二级减速器设计说明书

1、机械设计课程设计说明书课题名称： 带式运输及传动装置的设计 专业班级： 机制一班 学生学号： 学生姓名： 学生成绩： 指导教师： 秦襄培 课题工作时间： 2015.12.21 至 2015.01.08 武汉工程大学教务处 2摘 要本文设计了一带式传输机的传动系统，其传动由减速器外传动即V带传动与减速器内传动即两级展开式圆柱齿轮传动构成。V带传动中选用A型普通V带3根，带基准长度1250mm。带轮基准直径dd1=85mm，dd2=224mm，传动比2.6。两级展开式圆柱齿轮传动中高速级采用斜齿轮，齿轮法向模数2mm，小齿轮齿数为22传动比为3.85；低速级采用直齿轮，齿轮模数为2.5mm，小齿轮

2、齿数29，传动比为3.08。通过此传动系统可有效进行动力传递，达到设计要求。关键词：带式传输机；V带传动；两级减速器；齿轮传动AbstractIn this paper the design of the transmission area of the transmission system, its transmission from the reducer out transmission v-belt transmission and reducer transmission that is constituted of two-stage cylindrical gear drive

3、.v-belt transmission using a v belt 3 ribs, with base length 1250mm. Base diameter of the pulley dd1=85mm, dd2=224mm, transmission ratio of 2.6. the main transmission from a two helical gear drive in the two gear, the transmission of high-speed gear-modulus m = 2, the number of small gear for 22, Tr

4、ansmission ratio of 3.85; in the low-speed gear-drive module m = 3, the number of small gear for 29, transmission ratio of 3.08.Through the transmission system can effectively transfer will be a driving force.Keywords: Belt drive; Reducer; Belt conveyor; gearing目 录摘 要IAbstractII目 录III第一章传动装置的总体设计11.

5、1传动方案的确定11.2电动机的选择21.3传动比的计算及分配31.4传动装置的运动、动力参数计算4第二章传动件的设计计算62.1减速器外传动件的设计62.2减速器内传动的设计计算9第三章减速器装配草图的设计203.1合理布置图面203.2绘出齿轮的轮廓尺寸203.3箱体内壁20第四章轴的设计计算214.1中间轴的设计与计算214.2高速轴的设计与计算264.3低速轴的设计与计算28第五章装配草图30第六章减速箱箱体的结构尺寸31第七章润滑油的选择与计算32第八章装配图和零件图33参考文献37IV第一章 传动装置的总体设计1.1传动方案的确定已知鼓轮直径为350mm，输送带速度为0.85m/s

6、，输出转矩为390Nm。工作环境为一般条件，通风良好；受连续平稳载荷，单向运转；使用期限为八年，大修期三年，每年两班制工作；卷筒效率为0.96；运输带允许±5%的速度误差；成批生产。由此两级展开式圆柱齿轮减速器的传动装置方案如图1.1所示图 1.1 两级展开式圆柱齿轮减速器传动装置简图1-电动机 2-带传动 3-减速器4-联轴器 5-输送带带轮 6-输送带已知鼓轮直径为350mm，输送带速度为0.85m/s，输出转矩为390Nm。工作环境为一般条件，通风良好；受连续平稳载荷，单向运转；使用期限为八年，大修期三年，每年两班制工作；卷筒效率为0.96；运输带允许±5%的速度误差

7、；成批生产。1.2电动机的选择1.选择电动机的类型根据用途选用Y系列一般用途的全封闭自冷式三相异步电动机。2.选择电动机功率为估计传动装置的总传动比范围，先计算卷筒转速nw主动轴所需功率Pw电动机输出功率Pd为传动装置的总效率带传动效率1=0.97一对轴承效率2=0.99齿轮传动效率3=0.98联轴器传动效率4=0.99滚筒的效率1=0.961总效率选取电动机额定功率3.确定电动机转速输送带带轮的工作转速为46r/min，V带常用传动比范围，单级圆柱齿轮传动比，则电动机转速可选范围为初选1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较，如表1.2表 1.2 不同转速电机比较方案电动机

8、型号额定功率（kW）同步转速（r/min）满载转速（r/min）电动机质量(kg)传动装置传动比总传动比V带传动两级减速器Y112M-62.210009404520.4323.572.86Y100L1-42.2150014203430.872.63.853.08由表中数据可知，方案传动比不符合常用范围，因此选用方案，选定电机型号为Y100L1-4。1.3传动比的计算及分配确定总传动比电动机满载速率，工作机所需转速总传动比为各级传动比的连乘积，即分配各级传动比初选带轮的传动比，减速器传动比取高速级齿轮传动比为低速级齿轮传动比的1.25倍，所以求的高速级传动比=3.85，低速级齿轮传动比=3.08

