设计带运输机用减速器-机械设计制造及其自动化课程设计说明书.doc

编号： 机械设计 课程设计说明书题 目： 设计带运输机用减速器院 （系）： 机械工程系 专 业： 机械设计制造及其自动化学生姓名： xxx 指导教师： xxx 2015年 月 日第1章 设计任务书1.1 题目：设计带运输机用减速器（两级援助齿轮减速器）。1.2 已知条件：载荷情况：中等冲击、双向频繁启动。工作制度：单班制（8小时）。生产规模：大批量生产。1.3 设计要求：设计参数： 运输带工作拉力 运输带工作速度 卷筒直径 减速器外廓尺寸：结构紧凑 使用年限：八年、大修期四年运输带速度允许误差： 之间1.4 设计工作量：减速器装配图一张(0号图纸）；零件图两张（从动轴、从动带轮，A3图纸，计算机辅助）；设计说明书一份。1.5 机器传动简图：第2章 机械系统总体设计1、 机械系统运动方案的选择：在上一章任务书中已经给出无需选择。2、 动力机的选择： 1、电动机类型：由于直流电动机需要直流电源，结构复杂，价格较高，因此选择交流电。其中三相异步电动机应用最多，常用的为Y系列三相异步电动机。因此本设计中采用Y系列三相异步电动机。 2、选择对电动机的功率：由公式： 公式中为工作机实际需要的电动机输出功率，；为电动机至工作机之间传动装置的总效率。 1）、工作机所需求的功率应由机器工作阻力和运动参数计算求得； 或 公式中：F为工作机的阻力，N;V为工作机的线速度，m/s；为工作机的转速，r/min;为工作机的效率。 2）、求解总效率： 由任务书中可以看出：3对轴承；2对齿轮；两个联轴器；一个卷筒以及皮带这些会有功率损失。 查表1-5可以得到：（球轴承）；（8级油润滑）；（两个均为有弹性元件）；卷筒采用平摩擦，；即： 由任务书已知：工作拉力 F=3500 N；工作速度 V=1.1 m/s; 查表12-1Y系列电动机，选择电动机功率：5.5kw。3、 选择电动机的转速 1）、工作机转速的计算：每分钟转过的长度S;S=Vt S=66m。 由表1-6和14-2可得各个传动比 因为有两组齿轮传动：。 即电动机转速： 查表12-1最终确定电动机型号：Y132S-4； 额定功率5.5kw;同步转速1500r/min。2） 、实际转速和实际传动比： 取传动比分配： 3） 、运输带速度误差： 即满足速度误差要求。4） 、在此转速及传动比下工作机实际需要功率及各传动部分功率及转矩的计算： 此时的电动机功率： 满足要求。3、 计算传动装置的运动和运动参数 1、各轴转速： 2、各轴功率：同理可得： 3、 各轴转矩计算： 同理可得： 第3章 传动零件的设计计算一、一级传动中V带的设计选择计算 由前面可以得到下面条件：电动机输出功率P=5.16kw经过一个联轴器与V带连接效率为0.99转速是1440r/min，传动比i=2.08每天工作8小时。1、 确定计算功率：由表8-8查得工作情况系数故2、 选择V带的带型：根据由图8-11选用A型3、 确定带轮的基准直径并验算带速V 1）、初选小带轮直径。由表8-7和表8-9取 2）、验算带速V因为 所以带速合适。 3）、计算大带轮的基准直径：取标准直径200mm。4、 确定V带的中心距a和基准长度：1） 、根据式（8-20）初取中心距=500mm2） 、由式（8-22)计算V带所需基准长度 得到：由表8-2选取 3） 、按式（8-23）计算实际中心距a按式（8-24）计算中心距的变化范围：5、 验算小带轮上的包角：6、 计算V带根数1） 、计算单根V带的额定功率由查表8-4得；根据和A型带查表8-5得 查表8-6和8-2得到：于是： 2） 、计算V带根数：所以V带根数是：7、 计算单根V带的初拉力：由表8-3得A型带的单位长度质量 所以8、 计算压轴力：9、 主要设计结论： 选用A型普通V带4根，带的基准长度；带轮基准直径 ；中心距：；。2、 减速器中第一对啮合齿轮的设计计算由前面的条件可以知道：输入功率 ，小齿轮转速 ，齿数比u=3电动机驱动，工作寿命8年（每年工作300天）单班制，中等冲击，双向频繁启动。解： 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1） 、按任务书中所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，压力角2） 、带式输送机为一般工作机器参考表10-6选用7级精度3） 、材料选择由表10-1选取小齿轮材料为（调质）齿面硬度大齿轮材料为45钢（调质）齿面硬度240HBS4） 、选小齿轮齿数大齿轮齿数5） 、初选螺旋角2、 按齿面接触疲劳强度设计 （1）、由式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即：1） 、确定公式中的各参数值 1、试选 2、计算小齿轮传递的转矩 3、由表10-7选取齿宽系数 4、由图10-20查得区域系数 5、由表10-5查得材料的弹性影响系数 6、由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数 7、由式（10-23）可得螺旋角系数 8、计算接触疲劳许用应力 由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 由图10-23查取接触疲劳寿命系数 取失效概率为1%、安全系数S=1，由式（10-14）得取 和 中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即2）、试算小齿轮分度圆直径(2) 、调整小齿轮分度圆直径 1）、计算实际载荷系数前的数据准备1、 圆周速度v2、 齿轮宽度b 2)、计算实际载荷系数1、 由表10-2查得使用系数 2、 根据7级精度由图10-8查得动载系数3、 齿轮的圆周力查表10-3得齿间载荷分配系数 4、 由表10-4插值法查得7级精度；小齿轮相对支承非对称布置，则载荷系数为：3） 、由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径及相应的齿轮模数3、 按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式（10-20）试算齿轮模数，即1） 、确定公式中的各参数值 1、试选载荷系数 2、由式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数3、由式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数4、 计算由当量齿数 ，查图10-17得齿形系数。