机械设计课程设计一级减速器设计说明书

1、机械设计课程设计说明书设计题目：带式输送机传动装置设计学生姓名：学 号：09430421155266班 级：材型0903院 系： 机械工程专 业： 材料成型与控制工程指导教师：何雅槐完成日期： 2011年4月 11日湖 南 涉 外 经 济 学 院课程设计的内容设计题目：带式输送机传动装置设计一、传动方案简图 二、已知条件：1、带式输送机的有关原始数据： 减速器齿轮类型： 直齿圆柱齿轮 ； 输送带工作拉力：f= 2.2 kn； 输送带工作速度：v= 1.6 m/s； 滚筒直径：d= 450 mm.2、滚筒效率：=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）；3、工作情况：使用期限12年，两班制（每年按3

2、00天计算），单向运转，转速误差不得超过5%，载荷有轻微振动；4、工作环境：运送砂、石等，室内常温，灰尘较大；5、检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；6、制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产；7、动力来源：电力，三相交流，电压380220v。三、设计任务：1、传动方案的分析和拟定2、设计计算内容1) 运动参数的计算，电动机的选择； 2) v带传动的设计计算；3) 齿轮传动的设计计算； 4) 轴的设计与强度计算；5) 滚动轴承的选择与校核； 6) 键的选择与强度校核；7) 联轴器的选择。3、设计绘图：1）减速器装配图一张（a0或a1图纸）；2）零件工作图2张（低速级齿

3、轮、低速轴，a2或a3图纸）；3）设计计算说明书1份（6000字）；4）减速器三维爆炸图（此项选做）。注：提交cad图的同学在提交图纸和说明书打印稿的同时必需提交相应电子版文件、手工绘制的装配图草图和手写计算说明书草稿。四、主要参考书目 1李育锡.机械设计课程设计m.北京：高等教育出版社，2008. 2濮良贵.机械设计（第八版）m.北京：高等教育出版社，2006. 3成大仙.机械设计手册（第5版）m.北京：化学工业出版社，2007.目 录机械设计基础课程设计任务书.一、传动方案的拟定及说明.二、电动机的选择.三、v带的设计计算.四、轴的设计及校核计算.五、滚动轴承的选择及计算.六、键联接的选择

4、及校核计算.七、高速轴的疲劳强度校核.八、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择.九、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择.- 0 -设计计算及说明结果 设计任务书 一、传动方案的拟定及说明传动方案给定为一级减速器（包含带轮减速和一级圆柱齿轮传动减速），说明如下：为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速，即二、电动机选择1电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的y系列三项异步电动机。它为卧式封闭结构2电动机容量1) 工作机所需功率2)传动装置的总效率 式中，为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由参考书表

5、3-1查得：v带传动=0.96；深沟球轴承；7级精度圆柱齿轮传动；弹性联轴器则3) 3电动机额定功率由参考书表17-7选取y系列三相异步电动机 y132m1-6主要参数：额定功率满载转速=960r/min中心高h=132mm电机转轴伸出长度e=80mm键槽宽度f=10mm电机转轴直径d=mm键槽深度mm4、计算传动装置的总传动比i并分配传动比1)、总传动比i=2)、分配传动比 假设v带传动分配的传动比，则一级圆柱齿轮减速器传动比三、v带的设计计算1设计带传动的主要参数。已知带传动的工作条件：两班制（共16h），连续单向运转，载荷有轻微振动，所需传递的额定功率p=4kw小带轮转速，大带轮转速，传

6、动比。设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等。1）、计算功率 由表8-7查得工作系数 =2)、选择v带型 根据、由图8-10选择a型带3）、确定带轮的基准直径并验算带速v(1)、初选小带轮的基准直径，表8-6和表8-8，取小带轮基准直径（2）、验算带速v 因为5m/s5.33m/s90 包角满足条件（6）.计算带的根数单根v带所能传达的功率 根据=960r/min 和=106mm 表8-4a用插值法求得1.1kw单根v带的传递功率的增量 已知a型v带，小带轮转速=960r/min，转动比i=3 查表8-4b得=0.112kw计算

7、v带的根数查表8-5插值得包角修正系数=0.94,表8-2得带长修正系数=1.01=(+)=(1.1+0.112) 0.941.01=1.18kwz= =4.8/1.184 故取4根.（7）、计算单根v带的初拉力和最小值由表8-3得a型带的单位长度质量q=0.1kg/m故500+q=189.66n（8）计算带传动的压轴力=2zsin(/2)=1489.4n（9）.带轮的设计结构a.带轮的材料为:ht200b.v带轮的结构形式为:腹板式. c结构图 （略）2、齿轮传动设计 选择直齿圆柱齿轮先设计高速级齿轮传动1）、选择材料热处理方式根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面计算说明(hb=35

