，查机械设计基础表5.17得工作系数KA=1.1，则Pd=KAP0=1.13.92Kw=4.31Kw （2）选择带型 根据n0=720r/min，Pd=4.31Kw，由机械设计基础图5.11可选择A带V型。 （3）确定带轮基准直径由机械设计基础表5.8，采用最小带轮基准直径，可选小带轮直径dd1=140mm。则大带轮直径为d2=i带dd1=2140=280mm （4）验算带的速度V带=dd1n0601000=140720601000m/s=5.28m/s 在525m/s范围内，带速合适。 （5）确定中心距和V带长度根据0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2），初步确定中心距，即0.7（140+280）=294mma02（140+280）=840mm。为使结构紧凑，应选偏低值a0=300mm。 V带计算基准长度为Ld2a0+2dd1+dd2+dd2-dd124a0=2300+2140+280+280-14024300=1276.06mm 由机械设计基础表5.5，选V带基准长度Ld=1400mm，则实际中心距为a=a0+Ld-Ld2=300mm+1400-1276.062mm=361.97mm （6）计算小轮包角a1=180-dd2-dd1a57.3=180-280-14030057.3=153.26式中，57.3为弧度转换为角度的常数。 （7）计算V带根数V带的根数可用下式计算z=Pd（P0+P0）KAKL由表，查机械设计基础表5.11取单根V带所能传递的功率P0=1.41Kw，功率增量为P0=Kbn1（1-1Ki） 由表，查机械设计基础表5.14得Kb=1.987510-3，由机械设计基础表5.16查得Ki=1.1373 则P0=1.987510-3720（1-11.1373）Kw=0.17Kw 由机械设计基础表5.13，查得Ka=0.93，由表，查得KL=0.88，则带的根数为z=Pd（P0+P0）KaKL=4.311.41+0.170.930.88=3.33 取4根 （8）计算初拉力由机械设计基础表5.8，查得V带质量m=0.10kg/m,那么初拉力为F0=500PdzV带2.5-KaKa+mV带2=5004.3145.282.5-0.930.93N+0.105.282N=175.04N （9）计算作用在轴上的拉力Q=2zF0sina2=24175.04sin153.262=1362.37N （10）带轮结构的计算小带轮结构 采用实心式，由机械设计基础课程设计附表9-4，查得Y160M1-8轴径D0=42mm,由机械设计基础表5.6，查得e=190.4mm，fmin=11.5mm，取f=12mm,则轮毂宽：L1=（1.52）D0=（1.52）42mm=6384mm取L1=00mm轮缘宽：B=z-1e+2f=7-119mm+212mm=518mm大带轮结构 采用孔板式结构，轮缘宽可与小带轮相同，轮毂宽可与轴的设计同AA步进行。2、减速器采用圆锥圆柱齿轮传动，其传动设计计算如下：1、高速级锥齿轮传动的设计计算（1）选择材料、热处理方式和公差等级考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用45钢。为制造方便采用软齿面，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，选用8级精度 由表得小齿轮齿面硬度为217255HBW，取硬度值240HBW进行计算；大齿轮齿面硬度为162217HBW，取硬度值200HBW进行计算（2）初步计算传动的主要尺寸 因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计，则有d132KT1du+1u(ZEZHZH)21) 小齿轮传递转矩为 T1=99740Nmm2) 试选载荷系数Kt=1.43) 由表取齿宽系数d=14) 由表查得弹性系数ZE=189.8MPa5) 对于标准直齿轮，节点区域系数ZH=2.56) 齿数比u=i2=2.267) 确定齿轮齿数。初选小齿轮齿数z1=28,则z2=uz1=2.2628=63.38，取z2=648) 重合度端面重合度为 =1.88-3.21z1+1z2cos =1.88-3.2128+164cos0=1.72 轴向重合度为 =0.318dz1tan=0 由图查得重合度系数z=0.899) 许用接触应力 H=ZNHlim1SH 由图e、a查得疲劳极限应力为Hlim1=580MPa， Hlim2=400MPa 小齿轮与大齿轮的应力循环次数分别为 N1=60n1aLh=6036012825010=8.64108 N2=N1i2=8.641082.26=3.82108 由图查得寿命系数 ZN1=1.0，ZN2=1.1，由表取安全系数SH=1.0,则 H1=ZN1Hlim1SH=1.05801MPa=580MPaH2=ZN2Hlim2SH=1.14001MPa=440MPa取H=440MPa 初算小齿轮的分度圆直径d1t，有 d1t32KT1du+1u(ZEZHZH)2 =321.49974012.26+12.26(189.82.50.89440)2 =71.86mm(3)确定传动尺寸计算载荷系数 由表查得使用系数KA=1.0，因v=d1tn1601000=71.86360601000=1.35m/s 