由图10-18查得应力修正系数由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为：由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数 取弯曲疲劳安全系数 由式（10-14）得：因为大齿轮的大于小齿轮，所以取2) 、试计算齿轮模数（2） 、调整齿轮模数1） 、计算实际载荷系数前的数据准备1、 圆周速度v2、 齿宽b3、 齿轮高h及宽高比b/h2) 、计算实际载荷系数 1、 根据v=1.163m/s;7级精度由图10-8查得动载系数2、 由查表10-3得齿间载荷分配系数 3、 由表10-4用插值法查得，结合吧、b/h=7.61查图10-13得：。则载荷系数为：3） 、由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取；为了同时满足接触疲劳强度出发，需按接触疲劳强度算得分度圆直径来计算小齿轮和大齿轮的齿数即：4、 几何尺寸计算（1） 、计算中心距考虑到模数从1.411增大圆整至2mm为此中心距减小圆整为111mm。（2） 、按圆整后的中心距修正螺旋角（3） 、计算小大齿轮的分度圆直径（4） 、计算齿轮宽度5、 圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整后，等均产生变化，应该重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。（1） 、齿面接触疲劳强度校核计算式中各个参数1） 、 1、 由表10-2查得使用系数 2、 根据v=2.011m/s;7级精度由图10-8查得动载系数 3 、齿轮圆周力查表10-3得齿间载荷分配系数 4、 由表10-4用插值法查得7级精度；小齿轮相对支承非对称布置时，得到：。则载荷系数为：2） 、由前面可知：3） 、由图10-20查取区域系数 4） 、由表10-5查得材料的弹性影响系数 5） 、6） 、由式（10-23）可得螺旋角系数强度校核： 满足齿面接触疲劳强度条件（2） 、齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似做法，先计算式（10-17）中的各参数。1） 、由前面条件可得：2） 、由式（10-18）可得计算弯曲疲劳强度重合度系数3） 、由式（10-19）可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数：4） 、由当量齿数：查图10-17得齿形系数 齿根弯曲疲劳强度满足。6、 主要设计结论齿数： 模数m=2mm压力角 ；螺旋角 变位系数； 中心距；齿宽 ；小齿轮选用(调质)，大齿轮选用45钢（调质），齿轮按7级精度设计。2、 第二对啮合齿轮的设计计算由前面的条件可以知道：输入功率 ，小齿轮转速 ，齿数比u=3电动机驱动，工作寿命8年（每年工作300天）单班制，中等冲击，双向频繁启动。解： 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1）、按任务书中所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，压力角2）、带式输送机为一般工作机器参考表10-6选用7级精度3）、材料选择由表10-1选取小齿轮材料为（调质）齿面硬度大齿轮材料为45钢（调质）齿面硬度240HBS4）、选小齿轮齿数大齿轮齿数5）、初选螺旋角3、 按齿面接触疲劳强度设计 （1）、由式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即：2） 、确定公式中的各参数值 1、试选 2、计算小齿轮传递的转矩 3、由表10-7选取齿宽系数 4、由图10-20查得区域系数 5、由表10-5查得材料的弹性影响系数 6、由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数 7、由式（10-23）可得螺旋角系数 8、计算接触疲劳许用应力 由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 由图10-23查取接触疲劳寿命系数 取失效概率为1%、安全系数S=1，由式（10-14）得取 和 中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即2）、试算小齿轮分度圆直径鉴于第二对齿轮受力较大取 (3) 、调整小齿轮分度圆直径 1）、计算实际载荷系数前的数据准备3、 圆周速度v4、 齿轮宽度b 2)、计算实际载荷系数5、 由表10-2查得使用系数 6、 根据7级精度由图10-8查得动载系数7、 齿轮的圆周力查表10-3得齿间载荷分配系数 8、 由表10-4插值法查得7级精度；小齿轮相对支承非对称布置，则载荷系数为：4） 、由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径及相应的齿轮模数4、 按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式（10-20）试算齿轮模数，即2） 、确定公式中的各参数值 1、试选载荷系数 2、由式（10-18），可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数3、由式（10-19），可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数5、 计算由当量齿数 ，查图10-17得齿形系数。