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装：1、设计计算说明书一份2、减速器装配图一3、轴零件图一4、齿轮零件图一一课程设计任务书二设计要求设计步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4. 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 装置总体设计方案设计 步 骤|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）1Y带传动2运输带3单级斜齿圆柱齿轮减速器4联轴器5电动机6卷简

2、已知条件1）工作条件：三班制，连续单向运转，载荷较平稳，室工作， 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。2. 绘制轴、齿轮零件图各一。3. 设计说明书一份。设计步骤本组设计数据：运输带工作拉力F/N 22000运输带工作速度v/（m/s）1.2 0卷简直径D/mm 240。1）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 振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该

3、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。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Y系列三相笼型异步电动机，全 封闭自扇冷式结构，额定电压380Vo2）选择电动机的容量工作机的有效功率为化=Fv从电动机到工作机传送带间的总效率为3仕= 2 * “3 “4 -Jh由机械

4、设计课程设计手册表17可知：: 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. 96F = 2200/V v = .2m/sD = 240mm所以电动机所需工作功率为P3)确定电动机转速按表13-2推荐的传动比合理围，单级圆柱齿轮减速器 传动比債=6-20而工作机卷筒轴的转速为v仏=7lD所以电动机转速的可选围为 nd = iznw = (525.48 1751 .6)r/min电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)启动转矩 额定转矩最大转矩 额定转矩

5、Y100L2-4314302.22.3符合这一围的同步转速有、1000r/nin和1500 两种。综合考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1500r/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Y100L2-4o计 算 传 动 装 置 的 总 传 动计算传动装置的总传动比G并分配传动比(1) 总传动比G为*=竝(2) .分配传动比$考虑润滑条件等因素，初定4.计算传动装置的运动和动力参数鼻=16.33比并分配传动比1).各轴的转速I轴二 nni -1430 r/minII轴知-357.5 r/

6、min hIII轴II 二二险= 87.2min卷筒轴:Hin= 87.2 ?7min2).各轴的输入功率I轴II轴III轴P、= Pd = 281RwPn =创I% = 2.67&WPin=pM2 =256kw/j = 1430 r/rin wn = 357.5?7nin wni=87.2r/nin=87.2?7mnP、=281ZAi = 267肋 % = 256H件=251Q卷筒轴p卷二人1抑2 = 2.51皿3).各轴的输入转矩 电动机轴的输出转矩0为7； =9.55x106 xZ =1.88xlO47V ”w?I 轴= Td = 1.88 x 104 N mmII 轴 Tn = 7.1

7、5 x 1O47V - mmIII 轴 Tni = 2.82 x 10N - mm卷筒轴= Tup4ri2 = 2.76xlO5N-mm轴名功率转矩转速传动.1效率i轴2.811.88X104143040. 95ii轴2. 677.15xl04357.54. 10. 96in轴2. 562.82 xlO587.210. 98卷筒轴2.512.76 xlO587.2将上述计算结果汇总与上表，以备查用。设计V带和带轮电动机输出功率Pd =2.8Uw , 转速厲=巴” =1430 r/min ,带传动传动比i=4,每天工作16小 时。1).确定计算功率出“化=3.370由机械设计表4.6查得工作情况

8、系数Ka =1.2,故Pca = KAPd=3.31kw2)选择V带类型根据1,由机械设计图411可知，选用A型带3).确定带轮的基准直径山并验算带速(1).初选小带轮基准直径d山由机械设计表4.4,选取小带轮基准直径=90mmt而如 V/ = 100/77/7?,其中H为电动机机轴髙度，满足安装要求。(2) 验算带速Vv =60x10006.74 m/因为5m/s v 25m/s 9故带速合适。(3)计算大带轮的基准直径4/ =id =360伽根据机械设计表4.4,选取=355加加，则传动比从动轮转速“2 =匕= 366.7min4).确定V带的中心距a和基准长度匚(1) 由式 0.7(%

