机械课程设计-带式输送机带传动—双级圆柱齿轮减速器F=5.4V=0.5D=400(全套图纸）

1、机械设计课程设计说明书全套图纸加qq 695132052设计题目： 带式输送机带传动双级圆柱齿轮减速器学生姓名: 学 号： 专业班级： 机制092班 指导老师: 2012年 1 月 3日目 录设计任务书2第一部分 传动装置总体设计3第二部分 v带设计6第三部分 各齿轮的设计计算8第四部分 轴的设计12第五部分 校核21第六部分 主要尺寸及数据25附录29设 计 任 务 书一、设计任务：设计题目：带式输送机带传动双级圆柱齿轮减速器。运输机械载荷变化不大，空载启动，单向运转，每日两班制工作，使用期限为10年，每年300工作日，减速器小批量生产，运输带速度允许误差为5，滚筒效率为0.96。已知参数：

2、滚筒直径d400mm，牵引力f5.4kn，带速v0.5m/s，输送机在常温下连续单向工作，载荷平稳，采用电动机为原动力。完成内容：1、完成减速器装配图1张，0号图纸。 2、零件图三张，箱体或箱盖，1号图，输出轴和输出轴上的齿轮，用3号图纸。 3、设计说明书1份。设计计算与说明主要结果第一部分 传动装置总体设计一、传动方案（已给定）1） 外传动为v带传动。2） 减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。3） 方案简图上面图所示：二、该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于v带有缓冲吸振能力，采用v带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用v带这种简单的结构，并且价格便宜，

3、标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。三、原动机选择1）根据工作要求及工作条件选用y系列三相交流异步电动机，封闭式结构。2）工作机所需功率：电动机所需工作效率：传动装置的总效率：（见课设式2-4）按表2-3（课设）确定：v带传动效率=0.95，滚动轴承传动效率

4、（一对）=0.99，闭式齿轮传动效率=0.97，联轴器传动比=0.99，传动滚筒效率=0。96 代入数据得=3）确定电动机转速：滚筒轴工作机转速 在上2）步中 因载荷平衡，电动机额定功率略大于即可，查阅机械设计手册可知取。通常，v带传动的传动比常用范围为 ；二级圆柱齿轮减速器为，则总传动比的范围为 ，故电动机转速的可选范围为符合这一范围的同步转速有750、1000、1500、3000 。如果没有特殊要求一般不选用750、1000这两种转速的电动机，而y系列电动机的参考比价为：300015001000750,所以选择1000（6级）的电动机较为适中。选择电动机为y132m1-6型技术数据：额定功

5、率（） 4 满载转矩（） 960 额定转矩（） 2.0 最大转矩（） 2.2 y132m1-6电动机的外型尺寸（mm）：a：216 b：178 c：89 d：38 e：80 g：33h：132 k：12 ab：280 ac：135 ad：210 hd：315 bb：238 l：515四、计算传动装置的总传动比及分配各级传动比1.由式（7）（见课设指导书）得总传动比2.分配传动装置传动比由式（8）得 式中 ，分别为带和减速器的传动比。为使v带外廓尺寸不致过大，初步选取=2.8，则减速器传动比3.分配减速器的各级传动按展开式布置，高速级传动比与低速级传动比按分配，取，则由得五、计算传动装置的运动和

6、动力参数0轴（电机轴）：输入功率：转速：输入转矩：输出功率：输出转矩：1轴（高速轴）：输入功率：转速：输入转矩：输出功率：输出转矩：2轴（中间轴）输入功率：转速：输入转矩：输出功率：输出转矩：3轴（低速轴）：输入功率：转速：输入转矩：输出功率：输出转矩：4轴（滚筒轴）：输入功率：转速：输入转矩：输出功率：输出转矩：计算结果汇总下表2所示：表2轴名功率p/kw转矩t/(nm)转速n/()传动比效率输入输出输入输出电机轴3.313.2832.932.579602.80.951轴3.123.186.8986.02342.94.640.962轴2.982.95385.1381.2573.90.963轴

