二级减速器设计说明书

1、机械设计课程设计设计题目：带式输送机传动装置的设计内装：1设计计算说明书一份2、减速器装配图一张3、轴零件图一张4、齿轮零件图一张目录一课程设计任务书二设计要求三设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比ib I. I4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 设计V带和带轮6. 齿轮的设计7. 滚动轴承和传动轴的设计8. 键联接设计9. 箱体结构的设计10. 润滑密封设计11. 联轴器设计四设计小结五参考资料传 动 装 置 总 体 设 计 方 案传动装置总体设计方案课程设计题目：设计带式运输机传动装置（简图如下）1V带传动2运输带3单级斜齿圆柱齿

2、轮减速器4联轴器5电动机6卷筒已知条件1）工作条件：三班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作， 有粉尘。2）使用期限：10年，大修期3年。3）生产批量：10台4）生产条件：中等规模机械厂，可加工 7-8级精度的齿轮。5）动力来源：电力，三相交流（220/380V）设计要求1. 减速器装配图一张。2. 绘制轴、齿轮零件图各一张。3. 设计说明书一份。设 设计步骤I.计本组设计数据：步运输带工作拉力F/N2200。运输带工作速度v/（m/s）1.2 。卷筒直径D/mm2401）外传动机构为V带传动。2）减速器为单级斜齿圆柱齿轮减速器。3）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

3、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，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分 为单级斜齿圆柱齿轮减速器，这是单级圆柱齿轮中应用较广泛 的一种。原动机部分为丫系列二相交流异步电动机。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、成本低传动效率咼。电 动 机 的 选 择电动机的选择1）选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用 丫系列三相笼型异步电动机，全 封闭自扇冷式结构，额定电压 380乂2）选择电动机的容量 工作机的有效功率为从电动机到工作机传送带间的总效率为由

4、机械设计课程设计手册表 1 7可知：1 : V带传动效率0.962 :滚动轴承效率0.99 （球轴承）3 :齿轮传动效率0.97 （8级精度一般齿轮传动）4 :联轴器传动效率0.99 （弹性联轴器）5 :卷筒传动效率0.96 ： 1所以电动机所需工作功率为3）确定电动机转速按表13 2推荐的传动比合理范围，单级圆柱齿轮减速 器传动比i620而工作机卷筒轴的转速为电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/mi n)Y100L2-4314302.22.3所以电动机转速的可选范围为ndi nw(525.48 1751.6) r/min付合这 范围的冋步转速有、10007min 和 1500两种。综合考

5、虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑,决定选用同步转速为 1500/min的电动机。根据电动机类型、容量和转速，由机械设计课程设计手册表121选定电动机型号为Y100L2-40计计算传动装置的总传动比i并分配传动比1 p1算-.y传(1).总传动比i为in mn w动(2).分配传动比ii i装置考虑润滑条件等因素,初定的4.计算传动装置的运动和动力参数总-传1).各轴的转速fI1动I轴 n nm 1430r/min比iI1 11 :轴n357.5r/min i并III 轴 n87.2/min分i配卷筒轴nwn87.2r/min传2).各轴的输入功率动I轴 PFd2

6、.81kw比II 轴 F F 1 22.67kwIII 轴 PP 3 22.56kw卷筒轴 P卷P 4 2 2.51kw3).各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩Td为I 轴 TTd 1 .8810 4 N mmII 轴 T T 1 2i 7.15 104 N mmIII 轴T T 3 2i 2.82 105 N mm 卷筒轴 T卷 T 4 2 2.76 105N mm1 /轴名功率转矩转速传动比，效率1I轴2.81143040.95II轴2.67357.54.1p.96iii轴2.56二一.187.210.98卷筒轴2.51187.2将上述计算结果汇总与上表，以备查用。设 计V带 和 带 轮电动

