机械设计课程设计一级减速器设计说明书

1、机械设计课程设计说明书设计题目：带式输送机传动装置设计学生姓名：学号：09430421155266班级：材型0903院系：机械工程专业：材料成型与控制工程指导教师：何雅槐完成日期：2011年4月11日湖南涉外经济学院课程设计的内容设计题目：带式输送机传动装置设计、传动方案简图二、已知条件：1、带式输送机的有关原始数据：减速器齿轮类型：直齿圆柱齿轮；输送带工作拉力：F=2.2kN；输送带工作速度：V=1.6m/s；滚筒直径：D=450mm.2、滚筒效率：n=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）；3、工作情况：使用期限12年，两班制（每年按300天计算），单向运转，转速误差不得超过5%,载荷有轻微

2、振动；4、工作环境：运送砂、石等，室内常温，灰尘较大；5、检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；6、制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产；7、动力来源：电力，三相交流，电压380/220V。三、设计任务：1、传动方案的分析和拟定2、设计计算内容1）运动参数的计算，电动机的选择；2）V带传动的设计计算；3）齿轮传动的设计计算；4）轴的设计与强度计算；5）滚动轴承的选择与校核；6）键的选择与强度校核；7）联轴器的选择。3、设计绘图：1）减速器装配图一张（A0或A1图纸）；2）零件工作图2张（低速级齿轮、低速轴，A2或A3图纸）；3）设计计算说明书1份（6000字）；4）减

3、速器三维爆炸图（此项选做）。注：提交CAD图的同学在提交图纸和说明书打印稿的同时必需提交相应电子版文件、手工绘制的装配图草图和手写计算说明书草稿。四、主要参考书目1 李育锡机械设计课程设计M.北京：高等教育出版社，2008.2 濮良贵.机械设计（第八版）M.北京：高等教育出版社，2006.3 成大仙机械设计手册（第5版）M.北京：化学工业出版社，2007.机械设计基础课程设计任务书、传动方案的拟定及说明二、电动机的选择三、V带的设计计算四、轴的设计及校核计算五、滚动轴承的选择及计算六、键联接的选择及校核计算七、高速轴的疲劳强度校核八、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择九、润滑与密封方式的

4、选择、润滑剂的选择设计计算及说明结果设计任务书一、传动方案的拟定及说明传动方案给定为一级减速器（包含带轮减速和一级圆柱齿轮传动减速），说明如下：为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速n，即W60x1000v60x1000xl.6“c”n-u67.9丫minW兀D兀x450二、电动机选择1电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用般用途的Y系列三项异步电动机。它为卧式封闭结构2. 电动机容量1）工作机所需功率P-FV-2.2X1.6u3.67kWW耳0.96w2）传动装置的总效率n-n-n2-n-n1234式中，n-n.为从电

5、动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效12率。由参考书表3-1查得：V带传动n=0.96；深沟球轴承n-0.99；7级精度圆柱齿轮传动12n-0.98；弹性联轴器n-0.9934则n-0.96-0.992-0.98-0.99u0.9133）P-件-3.67u4.02kWdn0.9133. 电动机额定功率Pm由参考书表17-7选取Y系列三相异步电动机Y132M1-6主要参数：额定功率P-4kWmn-67.9rlminWPu3.67kWWnu0.913P-4.02kWdP-4kWm设计计算及说明结果满载转速n-960r/minm中心高H=132mm电机转轴伸出长度E=80mm键槽宽度F=10mm电

6、机转轴直径D=38+0.018mm+0.002键槽深度G二D-G二38-33二5mm4、计算传动装置的总传动比i并分配传动比1）、总传动比i二佯=-960沁14.14n67.9w2）、分配传动比假设V带传动分配的传动比i=3，则一级圆柱1齿轮减速器传动比i=i=14.14沁4.712i32三、V带的设计计算1.设计带传动的主要参数。已知带传动的工作条件：两班制（共16h）,连续单向运转，载荷有轻微振动，所需传递的额定功率p=4kw小带轮转速n=960r/min，大带轮转速n=320r/min，传动比i=3。121设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的材料、基准直径以及结构尺