由图查得动载荷系数Kv=1.1,由图查得齿向载荷分配系数K=1.06，由表查得齿间载荷分配系数K=1.1，则载荷系数K=KAKvKK=1.01.11.061.1=1.28 对d1t进行修正 因K与Kt有较大的差异，故需对Kt计算出的d1t进行修正，即d1d1t3KKt=71.8631.281.4=69.75mm确定模数m m=d1z1=69.7528=2.5按表，取m=2.5mm 计算传动尺寸 中心距为a1=m(z1+z2)2=2.5（28+64）2mm=115mm分度圆直径为d1=mz1=2.528mm=70mmd2=mz2=2.564mm=160mmb=dd1=170mm=70mm取b2=70mmb1=b2+510mm=70mm+510mm取b1=75mm （4）校核齿根弯曲疲劳强度F=2KT1bmd1YFYSYF K、T1、m和d1同前 齿宽b=b2=70mm 齿形系数YF和应力修正系数YS由图查得YF1=2.54, YF2=2.35；由图查得YS1=1.61，YS2=1.74 由图查得重合度系数Y=0.70 许用弯曲应力F=YNFlimSF由图f、b查得弯曲疲劳极限应力为Flim1=220MPa, Flim2=170MPa由图查得寿命系数YN1=YN2=1，由表查得安全系数SF=1.25，故F1=YN1Flim1SF=12201.25=176MPaF2=YN2Flim2SF=11701.25=136MPaF1=2KT1bmnd1YF1YS1Y=21.2899740702702.541.610.70MPa=74.58MPaF1F2=F1YF2YS2YF1YS1=74.582.351.742.541.61MPa=74.58MPaF2 （5）计算齿轮传动其他几何尺寸齿顶高 ha=ha*m=12.5mm=2.5mm齿根高 hf=ha*+c*m=(1+0.25)2.5mm=3.125mm全齿高 h=ha+hf=2.5mm+3.125mm=5.625mm顶隙 c=c*mn=0.252.5mm=0.625mm齿顶圆直径为 da1=d1+2ha=70mm+22.5mm=75mm da2=d2+2ha=160mm+22.5mm=165mm齿根圆直径为 df1=d1-2hf=70mm-23.125mm=63.75mm df2=d2-2hf=160mm-23.125mm=153.75mm2、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算六、齿轮上作用力的计算 计算齿轮上作用力，可为后续轴的设计及校核、键的选择、验算及轴承的选择和校核提供数据。齿轮上作用力的计算如下1. 已知条件高速轴传递的转矩为T1=99740Nmm，转速为n1=360r/min,小齿轮分度圆直径为d1=70mm2. 小齿轮1的作用力（1） 圆周力为Ft1=2T1d1=29974070=2849.71N 其方向与力作用点圆周速度方向相反（2） 径向力为Fr1=Ft1tann=2849.71Ntan20=1037.21N其方向由力的作用点指向轮1的转动中心3. 大齿轮2的作用力从动齿轮2各个力与主动齿轮1上相应的力大小相等，作用方向相反七、减速器装配草图的设计1. 合理布置图面选择A0图纸绘制装配图。根据图纸幅面大小与减速器齿轮传动的中心距确定本例绘图比例为1:1，采用三视图表达装配图的结构。2. 绘制齿轮的轮廓在俯视图上绘制齿轮传动的轮廓图，如图所示3. 箱体内壁在齿轮轮廓的基础上绘出箱体的内壁，八、轴的计算1.高速轴的设计与计算 高速轴的设计与计算如下：（1） 已知条件高速轴传递的功率P1=3.76KW，转速n1=360r/min，小齿轮分度圆直径d1=70mm，齿轮宽度b1=75mm，转矩T1=99740Nmm（2） 选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表选用常用的材料45钢，调制处理（3） 初算轴径因为高速轴外伸段上安装带轮，所以轴径可按下式求得，通常取C=110160,，查表取C=110，则dC3Pn=11033.76360mm=24.04mm考虑到轴上有键槽，轴径应增大3%5%，则d24.04+24.040.030.05=24.7625.24取dmin=25mm（4） 结构设计a)轴承部件的结构设计 轴的初步结构设计及构想如图所示。为方便轴承部件的装拆， 减速器的机体采用剖分式结构。该减速器发热小、轴不长，故轴承采用两端固定方式。然后，可按轴上零件的安装顺序，从dmin处开始设计b)轴段的设计 轴段上安装带轮，此段设计应与带轮设计同步进行。由最小直径可初定轴段的轴径d1=25mm，带轮轮毂的宽度为1.52.0 d1=1.52.025mm=37.550mm，取为50mm，则轴段的长度略小于毂孔宽度，取L1=48mmc)轴段轴径设计 考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸，带轮用轴肩定位，轴肩高度为h=0.071d1=0.07125mm=1.752.5mm。轴段的轴径d2=d1+21.752.5mm=28.530mm，该处轴的圆周速度v带=ddln0601000=30360601000=0.57m/s3m/s，可选用毡圈油封。由表选取毡圈30 JB/ZQ 4606-1997则d2=30mm。