9、。1.4传动装置的运动、动力参数计算传动装置从电动机到工作机有三个轴，依次为I，II，III轴。各轴转速各轴的输入功率各轴转矩为后续计算使用方便，将传动装置运动、动力参数总结至表1.4：表 1.4 传动装置的运动参数和动力参数轴号转速（r/min）输入功率(kW)输入转矩(N·m)014202.214.80I5462.1337.26II1422.07139.21III462.01417.29第二章 传动件的设计计算2.1减速器外传动件的设计1.确定计算工率由表882查得工作情况系数，故2.选择V带的带型根据，由图811选用A型。3.确定带轮的基准直径并验算带速（1）初选小带轮的基准直

10、径。由表86和表88，取。（2）验算带速。因为，故带速合适。（3）计算大带轮的基准直径。根据表88，圆整为。（4）确定V带的中心距和基准长度 初定中心距为。 由表82选带轮基准长度。4.计算实际中心距。中心距的变化范围为。5.验算带轮包角6.计算带的根数计算单根V带的额定功率查表84a得 查表84b得 查表85得，表82得，于是取3根7.确定带的初拉力和压轴力由表83得A型带单位长度质量，所以 应使带的实际初拉力 压轴力最小值8.带轮的结构设计（1）带轮材料的确定大小带轮材料都选用HT200（2）带轮结构形式小带轮选用实心式，大带轮选用孔板式（6孔）具体尺寸参照表810图814确定。大带轮结构

11、简图如图21图 2.1 大带轮结构简图9.主要设计结论 选用A型普通V带3根，带基准长度1250mm。带轮基准直径dd1=85mm，dd2=224mm，中心距控制在358415mm。单根带初拉力F0=119N。2.2减速器内传动的设计计算高速级斜齿圆柱齿轮1.选择精度等级，材料及齿数1）运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。2）材料选择。选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45刚（调质）硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。3）选小齿轮齿数，大齿轮齿数2.齿轮强度设计1）选取螺旋角 初选螺旋角=14°2）按齿面接触强度设计（1）确定公式

12、内的各计算数值试选载荷系数小齿轮的传递转矩由前面算得由表107选取齿宽系数由表106差得材料的弹性影响系数。由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。由式1013计算应力循环次数由图1019取接触疲劳强度寿命系数，计算接触疲劳许用应力 由图选取区域系数由图1026查得， 则许用接触应力 （2）计算试算小齿轮分度圆直径，有计算公式得计算圆周速度 计算齿宽b 计算纵向重合度计算载荷系数 已知使用系数，由图108查动载系数；由表104查得；由表1013查得；由表103差得。故载荷系数按实际的载荷系数校正所算的的分度圆直径，由式（1010a）得计算模数3）按齿根弯

13、曲疲劳强度设计由式（1017）（1）确定计算参数计算载荷系数计算纵向重合度，从图1028查得螺旋角影响系数计算当量齿数查齿形系数 由表105查得；查取应力校正系数 由表105查得；由图1020c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳极限由图1018取弯曲疲劳寿命系数，计算弯曲许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式(1012)得计算大小齿轮的 大齿轮数值大。（2）带入公式计算由接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数。取以满足弯曲疲劳强度。为同时满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算得的分度圆直径计算齿数。取，则，取3.几何尺寸计算1）计算中心距将中心距圆整为110mm。

14、2）按圆整后的中心距修螺旋角因值改变不大故参数不必修正。3）计算大小齿轮分度圆直径4）计算齿轮宽度圆整后取，。4齿轮结构设计（中间轴大齿轮）因齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸按图1039荐用的结构尺寸设计。大齿轮结构简图如图2.2图 2.2 高速级大齿轮结构简图低速级直齿圆柱齿轮1.选等级精度、材料及齿数1）材料及热处理。查表选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2）7级精度。3）选择小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。 4）压力角取2.按齿面接触强度设计由设计