9、+ddi)aQ2(dd + 佥)得312 a()9021 a6).计算带的根数Z(1) 计算单根V带的额定功率P,由4 =90血和3 =1430 r/min ,查机械设计表4. 5得几=.05kw根据q =1430 r/min , * =3.9和a型带，查机械设计 表 4. 7得厶Po =0A7kw查机械设计表4.8得Ka= 0.95，查表4.2得= 1.06 , 于是巴=(4+乂)心心=1.23加(2) 计算V带的根数ZZ _ 337 2.74P, 1.23取彳根。7).计算单根V带的初拉力的最小值(F(Jmm由机械设计表4.1得A型带的单位长度质量q = Q.kgZ 所以(坨)他=500

10、=帳临+狞2 =“应使带的实际初拉力Fq (fo)min 08) .计算压轴力F”压轴力的最小值为(F/?)min=2z()ininsin = 1477V9) .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35mm。(人)叭=141川(巧,)叭=14：/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B(1) 按简图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。(2) 运输机为一般工作机器，载荷较平稳，速度不高， 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,二

11、者 材料硬度差为40HBSo(4) 选小齿轮齿数Zt =24 ,则大齿轮齿数= inz = 988级精度 大小齿轮 材料均为45钢(调质)石=24(5)初选螺旋角P=13oz2=982) 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。2KT u 土 1 g工忆Zp）20d w11/确定式中各项数值:因载荷较平稳，初选K产1.57； = 9.小10 宝=7.13x ION nwi由机械设计表6. 5,取儿由机械设计表6.3查得材料的弹性影响系数 氐=189.8 jMPd由机械设计图6. 19,查得zu = 2.44一般取Z

12、 e =0. 750.88,因齿数较少，所以取= 08S Jcos0 = 0.99由 式（6-12）N、= 60 x357.5x lx 16 x 300 x 8 = 8.24xlO8N皿亠8.24XI。血-i2 4.1由图 6。6 查得，Khn =1.08, KHNz =1.15按齿面硬度查图6. 8得=600A/P ,取 S/min=1 ；bh = KSim = 1 Qg x 600 MH/ = 648 MPab 2 =人(m2 = i 15%560MPa = 644MM取b =(648+644)/2 = 646MPa 设计齿轮参数2 ul(ZZZfi)2x1.5x71300 4.1 + 1

13、2.44x189.8x0.8x0.99 ,=打xx(rmm = 44. immV 14.1646修正:加泸260x10003.14x44.1x357.560x1000ml 5 = 0.83m/5由表6. 2查得，Ka = 1.00由图6. 10查得，心=103由图613查得，= 1.05一般斜齿圆柱齿轮传动取，心=1 1.4 ,此处心=1.2则 K = KJKvKpKa =1.00x1.03x1.05x1.2 = 1.30dx cosp 42.05 xcos 13= =nun = 1 Jmmn 石24选取第一系列标准模数= 2mm3）齿轮主要几何尺寸:bg =560MPc,q2x(24+98)

14、 = 377”2cos0 2xcosl3圆整中心距，取a = 126 nun2x126则 p = arccos Ci+)= aircos 2 X(24 98) = 14.48 2计算分度圆直径和齿宽兰込=土讪=49.48讪 cos0 cos 14.48 血=49.48/; m2 =202.06“b = 49.48/; r/7?= 60 mmB2 =55 mmmnz. 2x98厶=nun = 202.06 nuncos0 cos 14.48 b =屮 d = 1 x 49.48/?w?z = 49.48 nunB2 = 55nvn B = 60/72/7?4）校核齿根弯曲疲劳强度2KTY.F=,

15、 , YFaYSalaFbd、仃）.确定公式的各计算数值由机械设计第127页，取厂二0.7,=0.88由机械设计图6.9查得小齿轮的弯曲疲劳强度 极限帀讪=240 MP“ ;大齿轮的弯曲强度极限 刃辭=220 MPa ;由机械设计图6.7取弯曲疲劳寿命系数K球 = 090 y Kh.N2 = 0.94 ;计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数s二1.4,应力修正系数丫二2,有7f1 -心”0師/ _30&6MPdSrf,-心皿&翻丫 _295.4MPa计算载荷系数K;K = Ka Kv K$Ka = 1.00 x 1.03 x 1.05 x 1.2 = 1.30查取齿形系数；zvl = -