7、机输出功率 Pd2.81kw，转速 nm1430r/min，带传动传动比i=4，每天工作16小时。1) .确定计算功率Pea由机械设计表4.6查得工作情况系数KA 1.2，故PeaPd 3.37kw2) .选择V带类型根据Pea，n1，由机械设计图4.11可知，选用A型带选用A型带选取：3) .确定带轮的基准直径dd1并验算带速(1) .初选小带轮基准直径ddl由机械设计表4.4，选取小带轮基准直径ddl90mm,dd1而_2- H100 mm，其中h为电动机机轴高度，满足安装要求。(2) .验算带速V因为5m/s v 25m/s，故带速合适。(3) .计算大带轮的基准直径根据机械设计表4.4

8、，选取dd2355mm，则传动比d d2i23.9dd1，从动轮转速匕.366.7 r/mini4) .确定V带的中心距a和基准长度Ld(1).由式 0.7(dd1 dd2) a。2(dd1dd?)得一,1-、w312 a。890，取 a0750mm(2).计算带所需的基准长度Ld由机械设计表4.2选取V带基准长度Ld 2240mm1 1 ,J(3).计算实际中心距a5) .验算小带轮上的包角16) .计算带的根数Z(1)计算单根V带的额定功率Pr由dd190mm和口 1430r/min，查机械设计表4.5得 F01.05kw根据m 1430r/min , i 3.9和a型带，查机械设计1.J

9、*表 4.7 得 Po 0-17kw查机械设计表4.8得K 0.95，查表4.2得Kl 1.06 ,于是计算v带的根数ZZPea3.372 74Fr1.23.取 3 根。7) .计算单根V带的初拉力的最小值(Fo)min由机械设计表4.1得A型带的单位长度质量q 0.1kg/m， 所以应使带的实际初拉力F(F)min。8) .计算压轴力Fp压轴力的最小值为9) .带轮的结构设计小带轮采用实心式，大带轮为辐条式，取单根带宽为13mm取带轮宽为35mm1齿 轮 的 设 计1)选定齿轮类型、精度等级、材料、齿数并初选螺旋角BJ t, _1 - - J(1) 按简图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动

10、。(2) 运输机为 般工作机器，载荷较平稳，速度不咼， 故选用8级精度。(3) 材料选择。由机械设计表 6.1大小齿轮都选用 45钢调质处理，齿面硬度分别为 220HBS,260HBS者 材料硬度差为40HBS 选小齿轮齿数乙24，则大齿轮齿数Z2 i乙98(5)初选螺旋角B =138级精度 大小齿轮 材料均为45钢(调质)2) 初步设计齿轮主要尺寸(1)设计准则：先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯 曲疲劳强度校核。(2)按齿面接触疲劳强度设计确定式中各项数值：因载荷较平稳，初选 心=1.5由机械设计表6.5，取 d 1由机械设计表6.3查得材料的弹性影响系数Ze 1898 MPa由机械设计

11、图6.19，查得Zh 2.44一般取Z =0.750.88,因齿数较少，所以取z 0.8由 式(6-12),N160n 2jLh 60 357.5 1 16 300 88.24 108N- lN18.24 102.01 108Ni24.1由图6。6查得，心弘1.08,Khn21.15按齿面硬度查图6.8得 Hlim1 600MPa ,H lim 2560 MPa ,取 SH min 2 1.5 71300 4.1 12.44 189.8 0.8 0.99 23() mm 44.1mm 4.1修正d1t : ；取h(648 644)/2 646MPa 设计齿 轮参数1 ZeZhZ Zd1t646

12、3 2KtT1 U 1 (ZEZH Z Z )2 d u ( h )由表6.2查得，Ka 1.00由图6.10查得，Kv 1.03由图6.13查得，K 1.05一般斜齿圆柱齿轮传动取，K 1 1.4，此处K 1.2贝卩 K KaKvK K 1.00 1.03 1.05 1.21.30选取第一系列标准模数mn 2mm3) 齿轮主要几何尺寸：圆整中心距，取a 126mm则arccosmn(Z1arccos2 (24 98) 14.482a12 126I I计算分度圆直径和齿宽4) 校核齿根弯曲疲劳强度(1).确定公式内的各计算数值由机械设计第127页，取Y=0.7, y 0.88由机械设计图6.9

