极限和设计减速器设计说明书

1、机械设计课程设计任务书学号 姓名 设计题号 设计题目:皮带运输机传动装置 机械运动简图:1- 电动机 2联轴器 3-圆柱齿轮减速器 4-运输带 5滚筒运输带牵引力F（牛顿）3800 5400每日工作时数t（小时）8 运输带速度V（米/秒）1.8 0.8传送带工件年限（年）15 10滚筒直径D（毫米）320 420工作日300注：传送带不逆转，工作载荷平稳，允许输送带速度误差为±5。设计工作量：一 绘制减速器装配图1张二 绘制减速器零件图2张，三 编写设计说明书份一 传动方案分析该方案的优缺点：1-电动机 2联轴器 3-圆柱齿轮减速器 4-运输带 5滚筒 该工作机运动较平稳，并且该工作

2、机功率不是很大、载荷变化不大，采用二级圆柱齿轮减速器这种简单传动结构，能使传动效率高，结构紧凑。采用闭式齿轮传动能有效防尘，保证润齿轮润滑的良好。二级圆柱齿轮减速，是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。 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。二.原动机选择与计算（Y系列三相交流异步电动机）已知传送带工作拉力F=3800N，输送带毂轮转速 V1.8m/s，鼓轮直径D=320mm=0.32m。2.1类型：Y

3、系列三相异步电动机；2.2功率选择：工作带所需转速：工作机所需输入功率：;电机所需功率：;其中，为滚筒工作效率，0.96 联轴器效率，0.99 为圆柱齿轮效率，0.97 为轴承效率，0.995所以 7.84 KW2.3电机转速选择输送机工作转速电机同步转速选：1000；2.4电机型号确定所以查表选电机型号为：Y160L-6 电机参数：额定功率：11Kw满载转速：970三. 传动装置的运动和动力参数的选择和计算3.1 总传动比和各级传动比分配： 其中：为高速级传动比，为低速级传动比，且，取：；3.2 各轴传动装置的运动和动力参数1）高速轴：； ；2） 中间轴：； ；3） 低速轴：； ；四 高速级

4、齿轮传动设计(斜齿传动）4.1选精度等级、材料及齿数1为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮小齿轮材料：45钢调质 HBS1=280接触疲劳强度极限MPa （由1P207图10-21d）弯曲疲劳强度极限 Mpa （由1P204图10-20c）大齿轮材料：45号钢正火 HBS2=240接触疲劳强度极限 MPa （由1P206图10-21c） 弯曲疲劳强度极限 Mpa （由1P204图10-20b）3精度等级选用7级精度4初选小齿轮齿数24大齿轮齿数Z2 = Z1= 24×3.6=86取865初选螺旋角4.2 按齿面接触强度设计 计算公式： mm （由1P216式10-21） 1 确定

5、公式内的各计算参数数值初选载荷系数小齿轮传递的转矩 N·mm齿宽系数 （由1P201表10-7） 材料的弹性影响系数 Mpa1/2 （由1P198表10-6）区域系数 （由1P215图10-30）， （由1P214图10-26） 应力循环次数接触疲劳寿命系数 （由1P203图10-19）接触疲劳许用应力取安全系数.0 取 2 计算（1）试算小齿轮分度圆直径=58.9mm（2）计算圆周速度 m/s（3）计算齿宽b及模数mnt mmb/h=10.994计算纵向重合度 =2.0933（5） 计算载荷系数 使用系数 <由1 P190表10-2> 根据电动机驱动得 动载系数 <

6、;由1 P192表10-8> 根据v=1.43m/s、 7级精度1.1 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数 <由1P194表10-4> 根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、=1.0、 mm，得 =1.42 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数<由1P195图10-13> 根据b/h=10.99、 齿向载荷分配系数、<由1P193表10-3> 假设，根据7级精度，软齿面传动，得 =2.73（6） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 <由1P200式(10-10a)> mm（7） 计算模数4.3按齿根弯曲强度设计 <由1P

7、198式(10-5)>1 确定计算参数（1）计算载荷系数K （2）螺旋角影响系数 <由1P215图10-28> 根据纵向重合系数，得0.92（3）弯曲疲劳系数KFN<由1P202图10-18> 得 （4）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.2 <由1P202式(10-12)>得（5）计算当量齿数ZV取27取94（6）查取齿型系数YF 应力校正系数YS<由1P197表10-5> 得 （7）计算大小齿轮的 并加以比较比较<所以大齿轮的数值大，故取0.014269。2 计算=1.96mm取24.4 分析对比计算结果对比计算结果，