16、= 26zv2 = -= 17cos3 pcos3/?由机械设计表6. 4查得沧=2.60； f 2 =2.19 查取应力校正系数；由机械设计表6.4查得Ysai=.595 ；心=180(2).校核计算2KT.YYs6严；7儿广96.7SQJ2KT Y Y% =/ ,心乙尽2 =91.9 0.07，故取力=4mm ,则轴环处的直径dV-v【=56“。轴 环宽度b 1 Ah ,取 /v_Vrj = 10?7 o4) .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)o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/ = 3 0mm ,故

17、 ii-m = 40 o5).取齿轮距箱体壁的距离a = 2mmy考虑到箱体的铸造误 差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体壁一段距离S,取 s = 0rnm 已知滚动轴承宽度T = 16mm ,大齿轮轮毂长度 L = 55mm,则/in = T + $ + “ + (55 53) = (16 +10 +12 4- 2)nvn = 40曲至此，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。按心7由 机械设计课程设计手册表4-1查得平键截面 bxh = 14mmx9mm ,键槽用键槽铳刀加工,长为45加加，同时 为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性

18、，故选择齿轮轮毂与轴的LTJ配额为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为“6片712mmx8mmx50mm,半联轴器与轴的配合为 。滚动轴承与 k6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 o(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2x45 oV.求轴上的载荷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 支撑跨距厶+厶=44.6” + 44.6mm = 29.2mm。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 危险截面。现将计算处的截面C处的、My及M的值列如下：载荷水平面H垂直面V支

19、反力F耳阳=1369册2 = 1369 N弯矩MM =61057 N 劲A/Vl = 59318=-13514/V总弯矩M|=85127N 皿，=62535 N mm扭矩了T = 282000N mmttTTTT TTTTttA.片Viffl IK.rf KVI.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& = 0.6,轴的计算应力 久=应謬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=因此b“Vb_J,故安全。vn.精确校核轴的疲劳强度（1）.判断危险截

20、面截面A, 1IJILB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，所以截面AJIJILB均无需校 核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面IV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【V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VI显然更不必校核。截面【V为危险截面，截面IV的左右两侧均 需

21、校核。（2）.截面IV左侧抗弯截面系数w = 0.1沪=0.1X 45彳=9112.5加/抗扭截面系数WT = 0.2J3 = 0.2x453 = 18225 mmy44 6 - 26截面IV左侧的弯矩M-M.x _ 35501N加加44.6截面IV上的扭矩T： T = 282000-mm截面上的弯曲应力：碍=炸= 3.9MPdW截面上的扭转切应力：tT=- = 5A7MPaWT弯曲正应力为对称循环弯应力，b”,=o,扭转切应力为脉冲循环应变力,g =15.47/2 = 7.74MR/b“ = 6 = 3.9MP , Ta = Tm = 7.74MMsJ-29.14S +(PH sr-J-11

22、.134 K 乙 + 5 Jv ssc- , 。:-10.4s-1.5Js： + S；故可知其安全。(3).截面IV右侧抗弯截面系数 : W = 0.1沪=0.1x48= 110592m? 抗 扭截面 系数： WT = 0.2J5 = 0.1 x 483 = 22118 Anuny 44 6 - 26截面IV右侧的弯矩-35501N加44.6截面IV上的扭矩T： T = 282000N-mmM截面上的弯曲应力：s = = 32MPaW截面上的扭转切应力：rT = -L = 2.15MPaWT弯曲正应力为对称循环弯应力，b,”=0,扭转切应力为脉冲循环 应变力,口 =12.75 / 2 = 6.