15、公式进行计算：1）确定公式内的各计算数值（1）选取齿宽系数 （2）材料的弹性影响系数（3）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。（4）计算应力循环次数（5）取接触疲劳寿命系数，。（6）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，（7）试选（8）选取区域系数。（9）查表得，。，。（10）许用接触应力，（11）计算接触疲劳强度用重合度系数2）计算3）调整小齿轮分度圆直径（1）计算圆周速度v（2）计算尺宽b，齿高h和及模数（3）计算实际载荷系数查得动载系数查得使用系数齿轮的圆周力 ，由此查得齿间载荷分配系数由表10-4用插值法查得7级精度，的齿间载荷分布系数故

16、实际载荷系数（4)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径为： （5)计算模数m3.按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为1）确定公式内各计算数值（1）试选 （2）计算弯曲疲劳强度用重合度系数（3）计算由图10-17查得齿形系数由图10-18查得应力修正系数小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 （4）查图取弯曲疲劳寿命系数 （5）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得（6）计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大，所以取。2）计算3）调整齿轮模数（1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度齿宽及宽高比4）计算实际载荷系数（1）根据v=0.324m/s，7级精度，查得动载

17、系数（2）由查表得齿间分配系数（3）由表10-4插值法查得，结合b/h=10.22，插图10-13，得则载荷系数（4）按实际载荷系数算得齿轮模数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数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=2.5mm，并但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径，来计算应有的齿数 ，于是有：取，取设计出的齿轮传动，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。4.几何尺寸计

18、算1）计算大、小齿轮的分度圆直径2）计算中心距3）计算齿轮宽度取 ，4）结构设计对于小齿轮，选择实心式结构的齿轮；对于大齿轮，选用腹板式结构的齿轮。5）主要设计结论齿数，模数m=2.5mm，压力角，齿宽，小齿轮选用40Cr(调质)，大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。将减速器内传动数据整理后得到表2.2表 2 减速器内传动数据齿数模数ddadf齿宽变位系数、中心距材质精度高速级Z1=22245.2349.2340.2352X=0=20°=13°2411040Cr7级Z2=85174.77178.77169.774645钢低速级Z3=292.572.577.566.

19、2580X1=0.502=20°15040CrZ4=89222.5227.5216.2574X2=0.50345钢第三章 减速器装配草图的设计3.1合理布置图面 该减速器的装配图可以绘在一张A0或A1的图纸上，本文选择A1图纸绘制装配图。根据图纸幅面大小与减速器两级齿轮传动的中心距，绘图比例定为1:2，采用轴测图与爆炸图表达装配的结构。3.2绘出齿轮的轮廓尺寸 在俯视图上绘出两级齿轮传动的轮廓尺寸（见网格草图纸）3.3箱体内壁 初选减速器零件位置尺寸如表3.3表 3.3 减速器零件的位置尺寸11234567HL881210121115402017060依据上表，在齿轮齿廓的基础上绘出

20、箱体的内壁、轴承端面、轴承座端面（见网格草图纸）。第四章 轴的设计计算 轴的设计计算与轴上齿轮轮毂孔内径及宽度、滚动轴承的选择与校核、键的选择和验算、与轴连接的半联轴器的选择同步进行。因箱体内壁宽度主要由中间轴的结构尺寸决定，故先对中间轴进行设计，然后对高速轴和低速轴进行设计。4.1中间轴的设计与计算1.已知条件P2=2.07kw，n2=142r/min，d2=174.77mm，d3=72.5mm，b2=46mm，b3=80mm。2.材料选择因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用45钢（调质）。3.初算轴径取A0=110，则4.结构设计1）中间轴结构构想如图4.1.1所示 图 4

21、.1.1 中间轴结构构想图2）轴承的选择与 的设计考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承，暂取轴承型号为7206C，经过验算，轴承7206C的寿命达不到要求，因此选择7207C进行设计。由表11-93得轴承参数如下：内径d=35mm，外径D=72mm，宽度B=17mm，定位轴肩da=42mm，外径定位直径Da=65mm，对轴力的作用点与外圈大端面距离a3=15.7mm，故d5=d1=d=35mm。3） 的设计上安装齿轮3，上安装齿轮2，且d2、d4应略大于d1、d5，初定d2=d4=38mm。齿轮2轮毂宽度范围为（1.21.5）d2=38.448mm，取其轮毂宽度与齿轮宽度b2=46mm相等，

