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、齿轮零件图一张课程设计任务书设计要求设计步骤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课程设计题目：1V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卷筒已知条件设计带式运输机传动装置(简图如下)1)工作条件:有粉尘。三班制，

2、连续单向运转，载荷较平稳，室内工作,2)3)4)5)使用期限生产批量生产条件动力来源设计要求10年，大修期3年。10台中等规模机械厂，可加工7-8级精度的齿轮。电力，三相交流(220/380V)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。设工步骤设计步骤本组设计数据：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/mm240。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。振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机并且价格便宜，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

3、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，全的封闭目扇珍式结构，额定电压380V2）选择电动机的容量工作机的有效功率为PwFv从电动机到工作机传送带间的总效率为（球轴承）3）该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构,2200N1.2ms240mm由机械设计伴程设比手册.表口17可知:1:V带传动效率0.962:滚动轴承效率0.9

4、9:联轴器传动效率0.99（弹性联轴器）:卷筒传动效率0.96:齿轮传动效率0.97（8级精度一般齿轮传动）所以电动机所需工作功率为PwPd3)确定电动机转速按表13-2推存的传动比合理范围，单级圆柱齿轮减速器传动比i16-20而工作机卷筒轴的转速为VnwD所以电动机转速的可选范围为ndinw(525.481751.6)rmin/(r/minY100L2-414302.22.3一范围的同拶著逋有+1000rjmin和1500两种。综合考虑电动机和力动装置的1寸、质量卜介格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500rmin的电动机。根据电动机类型、容量和转速，由机械设计Y100L2

5、-4。符合封一范围的同步车专速有、1000rmin和150综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价课程设计手册表121选定电动机型号为(525.481751.6)rminy电动机额定功率满载转启动转矩型号/kw额定转矩最大转矩计算传动装置的总传动比i(1).总传动比i为i(2).分配传动比考虑润滑条件等因素,并分配传动比口初定i44.14.计算传动装置的运动和动力参数1).各轴的转速IIIII卷筒轴nII1430rmin357.5rmin87.2rmin87.2rmin2).各轴的输入功率in=Pd2.81kw16.3344.11430rmin357.5rmin87.2rmin87.2rmin

6、2.81kw2.67kw.2.56kwi2.51kwII轴122.67kwIII轴P322.56kwni轴名卷筒轴2.51kw3).各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩6Td9.5510II轴TrnT1III轴T卷筒轴T卷功率转 夕L2.812.67III2.562.51将上述计算结果汇1.88410Nmm1.88104mm7.1510mm52.82T422.7641.88/1047.1510转速1430357.5587.22.821052.761087.2总与上表，以备查用。10105N4.1Nmmmm效率0.950.9610.98设计乂森电动机输出功率Pd2.81kw,n1nm1430rmIn

7、,带传动传动比I=4,每天工作16小时。P1).确定计算功率caPca3.37kw从动轮转速3.9选取:dd2355mmn2n1366.7rmini4).确定V带的中心距a和基准长度Ld(1).由式0.7(dd1dd2)a02(d,得PcaKAPd3.37kw2) .选择V带类型P根据 ca,n1,由机械设计图4.11可知，选用A型带3) .确定带轮的基准直径dd并验算带速1(1).初选小带轮基准直径dd1装要求。(2) .验算带速v(3) .计算大带物的基准直径dd2idd1360mm根据机械履计b表4.4,选取dd2355mm由机械设计表4.6查得工作情况系数KA选用A型带d由机械设计表4

8、.4,选取小带轮基准直径d190mm,100Hmm，其中H为电动机机轴高度，满足安90mmdd1n1v6010006.74msv6.74m因为5msv25ms,故带速合适dd236(2).计算带所需的基准长度a0750mmLd02a2(dd2cd1)2222mm4a0由机械设计表4.2选取V带基准长度Ld2240mm(3).计算实际中心距七aa。759mm2240mmamax0.03Ld826mmamina0.015Ld725mm5).验算小带轮上的包角(d1180d257.3)a16090amaxamin759mm826mm725mm6).计算带的根数Z(1)计算单根V带的额定功率PrPr1