7、寸、初拉力和压轴力等等。1）、计算功率p由表8-7查得工作系数K=1.2aAp=K-P=1.2x4kw=4.8kwcaA2）、选择V带型根据p、n由图8-10选择A型带ca13）、确定带轮的基准直径d并验算带速vd（1）、初选小带轮的基准直径d，表8-6和表8-8，取小带轮基d准直径d=106mmd1n=960r/minmi=14.14i=311 沁4.712K=1.2Ap=4.8kwcad=106mmd1-3-设计计算及说明结果(2)、验算带速v兀d-n兀xl06x960/-_.v=di1=m/s=5.33m/s60x100060x1000因为5m/s5.33m/s30m/s,带轮符合推荐范

8、围(3)、计算大带轮的基准直径根据式8-15d=i-d=3x106mm=318mm,d21d1查表8-8取d=315mmd2一315由于实际传动比广旋2.97非常接近3,故取传动比=3(4)、确定V带的中心距a和基准长度Lda、根据式8-200.7(d+d)a2(d+d)ddp0qd20.7x(106+315)a02x(106+318)294.7a90包角满足条件(6) .计算带的根数单根V带所能传达的功率根据n=960r/min和d=106mm表8-4a1d1用插值法求得p-1.1kw0单根v带的传递功率的增量p0已知A型v带，小带轮转速n=960r/min,转动比i=31查表8-4b得p=

9、0.112kw0计算v带的根数查表8-5插值得包角修正系数k=0.94，表8-2得带长修正系数ak=1.01Lp=(p+p)XkXk=(1.1+0.112)X0.94X1.01=1.18KWr00aLZ=叮=4.8/1.184故取4根.pr(7) 、计算单根V带的初拉力和取小值由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m故F=500X(2.5ka)pca+qV2=189.66NOminZVka(8) .计算带传动的压轴力FPF=2ZFsin(a/2)=1489.4NpOmin1(9) .带轮的设计结构A. 带轮的材料为:HT200B. V带轮的结构形式为:腹板式.C. 结构图(略)2、齿

10、轮传动设计选择直齿圆柱齿轮Ap=0.112kw0k=1.01Lp=118KWrZ4F=189.66N0minF=14894Np-5-设计计算及说明结果先设计高速级齿轮传动1）、选择材料热处理方式根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面计算说明(HB2.32itKTi土1Z1T-ei、2H确定公式中的各计算数值z=241z=1132a.因为齿轮分布对称,载荷比较平稳综合选择Kt=1.3b.计算小齿轮的转矩:小齿轮输入功率P=Pxq=3.84kw1m1P=3.84kw1小齿轮转速n=320r/min1i1小齿轮的转矩95.5x105PT二1二1.146x105N-mm。1n1由表10-6查得材

11、料的弹性影响系数Z=189.8MPa2Ed.由图10-21d按齿面接触强度查得小齿轮接触应力t=600MPa；大齿轮的为t=550MPalim1lim2c.e.由式10-13计算应力循环次数N二60njL二60x320xlx(8x2x12x300)二1.106x109i1hN=1.106x109=2.348x10824.71i.由图10-19取接触疲劳寿命系数K=0.92K=0.96HN1HN2T=1.146x105N-mm1Z=189.8MPa2Et=600MPalim1t=550MPalim2N=1.106x1091N=2.348x1082K=0.92HN1K=0.96HN2t=552Mp