22、左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定，齿轮3直径较小采用实心式，取其轮毂宽=b3=80mm，取L2=78mm，L4=44mm。4） 的设计该段为中间轴上两个齿轮提供定位，其轴肩高度取3mm，则d3=44mm，取1=12mm，L3=12mm，则Bx=21+ L3+ b2+ b3=24+12+80+46=160mm。5）的设计因为V<2m/s，所以采用脂润滑，取封油盘l=12mm，则L1=42mm，L2=39mm。5）强度校核（1）中间轴所受剪力弯矩如图4.1.2图 4.1.2 中间轴剪力弯扭图（2）大小齿轮截面处的力及力矩数据由上轴的结构图及弯矩和扭矩图可以看出大小齿轮中心线截面处是轴的危险

23、截面，现将计算出的两个截面处的，的值列于下表4.1表 4.1 中间轴所受力及力矩数据载荷水平面垂直面支反力 弯矩 总弯矩扭矩（3）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（小齿轮）中心线截面的强度。根据式（155）及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉冲循环变应力，取，轴的计算应力前已选轴的材料为45钢，调质处理，由表151查得。因此，故安全。（4）精确校核轴的疲劳强度从轴的受载情况来看及来看，大小齿轮中心线截面处受力最大。虽然两截面处应力最大，但应力集中不大而且这里轴径也最大，故两中心截面不必校核。截面II，III，IV，V处应力集中的影响接近，

24、但截面III，IV处轴径也很大比II，V处轴径大。所以校核II，V截面就行了。由于截面II处受力大些，所以只需校核II左右截面即可。截面II左侧截面左侧的弯矩为 截面上的扭矩为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，由表151查得，。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表32查取。因，经插值可查得，。轴的材料敏感系数为，。故有效应力集中系数为尺寸系数，扭转尺寸系数轴按磨削加工，由附图34得表面质量系数为轴未经表面强化处理，及，得综合系数为碳的特性系数，取，取于是，计算安全系数值， 故可知其安全。截面II右侧抗弯截面系数弯矩及弯曲应力为扭矩及扭转应力为过盈配合处的，

25、由附表384用插值法求出，并取于是得 轴按磨削加工得表面质量系数为故得综合系数所以轴在截面右侧安全系数为故该轴在截面II右侧的强度也是足够的。因无大的瞬时过载及严重应力循环不对称，故可略去静强度校核。4.2高速轴的设计与计算1.已知条件P1=2.13kw，n1=546r/min，d1=45.23mm， b1=52mm。2.材料选择因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用45钢（调质）。3.初算轴径取A0=120，则轴与带轮连接，因此dmin=20mm。4.结构设计1）高速轴结构构想如图4.2所示 图 4.2 高速轴结构构想图2）的设计 轴段上安装带轮，此段轴的设计应与带轮轮毂轴孔的

26、设计同步进行。初定轴段的轴径d1=20mm，取带轮轮毂宽度为40mm，则L1=39mm。3）与密封圈的设计用毡圈密封，则d2=25mm4）的设计考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承，暂取轴承型号为7206C，由表11-93得轴承参数如下：内径d=30mm，外径D=62mm，宽度B=16mm，定位轴肩da=36mm，外径定位直径Da=54mm，对轴力的作用点与外圈大端面距离a3=14.2mm，故d3=d7=d=30mm。L3=26mm，L7=28mm。5）的设计初定d5=35mm，则键的尺寸为10x8，t1=3.3mm，则e<2.5mn，因此将此段设计为齿轮轴，则有d5= df1，L5=

27、b1=52mm6)的设计取d4=d6= 35mmL6=10+10-15=8mmL4=60+13-10-52-15=96mm7)的设计=8，选凸缘螺栓为1M16则，C1=22mm，C2=20mmL2=8+22+20+(510)=5560mm，取L2=58mm。4.3低速轴的设计与计算1.已知条件P3=2.01kw，n3=46r/min，d4=222.5mm， b4=74mm。2.材料选择因传递功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用45钢（调质）。3.初算轴径取A0=106，则轴与联轴器连接，因此dmin=39.21mm。4.结构设计1）低速轴结构构想如图4.3所示 图 4.3 低速轴结构构想图2）的设计轴段上安装联轴器，此段轴的设计应与联轴器的选择同步进行。考虑到转矩变化小，故取。则联轴器的计算转矩查表8-383查得GB/T 5014-20003中的LX3型联轴器符合要求：公称转矩为，许用转速4750r/min，轴孔范围为3048mm。取联轴器毂孔直径40mm，轴孔长度84mm，J型轴孔，A型键，联轴器主动端代号为LX3 40x84 GB/T 5014-2003。因此，d1=40mm，L1=82mm。3）与密封圈的设计用毡圈密封，选择毡圈48JB/ZQ4606-1997，则d2=