9、.52kw由 dd190mm 和n11430rmin,查机械设计表4.5得P01.05kw1430rmini3.9和A型带，查机械设计表4.7得尸00.17kw+K查机械段计2表4.8得于是I0.95,查表4.2得KL1.06,Pr(P0P0)KKL1.23kw(2)计算V带的根数ZPca3372.747) .计算单根V带的初拉力的最小值(F0)min所以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，取单根带宽为带轮宽为35mm。zPr1.23由机械设计表4.1得A型带的单位长度质量 q0.1kg(F0)min(2.5500K)PcaKzvqv1

10、41N应使带的实际初拉力 F0(F0)min(F)0min141N(Qmin2Z(F0)minsin12147N13mm,取(F)Pmin147N(1)按简图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动8级精度大 小 齿轮 材 料均为45钢(调质)(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,二者，1)1)选定齿轮类型、精度等级、材料、齿数并初选螺旋角B(2)运输机为一般工作机器，载荷较平稳，速度不高,故选用8级精度材料硬度差为40HBS。Z12424一一(4)选小齿轮齿数z1，则大齿轮齿数Z2izi98Z298(5)初选螺旋角3=132)初

11、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。一确定式中各项数值:因载荷较平稳，初选Kt=1.569.5510P47.1310Nmm由机械设计表由机械设计表6.3查得材料的弹性影响系数zE189.8MPa一由机械设计图6.19,查得ZH2.44，般取Z&=0.750.88,因齿数较少,所以取z0.8zcos0.996-12N160n2jLh60357.511630088.24108N8.241084.12.01108NK由图6。6查得K1.08K1.15HN1Hlim2d1t按齿面硬度查图560MPa)minKHN1

12、lim1KHN2lim2取H_(648Z=Z=ZZJ2KtTIu1321.5713004.16.81.08600MPa1.15560MPa644)/2646MPa2.44(Hlim1600MPa648MPa644MPa设计齿轮参数189.80.80.996462)mm44.1mm修正d1t:叮2NV3.1444.1357.5rv=一601000601000m/s一0.83m/s由表6.2查得,1.00d1t44.由图6.10查得,1.03v0.83m由图6.13查得,1.05，般斜齿圆柱齿轮传窃取,11.4)此处K1.2KAKVKK1.001.031.051.21.30d1t44.11.30二

13、3mm42.05mm=mn1.5cos42.05-rcos13mm1.71mmZI选取第一系列标准模数mn2mmMA3）齿轮主要几何尺寸:mn(Z12(2498)a1mm125.77mm2cos2cos13心距,取a1126mmmn(Z1Z2)2(2498)arccosarccos14.482a12126计算分度圆直径和齿宽mnZ1d1cos224mmcos14.4849.48mmmnZ2298d2coscos14.48mm202.06mmdd1149.48mm49.48mm49.48mmB255mmBI60mm202.06mm49.484)校核齿根弯曲疲劳强度BI602KT1YY丫丫bd1.

14、确定公式内的各计算数值机械设计第127页，取Y=0.7,Y0.88机械设计图6.9查得小齿磨的弯曲海劳强度MPaFlim2Flim1240220MPa;机械设计大齿轮的弯曲强度极6.7取弯曲疲劳寿命系数B255SB0KFN10.90)KFN20.94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,FN1Flim1F1308.6MPaFN2Flim2F2295.4MPaS计算载荷系数K；查取齿形系数;查取应力校正系数;(2).校核计算2KT1YYYYF2Fa2Sa2bdimn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KKAKVKK1.00

15、1.031.051.21.30cos由机械设计表Z2zv23g=107cos6.4查得 YFa1二2.60；YFa2=2.19K1.30由机械设计表6.4查得 YSa11.595；YSa21.802KT1YYF1Fa1Sa96.7F191.9263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1.71并就近圆整为标准值m2mm,按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数轴I.输出轴上的功率P、转速n和转矩T承由上可知P2.56kw,霞近5T2.8210NmmpIf=IIIn.求作用在齿轮上的力TTT因已知低速大齿轮的分度圆直径mZ221