12、aH1t=528MpaH22=66.3mmId2H/代入.丿中的较小者d1t叫皆I角d66.3mm1tii.安全系数S=1t=KL/S=552MpaH1HN1limlt=KL/S=528MpaH2HN2lim2计算V=1.11m/s(1) 计算圆周速度：V二兀dn/60000=l.llm/slt1(2) 计算齿宽b模数m齿高htb=66.3mmb=d=1x66.3mm=663mmditm=d/z=2.76mmtit1h=2.25m=6.22mmtb/h=66.3/6.22=10.66(3)、计算载荷系数m=2.76mmth=6.22mmb/h=10.66K二1.02V由表10-3直齿轮可得K=

13、K=1.1HaFa由表10-2查得使用系数K二1.25A由表10-4插值得K=1.42H卩由表10-13插值的K=1.28F卩故载荷系数K二K二1.1HaFaK二1.25AK二1.42H卩K=1.28F卩根据v=l.ll,7级精度，由表10-8查得K二1.02K二1.99d1=76.4mmK二KKKK二1.25x1.02x1.1x1.42二1.99AVHaH卩(4)、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式10一10a得d=d3=76.4mm11t3KTt(5)、计算模数mm=d/Z=318mm11标准化得m=33)、按齿根弯曲强度校核由Q二2律“C进行校核f9m3zFdi(1)、计算载荷系

14、数：K=KKKK=1.25x1.02xl.lx1.28二1.795AVFaF卩(2)、由图10-5查得Y=2.65,Y=1.58FaSa由图10-20C查得a=500MPaa=380MPaFE1FE2由图10-18取弯曲疲劳极限K=0.90,K=0.95FN1FN2计算弯曲疲劳应力:取安全系数S=1.4,由10-12得：L二Ka/S=321.4MPaF1FN1FE1la=Ka/S=257.86MPaF2FN2FE22KTYY1FaSa=F9m3zd1(a)257.86MPaFminF22x1.795x1.146x105x2.65x1.581x3.183x242=93K1.795Y 2.65Fa

15、Y 1.58Saa=500MPaFE1a=380MPaFE2K=0.90FN1K=0.95FN2a93F所以齿根弯曲强度满足要求4)、几何尺寸计算(1)、分度圆直径dZm24x372mm11dZm113x3339mm22(2) 、计算中心距m(z+z)2O552(3) 、计算齿轮宽度b=9xd72mmd1取B72mm，B力mm215)、结构设计。(略)配合后面轴的设计而定d72mm1d339mm2a205.5mmB72mm2B77mm1设计计算及说明结果C段：d=40mm，与轴承（深沟球轴承6008）配合，取轴承内径3d-35mm2D段：d=44mm,设计非定位轴肩取轴肩高度h=2mm，高速轴

16、内4d=40mm3径为44mmd=44mm4E段：d=56mm,设计定位轴肩高度h=6mm5F段，d=40mm,与轴承（深沟球轴承6008）配合，取轴承内径6d=56mm5第二、确定各段轴的长度d=40mm6A段：L=1.8x28=504mm,圆整取L=50mmi1B段：L=58mm，考虑轴承盖与其螺栓长度然后圆整取58mmL=50mm12C段：L=65.5mm,与轴承（深沟球轴承6008）（两个）配合，加L=58mm23上甩油环长度，以及内箱壁至轴承座端面距离zL=655mmD段：L-73mm由咼速轴齿轮齿宽B厂77mm及其间隙距离4mm确413定L-73mmL=73mm44E段：L-9.5

17、mm由齿轮端面距箱体内壁的距离以及甩油环超出5内壁的距离确定L=9.5mm5F段：L二45mm，由甩油环的宽度和深沟球轴承（两个）的长6度15x2mm确定L=45mmf.轴总长L-298mm62、低速轴II的设计计算L=298mm低速轴上的功率P2=P1nn-3.84x0.98x0.99-3.73kw23转速n=n=67.9r/min2wP2=3.73kw亠95.5x105x3.73“/_“转矩T=N/mm二5.25x105N/mmn=679r/min2267.91）、按齿轮轴设计，轴的材料取45钢，调质处理，查表15-31，T2=取A二11205.25x105N/mm2）初算轴的最小直径A=