由于轴段轴段的长度L2涉及的因素较多，稍后再确定d)轴段和的设计轴段和安装轴承，考虑齿轮只受径向力和圆周力，所以选用球轴承即可，其直径应即便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。现暂取轴承为6007，经过计算轴承寿命不够，改选6207轴承，由表查得轴承内径d=35mm，外径D=72mm，宽度B=17mm，内圈定位轴肩直径da=42mm，外圈定位凸肩内径Da=65mm，故d3=35mm，该减速器齿轮的圆周速度小于2m/s，故轴承采用脂润滑，需要挡油环，取挡油环端面到内壁距离B1=2mm，为补偿箱体的铸造误差和安装挡油环，靠近箱体内壁的轴承端面至箱体内壁的距离取=14mm，则L3=B+B1=17mm+14mm+2mm=33mm。通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则d7=35mm，L7=L3=33mme) 轴段的长度设计 轴段的长度L2除与轴上零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。由表知下箱座壁厚由公式0.025a1+3计算，则0.025a1+3mm=0.025115mm+3mm=5.875mm，取=8mm；由于中心距a1=115mm300mm，可确定轴承旁连接螺栓直径M12，相应的c1=20mm，c2=16mm，箱体凸缘连接螺栓直径M10，地脚螺栓直径M16，轴承端盖连接螺栓直径M8，由表取螺栓 GB/T 5781-2000 M825。由表可计算轴承端盖厚e=1.2d端螺=1.28mm=9.6mm，取e=10mm。轴承座宽度为L=+c1+c2+58mm=8mm+20mm+16mm+58mm=4952mm取L=50mm，取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为t=2mm；为了在不拆卸带轮的条件下，方便装拆轴承端盖连接螺栓，取带轮凸缘端面至轴承端盖表面的距离K=28mm，带轮采用腹板式，螺栓的拆装空间足够，则有L2=L+e+K+t-B=50mm+10mm+28mm+2mm-14mm-17mm=59mmf)轴段和的设计 该轴段间接为轴承定位，可取d4=d6=45mm，齿轮两端面与箱体内壁距离取为1=10mm，则轴段和的长度为L4=L6=1-B1=10mm-2mm=8mmg)轴段的设计 轴段上安装齿轮，为便于安装，d5应略大于d3，可初定d5=47mm，则由表查得该处键的截面尺寸为14mm9mm，轮毂键槽深度为t1=3.8mm，该处齿轮轮毂键槽到齿根的距离为e=dn2-d32-t1=53mm2-42mm2-3.8mm=1.70mm2.5mm =2.52=5mm 故该轴应设计成齿轮轴，L5=b1=65mmh)箱体内壁之间的距离为BX=21+b1=210mm+65mm=85mmi)力作用点间的距离 轴承力作用点距外圈距离a=B2=17mm2=8.5mm，则 l1=50mm2+L2+a=25mm+59mm+8.5mm=92.5mml2=L3+L4+L52-a=33mm+8mm+65mm2-8.5mm=65mml3=l2=65mm j)画出轴的结构及相应尺寸（5） 键连接 联轴器与轴段间采用A型普通平键连接，由表得键的型号为键845 GB/T 1096-1990（6） 轴的受力分析a) 画轴的受力简图 轴的受力简图如图所示b) 支承反力 在水平面上为RAH=-Ql1+l2+l3+Fr1l3l2+l3=-1362.3792.5+65+65+1037.216565+65N=-1831.14N式中负号表示与图中所示力的方向相反，以下同RBH=-Q-RAH+Fr1=-1362.37N+1831.14N+1037.21=1505.98N在垂直平面上为RAV=RBV=-Fr1l3l2+l3=-1037.216565+65N=-518.61N轴承A的总支承反力为RA=RAH2+RAV2=1831.142+518.612N=1903.16N轴承B的总支承反力为RB=RBH2+RBV2=1505.982+518.612N=1592.77Nc) 弯矩计算MAH=Ql1=1362.3792.5Nmm=126019.23NmmM1H=RBHl3=1505.9865Nmm=97888.7Nmm在垂直平面上为M1V=RAVl2=-518.6165Nmm=-33709.65Nmm合成弯矩，有MA=MAH=126019.23NmmM1=M1H2+M1V2=97888.72+33709.652=103530.37Nmmd) 画弯矩图 弯矩图如图所示e) 转矩和转矩图T1=99740Nmm转矩图如图所示（7） 校核轴的强度 齿轮轴与点A处弯矩较大，且轴颈较小，故点A剖面为危险剖面。 其抗弯截面系数为W=d3332=35332mm3=4209.24mm3 抗扭截面系数为WT=d3316=353168418.49mm3 最大弯曲应力为A=MAW=126019.234209.24MPa=29.94MPa 扭剪应力为r=T1WT=997408418.49MPa=11.85MPa 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为e=A2+4（r）2=29.942+4（0.611.85）2MPa=33.15MPa 由表查得45钢调质处理抗拉强度极限B=650MPa，由表用插值法查得轴的许用弯曲应力-1b=60MPa. e-1b，强度满足要求（8） 校核键连接的强度 带轮处键连接的挤压应力为p=4T1d1hl=499740257（45-8）MPa=61.62MPa 取键、轴及带轮的材料都为钢，由表查得p=125150MPa，pPB，故只需校核轴承A，P=PA。