16、03和传动轴的设计coscos14.48n87.2rminmnT212.37mmtanFtcos707Nm.初步确定轴的最小直径C110,于是使所选的轴直径d与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。材料为45钢，调质处理。根据机械设计表11.3,取1HFt2T2737.86Nd21027.32Ndmin33.93mm,由于键槽dmin1.05dmin35.63mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d。为了联轴器的计算转矩UITcaKAT，查机械设计表10.1,取KA1.5,则:TcaKAT423000Nmm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称辑矩的条件，查手册,选用LX3型弹性套柱

17、销联轴器，其公称转矩为1250000Nmmo联轴器的孔径d38mm,故取半联轴器长度L联轴器与轴L60mmIV.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仪要求，I-n段右端需制出一轴肩，故取II-4段的直径d口山42mm;左端用轴端挡圈定IS位。半联轴器与轴配合的毂孔长度L60mm,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-n段的长度应-二一比L小23mm,现取11n58mm2),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d口/-42mm,查手册表6-1选取轴承代号为7009AC的

18、角接触球轴承，其尺寸为dD,B45mm75：mm16mm,故dmw=71口=45mm;而lvi口30mmo3) .取安装齿轮处的轴端IV-V的直径divv48mm;齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮薮的跨度为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l53mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d,故双h4mm,则轴环处的直径dvvi56mmo轴环宽度b1.4h,取lvvi10mmo82mm,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1

19、30mm,故lnm40mmO.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s10mm,已知滚动轴承宽度T16mm,大齿轮轮毂长度L55mm,贝(lrnIVTsa(5553)(1610122)mm40mm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dW-由机械设计课程设计手册表4-1查得平键截面bh14mm9mm,键槽用键槽铳刀加工，长为45mm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的H7配额为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为n6H712

20、mm8mm50mm,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。(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245。V.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L2L344.6mm44.6mm89.2mm。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由截而C是轴的MBR,危险截面。现将计算处的截面C处的MH、MV及M的值列如下：因此ca1,故安全。vn.精确校核轴的疲劳强度(1).判断危险截而截面A,n,m,B只受扭矩作用， 虽然键槽、 轴肩及过渡配

21、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A,n,m,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IV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IV为危险截面，截面IV的左右两侧均需校核。(2).截而IV左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面IV左侧的弯矩M:截面IV上

22、的扭矩T:截面上的弯曲应力：截而上的扭转切应力：3W0.1d0.13WT0.2d0.2jff44.6MM144.6T282000G一TT15.47MPaWT33459112.5mm334518225mm2635501Nmm弯曲正应力为对称循环弯应力，Tm0,扭转切应力为脉冲循环V*1应变力，m15.47/27.74MPao=ab3.9MPa,am7.74MPa轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表11.2得a.B640MPa,i275MPa,1155MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数一二一及按机械设计附表1.6查取。因r2.00.04,D481.07,可d45d45查得过上，Aa

23、Qat1.92,1.30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故有效应力集中系数为k1ak1_*由机械设计查图2.9”,一皿系数0.76轴按磨削加工，由B640MPa轴未经表面强化处理，即q1kK。=kK一aLI已知碳钢的特性系数0.82,q0.85q(1)1.75q(1)1.26*0.75;由附图3-3的扭转尺寸查图2.12,0.92,则综合系数为*Jr112.42111.752叫0.1r0；1，取0.050.1-0JK0.05于是，计算安全系数Sca值，则44.6应变力，m12.75/26.375MPa3.2MPa,am6.375MPa插值法得故可知其安全。(3).截而N右侧

24、29.14Sca1KaYOBSS211.13m10.4S1.5抗弯截面系数：W0.1d30.148311059.2mm3抗扭截面系数：WT0.2d0.1483322118.4mm截面IV右侧的弯矩44.62635501Nmm截面IV上的扭矩T：282000Nmm截面上的弯曲应力:M3.2MPaW-M截面上的扭转切应力:TT12.75MPaWT弯曲正应力为对称循环弯应力,m0,扭转切应力为脉冲循环ab过盈配合处的k,由机械设计附表1.4,取k0.8，用轴按磨削加工，由B640MPa查图2.120.92所以轴在截面IV右侧的安全系数为故该轴在截面IV右侧的强度也是足够的o皿.绘制轴的工作图，如下:

25、I.输出轴上的功率P、转速n和转矩T故得综合系数为13.51IFi.12.8324.58.44Sca7.98S1.5T1-4（二）.齿轮轴的设计可知P2.67kw,n357.5rmin4T7.1510Nmmn.求作用在齿轮上的力.因已知低速小齿轮的分度圆直径mnzi225mm51.55mmcoscos14.48而Ft2T2774Nd1FrFttan1041NcosFa716.4Nm.初步确定轴的最小直径材料为45钢，调质处理。根据机械设计表于是IpudminhC：肃=23.46mm，由于键槽的影响，故dmin1.05dmin24.6mm输出轴的最小直径显然是安装带轮处的直径dzn,取din25

26、mm,根据带轮结构和尺寸,取I35mm。IV.齿轮轴的结构设计一(1).=根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和丘度flldi15-3,取C=120,1) .为了满足带轮的轴向定位要求，I-n段右端需制由一轴肩,故取II-4段的直径dnm30mm;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，故选用弓沟球轴手按照工作要求并根据_d_30mm,查手册表6-1选取轴承代号为7007AC的角接触球轴承，其尺寸为d-DB35mm62mm14mm,故d皿ivdw皿35mm;而lviw32mm。_33),由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端V-VI的直径dvvi53.55mm,lvvi60mm。轴肩

27、高度h0.07d,故取h3mm)则轴环处的直径dwvdviw42mm。轴环宽度b1.4h,取ivdviw6mmo4) .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口m45mm。5) .取齿轮距箱体内壁的距离a12mm,考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体两壁一段距离s,取s6mm,已知滚动轴承宽度T14mm,，则lmivTsahvv(141266)mm26mm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

28、d1口由机械设计课程设计手册表4-1查得平键截面bh8mm7mm,键槽用键槽铳刀加工，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m6o(3),确定轴上圆角和倒角尺寸-：键，其尺寸为m.输出轴与联轴器向键的选择其尺寸为(5).轴承寿命“算由于PI球轴承，取查手册得P2,取P829.5N,查表8.8取ft1,角接触7009AC型角接触球轴承的Cr_25.8KN入则故满足预期寿命。I.带轮与输入轴问键的选择LH1060nfC(t)5750416hLHP轴径d25mm,轮毂长度L35mm,查手册，选A型平键，其尺寸为b-8mm,h7mm,L28mm(GB/T10

29、95-2003)n.输出轴与齿轮间键的选择轴径d48mmL=45mm,查手册,选A型平b14mm,h45mm(GB/T1095-2003)轴径d38mm,轮毂长度L50mm,查手册，选A型平键,b12mm,h8mm,L50mm(GB/T1095-2003)减速器停箱体采用铸也(HT200制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，构的设计大端盖分机体采用配合.is61.机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，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

30、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6.33.机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8mm,圆角半径为R=5o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

31、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.减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚aD=0.025a+38i0箱盖壁厚dDi=0.02a+388箱盖凸缘厚度bibi=i.5Cii2箱座凸缘厚度bb=i.历i5箱座底凸缘厚度b2b2=2.5。25地脚 螺钉直径dfdf=0.036a忱Mi6地脚螺钉数目n查手册4轴承旁联接螺栓直径didi=0.75dfMi2机盖接螺与机座联栓直径d2d2=(0.50.6)dfM8轴承端盖螺钉直径d3d3=(0.40.5)dfM8视孔盖螺钉直径d4d4=(0.30.4)dfM5定位销直径dd=(0.7-0.8)d26df,d1,d2至外机壁距离Ci查机械设计课程设计手册表ii-2i6i8i4f,2至凸缘dd.初缘距离.C2查机械课程设计手册表ii-222i6外机壁至轴承座端而距离lili=Ci+C2+(8i2)48对于单级斜齿圆柱齿轮减速器，因为传动装置