8、0hbs),7级精度,查表10-1得小齿轮 40cr 调质处理 hb1=280hbs 大齿轮 45钢 调质处理 hb2=240hbs2)、按齿面接触强度计算:取小齿轮=24，则=，=244.71=113.04，取=113 确定公式中的各计算数值a.因为齿轮分布对称，载荷比较平稳综合选择kt=1.3b.计算小齿轮的转矩:小齿轮输入功率 =3.84kw小齿轮转速 =320r/min小齿轮的转矩 。 c.由表10-6查得材料的弹性影响系数=189.8d.由图10-21d按齿面接触强度查得小齿轮接触应力=600mpa；大齿轮的为=550mpae.由式10-13计算应力循环次数i. 由图10-19取接触

9、疲劳寿命系数=0.92 =0.96ii. 安全系数s=1 =/s=552mpa= /s=528 mpa代入中的较小者=66.3mm计算（1）计算圆周速度:v= /60000=1.11m/s （2)计算齿宽b模数齿高hb=1mm=66.3mm=/=2.76mmh=2.25=6.22mmb/h=66.3/6.22=10.66（3）、计算载荷系数根据v=1.11,7级精度，由表10-8查得由表10-3直齿轮可得由表10-2查得使用系数由表10-4插值得由表10-13插值的=1.28故载荷系数（4）、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式1010a 得 =76.4mm（5）、计算模数=/=3.18

10、mm标准化得3）、按齿根弯曲强度校核由进行校核(1)、计算载荷系数:（2）、由图10-5查得由图10-20c查得=500 mpa =380 mpa由图10-18取弯曲疲劳极限=0.90,=0.95计算弯曲疲劳应力:取安全系数s=1.4,由10-12得:=/s=321.4 mpa=/s=257.86 mpa=93所以齿根弯曲强度满足要求4）、几何尺寸计算（1）、分度圆直径 （2）、计算中心距 （3）、计算齿轮宽度取，5）、结构设计。（略）配合后面轴的设计而定四、轴的设计及校核计算轴的设计1高速轴设计1）按齿轮轴设计，轴的材料取40cr，调质处理，查表15-3，取 2）初算轴的最小直径 高速轴为输

11、入轴，最小直径处跟v带轮轴孔直径。因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大6%，=26.7mm。查得带轮轴孔有20，22，24，25，28等规格，故取=28mm 高速轴工作简图如图(a)所示首先确定个段直径a段：=28mm 由最小直径算出b段：=35mm，根据毡圈油封标准，选择轴径长度35mmc段：=40mm，与轴承（深沟球轴承6008）配合，取轴承内径d段：=44mm, 设计非定位轴肩取轴肩高度h=2mm，高速轴内 径为44mme段：=56mm,设计定位轴肩高度h=6mmf段，=40mm, 与轴承（深沟球轴承6008）配合，取轴承内径第二、确定各段轴的长度a段：=1.828=50.4mm,圆整取=

12、50mmb段：=58mm，考虑轴承盖与其螺栓长度然后圆整取58mmc段：=65.5mm, 与轴承（深沟球轴承6008）（两个）配合,加上甩油环长度，以及内箱壁至轴承座端面距离d段：=73mm 由高速轴齿轮齿宽b1=77mm及其间隙距离4mm确定=73mme段：=9.5mm 由齿轮端面距箱体内壁的距离以及甩油环超出内壁的距离确定f段：，由甩油环的宽度和深沟球轴承（两个）的长度15mm确定轴总长l=298mm2、 低速轴的设计计算低速轴上的功率p2=p1转速n2=nw=67.9r/min转矩t2=1）、按齿轮轴设计，轴的材料取45钢，调质处理，查表15-31，取2）初算轴的最小直径因为带轮轴上有键

13、槽，故最小直径加大6%，=45.13mm。根据减速器的结构，轴的最小直径应该设计在与联轴器配合部分， 取=1.3 联轴器的计算转矩 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册选用lx3弹性柱销联轴器，其公称转矩为1.25n/mm,选择联轴器的轴孔直径，轴孔长度y型112mm轴的设计图如下：首先，确定各段的直径a段:=48mm,与弹性柱销联轴器配合b段：=55mm，设定定位轴肩高度h=3.5mm,根据油封标准，选择轴径为55mmc段：=60mm，与轴承（深沟球轴承6012）配合，取轴承内径d段：=66mm, 设定非定位轴肩高度为3mm,低速轴内径为66mme段：=78mm, 设定定位轴肩高度