由图10-18查得应力修正系数由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为：由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数 取弯曲疲劳安全系数 由式（10-14）得：因为大齿轮的大于小齿轮，所以取3) 、试计算齿轮模数（3） 、调整齿轮模数2） 、计算实际载荷系数前的数据准备4、 圆周速度v5、 齿宽b6、 齿轮高h及宽高比b/h3) 、计算实际载荷系数 4、 根据v=0.564m/s;7级精度由图10-8查得动载系数5、 由查表10-3得齿间载荷分配系数 6、 由表10-4用插值法查得，结合吧、b/h=10.992查图10-13得：。则载荷系数为：4） 、由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取；为了同时满足接触疲劳强度出发，需按接触疲劳强度算得分度圆直径来计算小齿轮和大齿轮的齿数即：5、 几何尺寸计算（5） 、计算中心距考虑到模数从1.705增大圆整至2mm为此中心距减小圆整为185mm。（6） 、按圆整后的中心距修正螺旋角（7） 、计算小大齿轮的分度圆直径（8） 、计算齿轮宽度6、 圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整后，等均产生变化，应该重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。（1）、齿面接触疲劳强度校核计算式中各个参数1）、 1、由表10-2查得使用系数 2、 根据v=0.894m/s;7级精度由图10-8查得动载系数 3、 齿轮圆周力查表10-3得齿间载荷分配系数 4、由表10-4用插值法查得7级精度；小齿轮相对支承非对称布置时，得到：。则载荷系数为：2）、由前面可知：3）、由图10-20查取区域系数 4）、由表10-5查得材料的弹性影响系数 5）、6）、由式（10-23）可得螺旋角系数强度校核： 满足齿面接触疲劳强度条件（3） 、齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似做法，先计算式（10-17）中的各参数。1）、由前面条件可得：2）、由式（10-18）可得计算弯曲疲劳强度重合度系数3）、由式（10-19）可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数：4）、由当量齿数：查图10-17得齿形系数 齿根弯曲疲劳强度满足。7、 主要设计结论齿数： 模数m=2mm压力角 ；螺旋角 变位系数； 中心距；齿宽 ；小齿轮选用(调质)，大齿轮选用45钢（调质），齿轮按7级精度设计。第4章 传动轴的设计1、 第一根输入轴的设计计算 1、求输入轴上的功率P转速n和转矩T由前面计算可得： 2、求作用在齿轮上的力因已知高速级小齿轮的分度圆直径为： 3、初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢调质处理。根据表15-3取 于是得：输入轴的最小直径是安装皮带轮处轴的直径， 此处有一个键所以轴直径应增大5%-7%,即4、 轴的结构设计 （1）、拟定轴上零件在设计轴时轴的结构应满足：轴和装在轴上的零件要有准确的工作位置；轴上的零件应便于拆装和调整；轴应具有良好的制造工艺性等。 第一根高速轴其一端与带轮相接其上安装齿轮1并且齿轮是斜齿轮工作时会产生轴向力综上所述初步设计轴的结构如图：（2） 、根据轴向定位要求确定轴的各段直径根据表15-2取圆角R=1mm由此可得：因为轴承既要受轴向力又要受径向力取轴承为圆锥滚子轴承其型号是302007。齿轮连接处轴直径根据手册查得：（3） 、确定各段长度1） 、 轴承端盖的总宽度为20mm 根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求取端盖的外端面与带轮左端面间距l=30mm故取由前面计算可知齿宽b=65mm为了使套筒端面可靠的押金齿轮此轴段应略短，故取2） 、取齿轮距离箱体内壁的距离 考虑箱体的铸造误差在确定轴承位置时应距离箱体内壁一段距离S 取已知轴承的宽度是： 为了满足第二根轴上安装两个齿轮的要求需要加长取则：3） 、轴上零件的周向定位齿轮带轮与轴的周向定位均采用平键连接按由表6-1查得平键截面键槽用键槽铣刀加工长为30mm齿轮与轴的连接用平键为同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性故选择齿轮轮毂与轴的配合为。5、 求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图；在确定轴承的指点位置时，应从手册中查取值。