18、1120设计计算及说明结果ip1373d=A-=112xJ，=42.58mmmin03n367.9因为带轮轴上有键槽，故最小直径加大6%,d.=45.13mm。根据mm减速器的结构，轴II的最小直径应该设计在与联轴器配合部分，取K=1.3A联轴器的计算转矩T=KT=1.3x5.25x105N/mm=6.83x105N/mmcaA2按照计算转矩T应小于联轴器公称转矩的条件，查手册选用LX3ca弹性柱销联轴器，其公称转矩为1.25X106N/mm,选择联轴器的轴孔直径d二48mm，轴孔长度Y型112mm轴II的设计图如下：ABCDEFS9AqqA$8s8P8112.058.046.068.030.

19、011201首先，确定各段的直径A段：d=48mm,与弹性柱销联轴器配合1B段：d=55mm，设定定位轴肩高度h=3.5mm，根据油封标准，选2择轴径为55mmC段：d=60mm，与轴承（深沟球轴承6012）配合，取轴承内径3D段:d=66mm,设定非定位轴肩高度为3mm,低速轴内径为66mm4d=42.58mmminK=1.3AT=6.83x105N/mmcad=48mm1d=55mm2d=60mm3设计计算及说明结果E段：d=78mm,设定定位轴肩高度为6mm5F段：d=60mm,与轴承（深沟球轴承6012）配合，取轴承内径6然后确定各段距离：A段：L=112mm,根据弹性柱销联轴器XL3

20、的轴孔长度Y型112mm1B段：L=58mm,考虑轴承端盖螺栓与联轴器不发生干涉2C段：L=46mm,与轴承（深沟球轴承6012）配合,考虑甩油环长3度，以及内箱壁至轴承座端面距离D段：L=68mm，根据齿轮轴上齿轮的齿宽B=72mm以及间隙距42离4mmE段：L=12mm,由齿轮端面距箱体内壁的距离以及甩油环超出内5壁的距离确定F段：L=30mm，考虑轴承长度18mm与甩油环的宽度6轴的校核计算高速轴：求轴上载荷齿轮上的分力F=殳=2%1-146=3183.3Ntid721F=Ftana=3183.3xtan20o=1158.6NT1t1V带上的压轴力F=1489.4Np经分析该结构为超静定

21、问题，为了便于分析，先取内侧的轴承对分析，如果其符合要求，则再加上外侧的轴承对，轴一定满足要求。受力如右图：d=66mm4d=78mm5d二60mm6L=112mm1L=58mm2L=46mm3L=68mm4L=12mm5L=30mm6F=3183.3Nt1F=1158.6NT1F=1489.4Np设计计算及说明结果L=105.5mm1L=67.5mm2L=67.5mm3由材料力学知识得L=105.5mm在水平方向上（H面）：1L=67.5mm由工F=0得，F+F=F+F2L=675mm3HNH1NH2pT1对C点求矩F（L+L）FL+FL=0p12NH12NH23弯矩M=FL，M=FLH1P

22、1H2NH23在垂直方向上（V面）：由工F=0得,F+F=FVNV1NV2t1对C点求矩FL+FL=0NV12NV23弯矩M=M=FLV1V2NV13解得水平支反力：F=3227.6N，F=589.6NNH1NH2M=1.57x105N/mm,M=3.98x104N/mmH1H2F=3227.6N垂直支反力：NH1F=1591.7N,F=1591.7NF=589.6NNH2NV1NV2M=M=1.07x105N/mmV1V2F=1591.7N合成弯矩NV1F=1591.7NM=1.57x105N/mm,M=2+M-=1.14x105N-mmNV2BC飞H2V2故B截面为危险截面M=M=1.07