8、取=2.0已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的d170.43mm来计算应有的 取35 取126需满足、互质4.5 几何尺寸计算1 计算中心距阿a将a圆整为165mm2 按圆整后的中心距修正螺旋角3 计算大小齿轮的分度圆直径d1、d2 71.74mm258.26mm 4计算齿宽度 B=mm 取B1=75mm，B270mm五 低速级齿轮传动设计(斜齿传动）5.1选精度等级、材料及齿数1为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮小齿轮材料：45钢调质 HBS1=280接触疲劳强度极限MPa （由1P207图10-21d）弯曲疲劳强度极限 Mpa （由1P204图10

9、-20c）大齿轮材料：45号钢正火 HBS2=240接触疲劳强度极限 MPa （由1P206图10-21c） 弯曲疲劳强度极限 Mpa （由1P204图10-20b）3精度等级选用7级精度4初选小齿轮齿数23大齿轮齿数Z2 = Z1= 23×2.51=57.66取585初选螺旋角5.2 按齿面接触强度设计 计算公式： mm （由1P216式10-21） 3 确定公式内的各计算参数数值初选载荷系数小齿轮传递的转矩 N·mm齿宽系数 （由1P201表10-7） 材料的弹性影响系数 Mpa1/2 （由1P198表10-6）区域系数 （由1P215图10-30）， （由1P214图

10、10-26） 应力循环次数接触疲劳寿命系数 （由1P203图10-19）接触疲劳许用应力取安全系数.0 取 4 计算（1）试算小齿轮分度圆直径=91.63mm（2）计算圆周速度 m/s（3）计算齿宽b及模数mnt mmb/h=10.544计算纵向重合度 =2.093（5） 计算载荷系数 使用系数 <由1 P190表10-2> 根据电动机驱动得 动载系数 <由1 P192表10-8> 根据v=1.29m/s、 7级精度1.1 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数 <由1P194表10-4> 根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、=1.0、 mm，得 =1

11、.429 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数<由1P195图10-13> 根据b/h=10.54、 齿向载荷分配系数、<由1P193表10-3> 假设，根据7级精度，软齿面传动，得 =2.75（6） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 <由1P200式(10-10a)> mm（7） 计算模数5.3按齿根弯曲强度设计 <由1P198式(10-5)>1 确定计算参数（1）计算载荷系数K （2）螺旋角影响系数 <由1P215图10-28> 根据纵向重合系数，得0.92（3）弯曲疲劳系数KFN<由1P202图10-18>

12、得 （4）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.2 <由1P202式(10-12)>得（5）计算当量齿数ZV取26取63（6）查取齿型系数YF 应力校正系数YS<由1P197表10-5> 得 （7）计算大小齿轮的 并加以比较比较<所以大齿轮的数值大，故取0.013823。2 计算=2.99mm取35.4 分析对比计算结果对比计算结果，取=3.0已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的d191.63mm来计算应有的 取36 取91需满足、互质5.5 几何尺寸计算1 计算中心距阿a将a圆整为195mm2 按圆整后的中心距修正螺

13、旋角3 计算大小齿轮的分度圆直径d1、d2 110.55mm279.45mm 4计算齿宽度 B=mm 取B1=110mm，B2105mm六、轴的设计6.1高速轴的设计1）.已知输入轴上的功率P 、转速n 和转矩T高速轴：； ；材料：选用45号钢调质处理。查课本第230页表14-2取 C=108。2） 确定轴的最小直径，因此根据联轴器选择（后面将有计算），取选用HL2型弹性套柱联轴器。半联径d1=30mm,故取 d1-2=30mm,半联轴器长度L=55mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L53mm轴配合的毂孔长度L 53mm3）结构设计拟定轴上零件的装配方案采用图示的装配方案4）根据轴向定位的要求确

14、定轴的各段直径和长度（1）为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，则第二段轴径。查手册85页表7-2，此尺寸符合轴承盖和密封圈标准值，因此取。（2）设计轴段，为使轴承装拆方便，查手册62页，表6-1，取，采用轴肩膀给轴承定位。选轴承7208，根据轴承孔径，所以mm，长度略比轴承宽度短，取为mm.（3）齿轮分度圆直径为71.74mm，齿轮宽度为110mm,因此,mm（4）轴承由轴肩膀定位， 取,mm，。5)校核该轴：L1=122.5 L2=183 L3=68作用在齿轮上的圆周力为：径向力：轴向力：求垂直面的支反力：求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：求水平面的支承力：NN求并绘制水平面弯矩图：求合成弯矩