23、375MPa6 =(Jb = 32MPa , ra = rm = 6.375 MPaLLL过盈配合处的二，由机械设计附表14取二= 0.8二，用插值法得乞=342,乞= 2.74,轴按磨削加工，由bB=64OM%查图2. 12 , pa = A = 0.92故得综合系数为k 1心=二 + -1 = 3.51殆Pa/G= +丄一1 = 283 A所以轴在截面IV右侧的安全系数为S + %S 0.07 ,故取 h = 3mm ,则轴环处的直径t/iv_v =心【占=42/nm。轴环宽度 bAh ,取 /a,_v = /屮一和=6/77/77 o4) .轴承端盖的总宽度为15(由减速器及轴承端盖的结

24、 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/ = 30/7?/?, 故 Ai-in = 45 o5) .取齿轮距箱体壁的距离a = 2mm,考虑到箱体的铸造误 差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体壁一段距离取s = 6mm, 已知滚动轴承宽度T = 4mm,则/ni_iV = T + s + a /|V_V = (14 +12 + 6 6) Him = 26“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带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按hi由机械设计 课程设计手册表4T查得平键截面bxh = Smmx7mmf键槽

25、用键槽铳刀加工，长为2Sinm o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加6。(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2x45 o(三).滚动轴承的校核轴承的预计寿命乙=8 x 8 x 2 x 365 = 46720 /?I.计算输出轴承(1).已知in= 87.2r/min ,两轴承的径向反力Fri=Fr2=513.2N由选定的角接触球轴承7009AC,轴承部的轴向力Fs =0.63耳=行2 =0.63 你=323.3N(2) .由输出轴的计算可知巧=707N因为鼻 + 巧=323.3N + 707 W = 1030.3N FS21

26、 故轴承 II 被“压 紧”，轴承【被放松，得： 巴2 = Fsi + Fa= 323.3N + 707 N = 1030 .3/V= Fs=30.3N(3) . Qu/心=0.63,你2/甩=2.01，查手册可得e = 0.68由于FaJFr严e ,故X | =1,人=0；FA2/FR2e,故 X=0.41,5 =0.87(4) .计算当量载荷片、P2由机械设计表8. 7,取fp =1.5,则A=/,(X + K) = 769.8NP,=fp(X2Fr+Y2FA) = S29.5N触接 y4 角 贝 厶9n- M16 Z.804 取25575 8 - = & c/ -V7 查 承上 轴 67

27、? N 球1060 5. 触 = 829雌 冷忌3,700 计 V =#期 命 P 朋 预 寿北取幵 足 轴由瓠查 挖 k 轴(5球键联接设计仆= 2为皿与= 4为讪濟=3咖 和寸如轴 d 寸4/4 力 径尺 _一出径尺=1轴径为=1 钢轴其b输轴其力耐轴寸 9 9 1/ I 键 I 键III其箱体结构的设计HT合 长 不/S, 醛 度为 却2mz 迪 7 6 du tl 1 铸 H/5诃轮 沖 于 减证AL在2.因搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H大于40nun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3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8nu

28、n,圆角半径为25。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。C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

29、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.减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚ab = 0.025a + 3810箱盖壁厚66 =0.02a + 3n88箱盖凸缘厚度Sb、= l5b12箱座凸缘厚度bb = l5b15箱座底凸缘厚 度b2b、= 2.5a厶25地脚螺钉直径df =0.03&/ + 12M16地脚螺钉数目n查手册4轴承旁联接螺 栓直径 = 0.7%M12机盖与机座联 接螺栓直径厶二(050.6)M8轴承端盖螺钉 直径二(0.4、0. 5)M8视孔盖螺钉直 径d4= (0. 30.4)M5定位销直径dJ=(0. 708)厶6d，d j * cl 2 至外机壁距离G查机械设计课 程设计手册表 11-2161814(1, , d2至凸缘边缘距离c2查机械课程设计 手册表11-22216外机壁至轴承 座端面距离h人=C + G +(812)48大齿轮顶圆与 机壁距离亠 1.2b10齿轮端面与机 壁距离A.A2ct11机座肋厚7?7 0.85(7Hl = 8轴承端盖外径D2 =D+(55. 5)115润 滑 密封设