23、x105N/mmV1V2M=1.57x105N/mmB-15-设计计算及说明结果由材料力学知识可得在水平方向上（H面）:L=69mm，1L=69mm2由工F=0得,HF+F=FNH3NH4T2对C点求矩L+FL=0NH31NH42弯矩M=M=FLH3H4NH31在垂直方向上（V面）:由工F=0得,VF+F=FNV3NV412对C点求矩-FL+FL=0NV31NV42弯矩MV3=M=FLV4NV31解得水平支反力:F=3464NNH3F=3464NNH4M=M=2.39x105NmmH3H4垂直支反力：F=1548.5NNV3F=1548.5NNV4F=3464NNH3F=3464NNH4MH3

24、=M=2.39x105NmmH4M=M=1.068x105Nmm,V3V4合成弯矩FNV3FNV4二1548.5N二1548.5NM=、：M2+M2=2.62x105Nmm,C、V1V3由图可知,C截面为危险截面M=M=1.068x105NmmV3V4M=2.62x105N-mmC0.1x663二14.25MPab=14.25MPaca轴的材料为45钢，由表15-1查得b=60MPa，由bt1ca1故符合强度条件!-16-设计计算及说明结果t=60MPa1五、滚动轴承的选择及计算1.高速轴轴承两对型号6008深沟球轴承经分析，易得靠近V带轮的两个轴承最先失效，为了便于计算，把F，F均等作用在靠

25、近V带的两个轴承上H1V11）计算靠近V带的两个轴承上的近似径向载荷F=fF)2fF)2f3227.612f1591.712+1+1799.3NNH1NV1rV(2JL2JVL2JL2丿2）计算轴承当量载荷，取载荷系数fp1.2，轴向载荷理论上为0,F故ae，表13-5得X二FrJ,Y0P=fp(XF+YF)=ra2159.16N查参考书可知6008深沟球轴承的基本额定负载C=r17kN（动载荷）C二1OrP2159.16N1.8kN（静载荷）所以取C=C二r=1.7x104N3）校核轴承寿命106C1061.7x104人5.3年L=()h(-)3h254209C=C1.7x104Nh60nP

26、i60x3202159.16r按一年300个工作日，每天2班制.寿命4年.故所选轴承适用。2低速轴轴承型号6012深沟球轴承L25420.9hh1）计算轴承的径向载何：F=JF2+F2=J34642+1548.52=3794.7Nr3氓rNH3rNV3F=IF2+F2=J34642+1548.52=3794.7Nr4rNH4rNV42）计算轴承3、4的当量载荷，取载荷系数f1.2，轴向载荷理F3794.7Nr3PF3794.7Nr4F论上为0，故ae，表13-5得X1,Y0X1,Y0FrL122P=f(XF+YF)4553.64Nf1.2p3Pr33a3设计计算及说明结果P=f(XF+YF)=

27、4553.64NX1,Y04p4r44a411所以取p=p=p=4553.64N34X1,Y0223）校核轴承寿命106C,1063.15x104，ccCLL()h()3h1.404x105h29.25年h60nP60x67.93794.72按一年300个工作日，每天2班制.寿命4年.故所选轴承适用。六、键联接的选择及校核计算L1.404x105h1.高速轴上与带轮相联处键的校核h键bXhXL=8x7x40圆头普通平键（A型）单键键联接的组成零件均为钢，由表6-2查得许用挤压力G=100|120MPa,取平均值，g=110MPa。键的工作长度pPl-L-b40-8mm=32mm,键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=3.5mm由式（6-1）可得g2T1x1032x114.6x10373.1MPa110MPapkid3.5x32x28满足设计要求2.高速轴上与小齿轮相连处键的校核键bXhXL=14x9x65(A型)单键g73.1MPap键联接的组成零件均为钢，GLllOMPapg2T2x1032x114.6x10322.7MPa110MPapkid4.5x51x44满足设计要求3.低速轴上与联轴器相联处键的校核采用键A,bXhXL=14X9X100单键g22.7M