15、图：求危险截面当量弯矩：从图可见，m-m处截面最危险，其合成弯矩为：（取折合系数）所以该轴是安全的。6.2 中间轴的设计：材料：选用45号钢调质处理。查课本第230页表14-2取C=110。根据课本第230页式14-2得：，最小轴径段安装轴承，在此选择7208轴承，因此，装配低速级小齿轮，且取，轴长比齿宽略短取L3-2=107。段主要是定位高速级大齿轮，所以取mm，轴长比齿宽略短取L4-5=68mm。段轴肩定位齿轮，所以取mm，L4-5=7.5mm。6.3低速轴的设计：低速轴：； ；确定各轴段直径1）计算最小轴段直径。因为轴主要承受转矩作用，所以按扭转强度计算：考虑到该轴段上开有键槽，因此根据

16、联轴器选择（后面将有计算），取选用HL4型弹性套柱联轴器，公称直径为1250N*m。半联径d=60mm,故取 d1-2=60mm,半联轴器长度L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L 140mm.2）为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，则第二段轴径。查手册85页表7-2，此尺寸符合轴承盖和密封圈标准值，因此取。3）设计轴段，为使轴承装拆方便，查手册62页，表6-1，取，采用轴肩膀给轴承定位。选轴承7214，根据轴承孔径，所以mm，长度略比轴承宽度短，取为mm.4）齿轮孔径为80mm，齿轮宽度为105mm,因此,mm5）轴承由轴肩膀定位， 取,mm。6），齿轮同轴肩定位，,。（4）校核该轴

17、：求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。作用在齿轮上的圆周力： 径向力：轴向力：由减速器图可知，可知：L1=222mm L2=169.5mm L3=89.5mm求水平面的支承力。计算、绘制水平面弯矩图。求垂直面的支反力：计算垂直弯矩：合成弯矩。扭转切应力是脉动循环变应力，则折合系数，则 轴的计算应力： 轴的材料为45钢，调质处理，由（2）表15-1查得：，因此 ，故安全。（5）精确校核轴的疲劳强度判断危险截面,从应力集中对轴疲劳强度的影响，截面7应力集中最严重，因此需校核截面7两侧校核危险截面左侧：抗弯截面系数：抗扭截面系数：弯矩及弯曲应力： 扭矩及扭转切应力： 轴的材料为45钢，调质处

18、理，由（2）表15-1查得：，应力集中系数：，查附表3-2得：， 由附表3-1得轴的敏性系数为： ， 故有效应力集中系数：由附图3-2得尺寸系数：由附图3-3得扭转尺寸系数：查附图3-4表面质量系数为：轴未经表面强化处理，则：综合系数值： 3 8碳钢的特性系数： ，取：5 ，取：则计算安全系数，得： 轴左截面安全 3校核危险截面右侧 抗弯截面系数： 抗扭截面系数： 弯矩及弯曲应力： 扭矩及扭转切应力： 过盈配合处的值，由附表3-8用插入法求出，并取 ，于是得：， 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为： 故得综合系数为： 所以轴在危险截面右侧的安全系数为： 故该轴在危险截面的右侧的强度也是

19、足够的。七、轴承的校核7.1 低速轴轴承校核由于低速轴受力最大，传递转矩最大，本文只校核低速轴轴承7214的校核求两轴承受到的径向载荷径向力，查1表15-1，得Y=1.4，e=0.4，派生力，轴向力，右侧轴承压紧由于，所以轴向力为，当量载荷由于，所以，。由于为一般载荷，所以载荷系数为，故当量载荷为，轴承寿命的校核故轴承寿命满足要求。八 键的设计与校核:8.1高速轴键的校核根据，故轴段上采用键：, 采用A型普通键:综合考虑取=45得查课本155页表10-10所选键为：安全合格。8.2 中间轴键的校核：只校核大齿轮处的键，因为小齿轮处比大齿轮处长，而键的其它参数相同，大齿轮的合格，小齿轮处也合格。因为d=45装齿轮查课本153页表10-9选键为查课本155页表10-10得因为L1=70mm初选键长为63mm,校核所以所选键为: 安全合格。6.3低速轴齿轮处的键校核：因为d=80装联轴器查课本153页表10-9选键为查课本155页表10-10得因为L1=70初选键长为,校核所以所选键为: 安全合格。6.4低速轴联轴器处的键校核：因为d=50装联轴器查课本153页表10-9选键为查课本155页表10-10得因为L1=