对于30207型圆锥滚子轴承由手册查得因此作为简支梁的支承跨距（1） 、轴上力的作用点位置及支点跨距（2）、计算轴上各作用力作用力即齿轮上作用力前面已经计算（3） 、计算支反力 1）、垂直面上的力根据 得：2） 、水平面上的力由前面计算可知：；根据 得：3) 、各支点的支反力（5） 、计算各点转矩和弯矩1） 、垂直面内弯矩2） 、水平面内弯矩3）、合成弯矩计算6、 按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常指教和轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度，根据式（15-5）及前面计算结果以及周单向旋转扭转切应力为脉动循环变应力，取 ，计算轴的应力：前面选定轴的材料为454钢，调质处理由表15-1查得 因此 ，故安全。7、 校核轴承寿命查手册知30207圆锥滚子轴承：所以：轴承1被压紧轴承2被放松因为：所以：轴承寿命大于5年符合。8、 键强度的校核本设计中键均为普通平键，而普通平键强度校核公式为：由前面条件查表6-2得：（1） 、与带轮连接处键的校核：（2） 、与齿轮连接处键的校核：2、 中间轴的设计计算1、 求中间轴上的转速n和转矩T由前面计算可知：2、 求中间轴上两齿轮上的力1） 、大齿轮上所受的力由前面计算可知大齿轮的参数为：即：2） 、小齿轮上所受的力由前面计算可知：3、 初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢调质处理。根据表15-3取，于是得：中间轴的最小直径是轴两端安装轴承处，由前面计算可知输入轴中轴承型号为30307故中间轴的最小直径4、 轴的结构设计（1） 、拟定轴上零件的装配方案由输入轴的设计可得中间轴的总长度初步设计轴的结构如下：（2） 、根据轴向定位的要求确定轴各段直径和长度1） 、轴各段长度的确定 齿轮与相啮合，由前面计算可得：，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，应比齿轮略短些取则有同理。由齿轮计算可知齿轮的齿宽同理取则由此可得：2） 、中间轴各段直径的确定圆锥滚子轴承型号30307，查手册可得轴承定位轴直径所以可得，取。（3） 、轴上零件的周向定位两个齿轮的周向定位均采用平键连接按由表6-1查得平键截面的尺寸为键槽用键槽铣刀加工，长为45mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故齿轮轮毂与轴的配合为。5、 求轴上的载荷（1） 、首先根据轴的结构图做出轴的计算简图（2） 、轴上力的作用点位置及支点跨距（3） 、求作用在轴上的支反力1） 、垂直面上的支反力根据 得：2) 、水平面上的支反力根据 得：（4） 、求轴上的转矩和弯矩1） 、垂直面内的弯矩2） 、水平面内支反力3） 、合成弯矩计算4） 、转矩计算由前面计算可知：6、 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C)的强度根据式（15-5）以及前面计算的数据取轴的计算应力：前面已经选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得，因此，故安全。7、 校核轴承寿命查手册知30307圆锥根子轴承：所以：轴承1被放松轴承2被压紧。所以：轴承的寿命大于5年，符合。8、 键强度校核本设计中键均为普通平键，而普通平键强度校核公式为：由前面条件查表6-2得：中间轴的这两个平键相同所以：所以键的强度合适。三、输出轴的设计计算 1、求输入轴上的功率P转速n和转矩T由前面计算可得： 2、求作用在齿轮上的力由前面计算可知大齿轮4的参数： 3、初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢调质处理。根据表15-3取 于是得：输出轴的最小直径是安装在联轴器处轴的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应故需要同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 查表14-1取则可计算联轴器的转矩：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件查手册选用凸缘联轴器CY6此联轴器公称转矩为联轴器孔径d=50mm联轴器的长度112mm联轴器与轴配合的毂孔长度。4、轴的结构设计 （1）、拟定轴上零件在设计轴时轴的结构应满足：轴和装在轴上的零件要有准确的工作位置；轴上的零件应便于拆装和调整；轴应具有良好的制造工艺性等。 综上所述初步设计轴的结构如图：（2）、根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度1)、为了满足联轴器的轴向定位要求1-2轴段右端需制出一轴肩，故选取2-3段直径左端用轴端挡圈定位按轴端直径取挡圈直径D=60mm联轴器与轴配合的毂孔长度为了保证轴端挡圈只压联轴器而不压在轴端上故取2）、初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据由轴承产品目录中选取轴承型号30312其尺寸为：故可以得到右端轴承定位轴肩高度h=6mm所以。3）、取安装齿轮处的轴段4-5的直径，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮的齿宽75mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿宽故齿轮右端采用轴肩定位轴肩高度h=(2-3)r由轴径则轴环宽度b1.4h故。4）、轴承端盖的总宽度为20mm 根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求取端盖的外端面与带轮左