13、查得小齿轮的弯曲疲劳强度 十 !|极限Flim1 240MPa ；大齿轮的弯曲强度极限 / * - I JF lim 2 220MPa ；由机械设计图6.7取弯曲疲劳寿命系数K fn1 0.90， K fn2 0.94 ；计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数S=1.4，应力修正系数Y=2,有计算载荷系数K ；查取齿形系数；由机械设计表6.4查得YFa1 2.60 ； YFa2 2.19查取应力校正系数；由机械设计表6.4查得Ysai 1.595 ； Ysa2 1.80(2).校核计算齿根弯曲疲劳强度足够。由于齿轮的模数 m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能 力，而齿面接触疲劳强度所决定

14、的承载能力，仅与齿轮直径(即 模数与齿数的乘积)有关，可取由弯曲强度算得的模数1.71并就近圆整为标准值 m 2mm，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数大齿轮齿数，取Z2103。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑， 避免浪费。(5).结构设计及绘制齿轮零件图首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于 160mm而又小于 500mm故以选用腹板式结构为宜。绘制大齿轮零件图如下。 其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径较小，若米用齿轮结构， 不宜与轴进行安装，故采用齿轮轴结构，其零件图见滚动轴承和 传动轴的设计部分。滚(一).轴的设计动轴I.输

15、出轴上的功率P、转速n和转矩T承和由 上可知 P 2.56kw，n87.2rmi n，传动5T2.82 10 N mm轴的n .求作用在齿轮上的力设因已知低速大齿轮的分度圆直径计2T而 Ft2737.86Nd2in.初步确定轴的最小直径材料为45钢，调质处理。根据机械设计表11.3，取C 110，于是dmin 1.5dmin由于键槽的影响，故35.63mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d o为了使所选的轴直径d 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器 型号。联轴器的计算转矩Tea KaT，查机械设计表10.1，取Ka 1.5，则：按照计算转矩Tea应小于联轴器公称转矩的条件，查手

16、册，选用LX3型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为1250000N mm。半联 轴器的孔径d 38mm，故取半联轴器长度L 82mm，半联轴 器 与 轴 配 合 的 毂 孔L 60mmIDHIIVV VT HIV.轴的结构设计(1) .根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1) .为了满足半联轴器的轴向定位要求，I - U段右端需制出一轴 肩，故取U -川段的直径dn m 42mm ；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度L 60mm，为了保证轴端挡圈只 压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故I -U段的长度应比L 小 2 3mm，现取 I n 58mm2) .初步选择滚动轴承。因轴承同时

17、受有径向力和轴向力的作用， 故选用深沟球轴承。按照工作要求并根据dn m 42mm，查手册表6-1选取轴承代号为 7009AC的角接触球轴承，其尺寸为d D B 45mm 75mm 16mm，故 d 皿即 町 45mm; 而l刑町 30mm。3) .取安装齿轮处的轴端W - V的直径dv 48mm ；齿轮的左端 与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为 55mm为 了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取 l W V 53mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h 0.07d， 故取h 4mm，则轴环处的直径dv 56mm。轴环宽度 b 1.4h，取 I v 刑 10mm

18、。4) .轴承端盖的总宽度为10mm(由减速器及轴承端盖的结构设 计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离I 30mm，故l 口 皿 40mm。5) .取齿轮距箱体内壁的距离 a 12mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取js 10mm，已知滚动轴承宽度 T 16mm，大齿轮轮毂长度“-IL 55mm，贝U至此，已初步确定了轴的各段和长度。(2) .轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。 按d w v由机 械设计课程设计手册表4-1查得平键截面b h 14mm 9mm， 键槽用

19、键槽铣刀加工，长为45mm，同时为了保证齿轮与轴配合H 7有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配额为H;；同样，半n6联轴器与轴的连接，选用平键为12mm 8mm 50mm，半联轴器与轴的配合为H7。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保k6证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。(3) .确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表11.4，取轴端倒角为2 45 。V.求轴上的载何首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。 作为简支梁的轴的 支撑跨距L2 L344.6mm 44.6mm 89.2mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的1载荷水平面H垂直