7、2.832.801130.81119.523.92.650.98滚筒轴2.662.631062.91052.323.910.96第二部分 v带设计外传动带选为 普通v带传动 1、确定计算功率：查得工作情况系数所以 2、选择v带型号 根据pc与n0可查得此坐标点位于a型区，所以选用a型v带。3.确定大小带轮基准直径 （1）、应不小于80，现取=90mm，于是=252mm查表取4、验算带速 5、传动比 （5）、从动轮转速4.确定中心距和带长ld（1）按式（5-23机设）初选中心距 符合（2）求带的计算基础准长度ld查表取带的基准长度ld=1600mm(3)计算实际中心距:a 5.验算小带轮包角 符

8、合6.确定v带根数z(1)由查表得(2)查得 (3)查得包角系数，长度系数，于是 (4)计算v带根数z 取z=5根 7计算单根v带初拉力（q由课本查得为0.10kg/m）应使带的实际初拉力8计算最小压轴力： 9确定带轮的结构尺寸，绘制带轮工作图小带轮基准直径，采用实心式结构。大带轮基准直径，采用腹板式结构，轴直径取d=30mm，宽度取l=1.8d=54mm。第三部分 各齿轮的设计计算一、高速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮）1.齿轮的材料，精度和齿数选择，因传递功率不大，转速不高，材料按表11-1选取，大齿轮采用45号钢调质，小齿轮40cr调质，均用软齿面。8级精度，轮齿表面精糙度为ra1.6，软

9、齿面闭式传动，失效形式为点蚀。2.应力循环次数n由式（7-3）计算nl1=60nt=60342.9(8230010)=9.88108nl2= nl1/u=9.88108/4.64=2.131083.选择齿轮的参数取z1=24 则z2=z1=244.64=111.36，取z2=112则实际传动比：，初选螺旋角为。4.设计计算设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。按齿面接触疲劳强度设计：试选取齿宽系数，区域系数，材料的弹性影响系数，小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮接触疲劳强度极限。查得，则取接触疲劳寿命系数，失效概率1%，安全系数s=1，则接触疲劳需用应力所以将有关值代入式得

10、 计算圆周速度 计算载荷系数k根据v=0.89m/s，8级精度查得动载荷系数；取使用系数；查得,故实际载荷系数为 按实际载荷系数校正所得的分度圆直径 5.计算几何尺寸 取标准模数：实际分度圆直径d1=44.35mm 取b2=45mm b1= b2+5=50mm6.齿轮的圆周速度7.校核齿根弯曲疲劳强度齿形系数yfa1=2.65 yfa2=2.17 ysa1=1.58 ysa2=1.80 大小齿轮的应力都小于许用应力 所以都安全。二、低速级减速齿轮设计（斜齿圆柱齿轮）1.选材方式同高速级齿轮2.计算应力循环次数n nl1=60nt=6073.9(8230010)=2.13108nl2= nl1/

11、u=9.88108/4.64=6.891073.选择齿轮的参数取z1=24 则z2=z1=243.09=74.16，取z2=75则实际传动比：，初选螺旋角为。4.设计计算。设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。按齿面接触疲劳强度设计试选，取；其他参数同高速级齿轮。 将有关值代入得 按实际载荷系数校正所得的分度圆直径 5.计算几何尺寸 取标准模数：m=3mm 实际分度圆直径 取b2=80mm b1= b2+5=85mm6.齿轮的圆周速度7.校核齿根弯曲疲劳强度齿形系数yfa1=2.65 yfa2=2.17 ysa1=1.58 ysa2=1.80 大小齿轮的应力都小于许用应力

12、 所以都安全。总结： 高速级 低速级 第四部分 轴的设计一、高速轴的设计1.选择轴的材料及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢,调质处理.2.初估轴径按扭矩初估轴的直径,查表10-2,得a0=107至118,考虑到安装联轴器的轴段仅受扭矩作用.取a0=112则: 考虑有键槽，取d=25mm3.轴的结构设计(1).轴各段直径的确定初估轴径后，按轴上零件的安装顺序，从左端开始确定直径。因为齿根圆直径与轴段直径之差小于2 mt，故该轴采用齿轮轴的形式。该轴轴段1安装轴承故该段直径为d1=30mm。2段轴肩用于固定轴承，查手册得安装直径为d2=36mm。3段为