轴承在100以下工作，由表查得fT=1。对于减速器，由表查得载荷系数fp=1.2。Lh=10660n1fTCfpP3=106603601255001.21903.163h=71206.18h减速器预期寿命为Lh=2825010h=40000hLhLh，故轴承寿命足够2.低速轴的设计与计算 低速轴的设计与计算如下：（1） 已知条件低速轴传递的功率P2=3.61KW，转速n2=159.29r/min，传递转矩T2=216.43Nm，齿轮2分度圆直径d2=160mm（2） 材料选择因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表选用常用的材料45钢，调制处理（3） 初算轴径取C=110，低速轴外伸段的直径式可按下式求得：dC3Pn=11033.61159.29mm=31.13mm轴与连轴器连接，有一个键槽，轴径应增大3%5%，即d31.13+31.130.030.05=31.9632.69mm取dmin=32mm （4）结构设计a)轴承部件的结构设计 轴的初步结构设计及构想如图所示，按减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计b）轴段的设计 轴段上安装联轴器，此段设计应与联轴器设计同步进行。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离振动，选用弹性柱销联轴器。由表取KA=1.5，则计算转矩Tc=KAT2=1.5216430Nmm=324645Nmm 由表查得GB/T 5014-2003中LX2型联轴器符合要求：公称转矩为560Nm，许用转速6300r/min，轴孔范围为2035mm。结合伸出段直径，取联轴器毂孔直径为35mm，轴孔长度60mm，J型轴孔，A型键，联轴器主动端代号为LX2 3560 GB/T 5014-2003，相应的轴段的直径d1=35mm，其长度略小于毂孔宽度，取L1=58mmc) 轴段轴径设计 在确定轴段的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸两个方面问题。联轴器用轴肩定位，轴肩高度h=0.071d1=0.07135mm=2.453.5mm。轴段的轴径d2=d1+2h=39.942mm，最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于3m/s，可选用毡圈油封，由表选取毡圈40 JB/ZQ 4606-1997，则d2=40mm。 d)轴段和轴段轴径设计 轴段及轴段上安装轴承，考虑齿轮没有轴向力存在，因此选用深沟球轴承。轴段和轴段直径应既便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。现暂取轴承为6009，由表查得轴承内径d=45mm，外径D=75mm，宽度B=16mm，内圈定位轴肩直径da=51mm，外圈定位凸肩内径Da=69mm，故选d3=45mm，通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则d6=d3=45mm e)轴段的设计 轴段上安装齿轮，为方便齿轮的安装，d4必须略大于d3，可初定d4=50mm，齿轮2轮毂的宽度范围为（1.21.5）d4=6075mm，取其轮毂宽度等于齿轮宽度，其左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段长度应比轮毂略短，由于b2=60mm，故取L4=58mm f)轴段的长度设计 轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座宽度L、轴承端盖厚e、轴承端盖连接螺栓、轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离、端盖与轴承座间的调整垫片厚度t均同高速轴，为避免联轴器轮毂外径与端盖螺栓的拆装发生干涉，联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离取K=13mm，则有L2=L+t+e+K-B-=50+2+10+13-16-14=45mmg)轴段的设计 该轴段为齿轮提供定位作用，定位轴肩的高度为h=0.071d5=3.55mm，取h=5mm，则d5=60mm，齿轮端面距箱体内壁距离为3=1+b1-b22=10mm+65mm-60mm2=12.5mm，取挡油环端面到内壁距离为4=2.5mm，则轴段的长度为L5=3-4=12.5mm-2.5mm=10mm h)轴段和轴段的长度设计 轴段的长度L6=B+4=16mm+14mm+2.5mm=32.5mm圆整，取L6=32mm 轴段的长度L3=b2-L4+3+B=60-48+12.5+14+16mm=44.5mm圆整，取L3=44mmi) 轴上力作用力间距离 轴