20、面V支反力F弯矩M总弯矩M185127N mm， M262535N mm扭矩T危险截面。现将计算处的截面C处的M h、M v及M的值列如下： W .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。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭 转切应力为脉动循环变应力，取一0.6，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表11.2 查得60MPai1因此ca 1，故安全。VD .精确校核轴的疲劳强度(1).判断危险截面截面A,n ,川,b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

21、扭转强度较为宽裕确定的，所以截面a, n ,川,b均无需校 核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看， 截面W和V处过盈 配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面V的应力集中的影响和截面W的相近，但截面V不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上最然应力最大，但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中 均在两端)，而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面切显然更不必校核。截面W为危险截面，截面W的左右两侧均 需校核。(2) .截面W左侧抗弯截面系数 W 0.1d30.1 4539112.5mm3抗扭截面系数 WT 0.2d30.2 4531822

22、5mm344 626截面W左侧的弯矩 M : MM_, 44.26 35501 N mm44.6截面W上的扭矩T : T 282000 N mmM截面上的弯曲应力：b 3.9MPaW截面上的扭转切应力：t T 15.47MPaWr弯曲正应力为对称循环弯应力， m 0，扭转切应力为脉冲循环应变力，m 15.47/2 7.74 MPa Vr * :J - I |/a b 3.9MPa , a m 7.74MPa轴的材料为 45钢，调质处理，由机械设计表 11.2得B 640MPa，1 275MPa，1 155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及 按机械设计附表1.6查取。因 200.0

23、4， D坐1.07，可查得d 45d 451.92，1.30又由机械设计图2.8并经插值可得轴的材料的敏性系数为q 0.82， q 0.85故有效应力集中系数为由机械设计查图2.9 ,数 0.760.75 ;由附图3-3轴按磨削加工，由B 640MPa查图2.12，轴未经表面强化处理，即q 1，则综合系数为已知碳钢的特性系数0.1 0.2，取0.05 0.1，取于是，计算安全系数故可知其安全。0.10.05Sea值，则抗弯截面系数：W0.1d30.148311059.2mm3抗扭截面系数：Wt0.2d30.1483322118.4mm截面W右侧的弯矩M : MM144.62635501 N m

24、m(3).截面W右侧44.6截面W上的扭矩T : T截面上的弯曲应力:截面上的扭转切应力:282000N mmM 3.2MPaWT T 12.75MPaWt弯曲正应力为对称循环弯应力,m 0，扭转切应力为脉冲循环应变力,m 12.75/26.375MPaa b 3.2MPa , a m 6.375MPakkk过盈配合处的，由机械设计附表1.4,取 0.8,用插值法得k 3.42，k 2.74，的扭转尺寸系0.92轴按磨削加工，由 b 640MPa查图2.12 ,0.92故得综合系数为所以轴在截面W右侧的安全系数为故该轴在截面W右侧的强度也是足够的。毗.绘制轴的工作图，如下：(二).齿轮轴的设计

25、I .输出轴上的功率P、转速n和转矩T由上可知 P 2.67kw,n357.5r;mi n,4T 7.15 10 N mmn .求作用在齿轮上的力因已知低速小齿轮的分度圆直径2T而 Ft2774 NdiFa 716.4Nin.初步确定轴的最小直径材料为45钢，调质处理。根据机械设计表15-3 ,取C=120, 于是.;1 -dmin C3i-n 23.46mm ,由于键槽的影响，故 y nnf c _ I J1dmin 1.05dmin 24.6mm输出轴的最小直径显然是安装带轮处的直径di n ,取di n 25mm，根据带轮结构和尺寸，取I n 35mm。IV .齿轮轴的结构设计(1).根