13、齿轮轴段，直径为齿轮分度圆直径d3=44.35mm。4段与2段等高，d4=36mm。5段安装轴承，d5= d1=30mm。6段应与毛毡圈的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用jb/zq4606-1997中d=31mm的密封圈，故取6段28mm。7段装大带轮，取为d7=25mm。（2）选择滚动轴承因为初选轴径为25mm，所以轴承选用内径为30mm的圆锥滚子轴承30306，其尺寸为：d d b=30 72 19（3）各轴段长度的确定1段与轴承等宽，l1=19mm，2段作为定位轴肩，取为l2=7mm。3段为齿轮宽l2=50mm。4段长度取l5=95mm。5段和轴承同宽，为l5=19mm。6段取l6=4

14、0mm，7段同大带轮同宽，取l7=54mm。于是，可得轴的支点上受力点间的跨距l1=76mm，l2=114mm，l3=94mm。（4）轴上零件的周向固定轴与大带轮配合选用过盈配合h7/n6，轴承内圈配合轴颈选用过渡配合m6，大带轮采用普通平键联接，为键8*40 gb/t 1096。（4）.轴上倒角与圆角为保证7306c轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。轴的左右端倒角均为2*45。4轴上受力分析 齿轮上的作用力圆周力：径向力：轴向力： 求轴承的支反力 水平面上支反力：垂直面上支反力： fa1fr1ftab136.1627.03

15、111.22138.82175.8186.897611494受力简图水平面受力及弯矩垂直面受力及弯矩合成弯矩转矩图齿轮1（5）画弯矩图 在水平面上： 在垂直面上：齿轮左侧齿轮右侧合成弯矩 齿轮左侧 齿轮右侧（6）画转矩图 86.89nm二中间轴的设计中间轴的设计步骤与高速轴的设计步骤一样，经校验应力等都符合。现将此轴的重要参数和尺寸列于如下所示：1）材料：45钢，调质2）初算轴径：dmin=38.4mm,取d=40mm3）根据轴径选轴承可初选圆锥滚子轴承30309c，其尺寸：45100254）轴各段直径分别为：d1=d5=45mm、d2=d4=51mm、d3=60mm5）轴各段的长度：1到5段

16、分别为26mm、43mm、11mm、83mm、25mm6）齿轮与轴选用过盈配合h7/n6。与轴承内圈配合轴颈选用过渡配合m6，两齿轮均采用普通平键联接，分别为14*30 gb/t 1096及键14*70 gb/t 1096。7）轴上受力分析 齿轮上的作用力圆周力：，径向力：，轴向力：， 求轴承的支反力 垂直面上支反力： 水平面上支反力：（5）画弯矩图 在垂直面上：齿轮2处 齿轮3处 在水平面上：齿轮2左侧 右侧齿轮3右侧 左侧合成弯矩 齿轮2左侧 右侧 齿轮3左侧右侧（6）画转矩图：86.89nmab-247.5092.73264.21385.16811108受力简图水平面受力及弯矩垂直面受力

17、及弯矩转矩图ft2fa2fr2fa3fr3ft3齿轮2齿轮3330.40-71.90123.91264.30257.73352.87423.05合成弯矩三、低速轴的设计计算细节步骤与高速轴的一样，所以不再重复了。下面列出它的参数及尺寸：1）材料：45钢，调质2）初算轴径：dmin=55mm,取d=60mm3）根据轴径选轴承可初选圆锥滚子轴承30313，其尺寸：65140334）轴各段直径分别为：d1 = d5 =65mm、d2=71mm、d3=77mm、d4=72mm、d6=63mm、d7=60mm5）轴各段的长度：1到7段分别为48mm、78mm、12mm、70mm、33mm、45mm、25