14、为6mmf段：=60mm, 与轴承（深沟球轴承6012）配合，取轴承内径然后确定各段距离：a段： =112mm, 根据弹性柱销联轴器xl3的轴孔长度y型112mm b段：=58mm, 考虑轴承端盖螺栓与联轴器不发生干涉c段：=46mm, 与轴承（深沟球轴承6012）配合,考虑甩油环长度，以及内箱壁至轴承座端面距离d段：=68mm,根据齿轮轴上齿轮的齿宽以及间隙距离4mme段：=12mm,由齿轮端面距箱体内壁的距离以及甩油环超出内壁的距离确定f段：=30mm，考虑轴承长度18mm与甩油环的宽度轴的校核计算高速轴:求轴上载荷齿轮上的分力 v带上的压轴力=1489.4n经分析该结构为超静定问题，为了

15、便于分析，先取内侧的轴承对分析，如果其符合要求，则再加上外侧的轴承对，轴一定满足要求。受力如右图：由材料力学知识得在水平方向上（h面）：由得，对c点求矩 弯矩 在垂直方向上（v面）：由得，对c点求矩 弯矩解得水平支反力: 垂直支反力: 合成弯矩故b截面为危险截面按弯矩合成应力校核轴的强度，取=0.6高速轴的材料为40cr，由表15-1查得，由 综合可知该轴符合强度条件!低速轴求轴上载荷齿轮上的分力：受力如右图：由材料力学知识可得在水平方向上（h面）：由得，对c点求矩 弯矩 在垂直方向上（v面）：由得，对c点求矩 弯矩 解得水平支反力: 垂直支反力: 合成弯矩由图可知,c截面为危险截面轴的材料为

16、45钢，由表15-1查得，由 故符合强度条件!五、滚动轴承的选择及计算1.高速轴轴承两对 型号6008深沟球轴承经分析，易得靠近v带轮的两个轴承最先失效，为了便于计算，把1）计算的近似径向载荷：2）计算轴承当量载荷,取载荷系数，轴向载荷理论上为0，故 ，表13-5得 查参考书可知6008深沟球轴承的基本额定负载（动载荷） (静载荷) 所以取3）校核轴承寿命5.3年按一年300个工作日,每天2班制.寿命4年.故所选轴承适用。2低速轴轴承 型号6012深沟球轴承1）计算轴承的径向载荷：2）计算轴承3、4的当量载荷,取载荷系数，轴向载荷理论上为0，故 ，表13-5得 所以取3）校核轴承寿命29.25

17、年按一年300个工作日,每天2班制.寿命4年.故所选轴承适用。六、键联接的选择及校核计算1高速轴上与带轮相联处键的校核键bhl=圆头普通平键（a型） 单键键联接的组成零件均为钢，由表6-2查得许用挤压力=100120mpa,取平均值，=110mpa。键的工作长度40-8mm=32mm,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=3.5mm由式（6-1）可得110mpa满足设计要求2高速轴上与小齿轮相连处键的校核键bhl=（a型） 单键键联接的组成零件均为钢，=110mpa110mpa满足设计要求3低速轴上与联轴器相联处键的校核采用键a，bhl=149100 单键键联接的组成零件均为钢，=110mpa1

18、10mpa满足设计要求！4. 低速轴上与大齿轮相联处键的校核采用a型键a bhl=201256 单键键联接的组成零件均为钢，=110mpa110mpa满足设计要求七、联轴器的选择及校核计算选择lx3弹性柱销联轴器，其公称转矩为1.25n/mm，具体计算在低速轴的设计中已经说明显然满足要求！八、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择1、铸件减速器机体结构尺寸计算表名称符号减速器及其形式关系机座壁厚0.025a+1mmmm,取10mm机盖壁厚1,取8mm机座凸缘厚度b1.5=15mm机盖凸缘厚度b11.5=15mm机座底凸缘厚度p2.5=20mm取30mm地脚螺钉直径df0.036a+12=19

19、.398mm取20mm地脚螺钉数目na250mm,n=4轴承旁连接螺栓直径d1 0.75df=15mm取16mm机盖与机座连接螺栓直径d2(0.50.6)df=1012mm取12mm连接螺栓d2的间距150200mm取180mm轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5)df=810mm取8mm窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df=68mm取6mm定位销直径d(0.70.8)d2=8.49.6mm取12mmdf、d1、d2至外机壁距离c126mm,22mm,18mmdf、d2至凸缘边缘距离c224mm,16mm轴承旁凸台半径r1r1=c2=20mm凸台高度h40mm外机壁至轴承座端面距离1c1+c2+(58)=22+20+6=48mm内机壁至轴承座端面距离2+c