26、据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1) .为了满足带轮的轴向定位要求，i -n段右端需制出一轴肩， 故取n - n段的直径dn皿30mm ；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， 故选用深沟球轴承。按照工作要求并根据dn n 30mm ,查手册1.J*表6-1选取轴承代号为 7007AC的角接触球轴承，其尺寸为d D B 35mm 62mm 14mm，故 d皿即 d町麵 35mm ;而l刑町32mm。3) .由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端V - W的直径 dv刑53.55mm , lv刑60mm。轴肩高度h 0.07d，故取h 3mm，则轴环处的直径 d即v d可町

27、42mm。轴环宽度b 1.4h，取 l iv v l 刑町 6mm。4) .轴承端盖的总宽度为15mm (由减速器及轴承端盖的结构设 计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求， 取端盖 的外端面与半联轴 器右端面间的距离l 30mm，故l n 皿 45mm。5) .取齿轮距箱体内壁的距离 a 12mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s 6mm，已知滚动轴承宽度T 14mm ,，贝U至此，已初步确定了轴的各段和长度。(2) .轴上零件的周向定位r 7带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按 d】由机械设计课程 V/ jr. I I/设计手册表4

28、-1查得平键截面b h 8mm 7mm，键槽用键I I-I,槽铣刀加工，长为28mm。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配 合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。(3) .确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表11.4，取轴端圆角2 45。(三).滚动轴承的校核轴承的预计寿命Lh 8 8 2 365 46720hI .计算输出轴承(1).已知n 87.2 r min ， 两轴承的径向反力FR1 Fr2513.2N由选定的角接触球轴承7009AC轴承内部的轴向力Fs 0.63Fr(2).由输出轴的计算可知Fa 707N因为 FS1 Fa 323.3N707N1030.3N Fs2，故轴承n被“压紧

29、”，轴承 I 被“放松”，得：Fa2 FS1 Fa 323.3N 707N1030.3N(3). Fai/Fri0.63 , Fa2,Fr22.01，查手册可得e 0.68由于 Fai/Frie,故 Xi1,Yi0；FA2/Fr2 e,故 X20.41,丫20.87(4).计算当量载荷R、B由机械设计表8.7，取fp1.5，则(5).轴承寿命计算-八一-宁7由于R P2，取R 829.5N ,查表8.8取ft 1 ,角接触球轴承，取3，查手册得7009AC型角接触球轴承的Cr 25.8KN，贝Ur-j故满足预期寿命。键 联 接I.带轮与输入轴间键的选择轴径d 25mm，轮毂长度L 35mm，查

30、手册，选 A型平设 计键，其尺寸为b 8mm， h 7mm， L28mm (GB/T1095-2003)n.输出轴与齿轮间键的选择轴径d 48mm，轮毂长度L 45mm，查手册，选 A型平键，其尺寸为b 14mm， h 9mm， L45mm (GB/T1095-2003)川.输出轴与联轴器间键的选择轴径d 38mm，轮毂长度L 50mm，查手册，选A型平键，其尺寸为b 12mm， h 8mm， L50mm(GB/T1095-2003)箱减速器的箱体采用铸造(HT200)制成，采用剖分式结构为了保体结构的设计证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用H7配合.is61. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮

31、廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用浸油润油，同时为了避免油 搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离 H大于40mm 为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接 表面应精创，其表面粗糙度为633. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8mm，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计A视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足 够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥 视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加 强密封，盖板用铸铁制成，用 M8紧

32、固B油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一 侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸 起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。iC油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出 .D通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气， 在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平 衡E位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸 缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度 F吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机

33、体结构尺寸如下：iZ名称符号计算公式结果箱座壁厚10箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚 度25地脚螺钉直径M16地脚螺钉数目查手册4轴承旁联接螺栓直径M12机盖与机座联 接螺栓直径d2 = （0.50.6）dfM81轴承端盖螺钉直径d3=（ 0.40.5）dfM81视孔盖螺钉直 径d4 = （0.30.4）dfM5 定位销直径d =（ 0.70.8）d26d f， d 1， d 2 至外机壁距离1查机械设计课 程设计手册表11-2161814d f , d2至凸缘边缘距离厂y丨1查机械课程设计手册表11-22216外机壁至轴承座端面距离J11 = C1 + C2 +（812）48大