18、mm6）齿轮与轴选用过盈配合h7/n6，与轴承内圈配合轴颈选用过渡配合m6，为保证良好的对中性，轴与半联轴器选用过盈配合h7/k6。齿轮采用普通平键联接，为20*70 gb/t 10967）轴上受力分析 齿轮上的作用力圆周力：径向力：轴向力： 求轴承的支反力 水平面上支反力：垂直面上支反力： （5）画弯矩图 在水平面上：在垂直面上：齿轮左侧齿轮右侧fa4fr4ft4ab136.16-314.07697.65600.09864.981130.812682162受力简图水平面受力及弯矩垂直面受力及弯矩合成弯矩转矩图齿轮4合成弯矩 齿轮左侧 齿轮右侧（6）画转矩图 1130.8nm8）按弯扭合成应力

19、校核轴的强度 进行校核是，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即齿轮4截面）的强度。取=0.6，则轴的计算应力，故安全。9）精确校核该轴的疲劳强度 判断危险截面轴承b右侧截面只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以轴承b右侧截面均无需校核。从应力集中对中的疲劳强度的影响来看，齿轮和套筒处的过盈配合所引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，齿轮中间截面上的应力最大，但应力集中不大（过盈配合级键槽引起的应力集中均在两侧），而且这里轴的直径最大，故该截面也不必校核。因为键槽的应力集中系数比过盈配合小，因而该轴只

20、需校核截面左右两侧。 截面左侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面左侧的弯矩为，扭矩 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调质处理。查得，。截面上由于轴肩形成的理论应力集中系数查表后经插值法求得，查得材料的敏感系数为 故有效应力集中系数为 查得尺寸系数，扭转尺寸系数，表面质量系数，取 则求得综合系数为 取碳钢的特性系数 于是，计算安全系数： 故可知其安全第五部分 校 核一、根据根据条件，轴承预计寿命1630010=48000小时1、高速轴轴承(1)已知两轴承径向反力：，初选两轴承为圆锥滚子轴承30306c型，查表得基本额定动载荷，基本额定静载荷，(2)求轴承的计算轴向力派生轴

21、向力a被压紧，b被放松，所以：(3)求轴承当量动载荷因为 所以对轴承a： 对轴承b：取，则有：(4)验算轴承寿命故取p=4115.25n角接触球轴承则预期寿命足够，该轴承合格2、中间轴轴承(1)已知两轴承径向反力：，初选两轴承为圆锥滚子轴承30309c型，查表得基本额定动载荷，基本额定静载荷，(2)求轴承的计算轴向力派生轴向力a被压紧，b被放松，所以：(3)求轴承当量动载荷因为 所以对轴承a： 对轴承b：取，则有：(4)验算轴承寿命故取p=6445.21n角接触球轴承则预期寿命足够，该轴承合格3、低速轴轴承(1)已知两轴承径向反力：，初选两轴承为圆锥滚子轴承30313c型，查表得基本额定动载荷

22、，基本额定静载荷，(2)求轴承的计算轴向力派生轴向力a被压紧，b被放松，所以：(3)求轴承当量动载荷因为 所以对轴承a： 对轴承b：取，则有：(4)验算轴承寿命故取p=15937.28n角接触球轴承则预期寿命足够，该轴承合格二、键联接的选择及校核计算1、输入轴与大带轮联接采用普通a型平键联接轴径d=25mm l=54mm t=86.89nm选普通平键键840 gb/t 1096，h=7mm该键校核合格2、中间轴与齿轮2联接用普通a型平键联接轴径d=51mm l=43mm t=385.1nm选用普通平键键1432 gb/t 1096，h=9mm该键校核合格。4、中间轴与齿轮3联接用普通a型平键联接轴径d=51mm l=83mm t=385.1nm选用普通平键键1470 gb/t 1096，h=9mm该键校核合格。5、输出轴与齿轮4联接用普通a型平键联接轴径d=71mm l=78mm t=1130.8nm选用普通平键