皮带运输机减速装置机械设计说明书

PAGEPAGE24机械设计课程设计计算说明书设计题目：皮带运输机减速装置班级：学号：设计者：指导教师：完成日期：目录设计任务书……………………3传动方案的拟定及说明………4电动机的选择…………………4传动装置的运动和动力参数的选择和计算…5传动零件的设计计算…………6轴的设计计算…………………15滚动轴承的选择和计算………22键联接的选择和计算…………22减速器附件的选择和密封类型的选择………22联轴器的选择…………………23减速器箱体的设计……………23设计小结………24参考文献………24设计任务书题目：设计热处理车间清洗零件用的传送设备上的两级二级圆柱齿轮减速器。单向运转，工作平稳，两班值工作，每班工作8小时，使用年限为10年。所选参数如下：传送带拽引力2500N传送带运行速度0.8m/s传送带鼓轮直径300mm方案的草图如下：1，带传动的效率;2，轴承的效率;3，齿轮传动效率;4，联轴器的传动效率;5，鼓轮上的传动效率。传动方案的拟定根据要求电机与减速器间选用V带传动，减速器与工作机间选用联轴器传动，减速器为二级圆柱直齿齿轮减速器。方案草图如上。二、电动机的选择1、电机类型和结构型式。根据电源及工作机工作条件，工作平稳，单向运转，两班制工作，选用Y系列三相笼型异步电动机。2、电机容量n==60×1000×0.8/（3.14×300）=51r/min卷筒所需功率P=Fv/1000=2500×0.8/1000=2kw传动装置的总效率η=ηηηηη取V带的效率η=0.95轴承的效率η=0.99直齿圆柱齿轮的传动效率η=0.97联轴器的效率η=0.99鼓轮上的传动效率η=0.96总效率η=0.95×0.99×0.97×0.99×0.96=0.824电动机的输出功率P=P/η=2/0.82=2.44Kw==（456~2280）r/min3、电动机额定功率P由已有的标准的电机可知，选择的电机的额定功率P=3Kw4、电动机的转速按工作要求和工作条件选用Y系列同步转速为1000r/min的三相笼型异步电动机具体规格如下：类型额定功率（Kw）电动机同步转速（r/min）满载转速（r/min）总传动比V带传动比两级齿轮总传动比Y132S-63100096016.828.5三、传动装置的运动和动力参数的选择和计算计算传动装置总传动比和分配各级传动比1)传动装置总传动比由电动机的满载转速n和工作机主动轴转速n可确定传动装置应有的总传动比为i==960/51=18.842）分配各级传动比取V带传动的传动比为i=2；为满足相近的浸油条件，高速齿轮传动比为i=1.4i；所以由i=iii取i=3.6i=2.6nⅡ=n/i=480/3.6=133.33r/min;nⅢ=nⅡ/i=133.33/2.6=51.28r/min;2)各轴输入功率P=P=2.44Kw;P=P×η=2.28×0.95=2.32Kw;PⅡ=P×η×η=2.318×0.99×0.97=2.26Kw;PⅢ=PⅡ×η×η=2.26×0.99×0.97=2.14Kw;3)各轴输入转矩T=9550P/n=9550×2.44/960=24.15N•m;T=9550P/n=9550×2.32/480=45.92N•m;T=9550PⅡ/nⅡ=9550×2.26/141.18=152.08N•m;T=9550PⅢ/nⅢ=9550×2.00/51=372.55N•m;四、传动零件的设计计算V带的设计定V带型号和带轮直径确定计算功率Pc由表11.5查得工作情况系数K=1.2故Pc=KP=1.2×2.44＝2.928kw选择V带的带型根据Pc及n由图11.15选用A型带确定带轮的基准直径d并验算带速1）由表11.6，取带轮的基准直径D1=100mm2）计算大带轮的基准直径D2=(1-ε)D1n1/n2=0.99×100×960/480=198圆整后取200mm计算带长中心距Dm=(D1+D2)/2=(100+200)/2=150Δ=(D2-D1)/2=(200-100)/2=50初取中心距a=400mmL=πDm+2×a+Δ2/a=π×150+2×400+502/400=1277mm基准长度由图11.4取L=1250mm中心距a=(L-πdM)/4+/4=386mm验算小带轮上的包角α1α1＝180－（D2－D1）60/a=164.50>120符合要求求带根数带速v=πD1n1/60/1000=π×100×960/60/1000=5.024m/si=n1/n2=960/480=2查表11.8得P0=0.97KW查表11.7得k=0.95查11.12得K=0.93查表11.10得△P=0.11KWZ===2.86取z=3根求轴上载荷张紧力F=500×+qv=150.6N（由表11.4q=0.10kg/m）轴上载荷FQ=2zF0sin=895.3N带轮的结构设计1）小带轮的结构设计由n=960r/min选择小带轮的材料为铸钢；由d=125mm,2.2D<d<300mm选择小带轮的结构形式为腹板式。2）大带轮的结构设计由n=480r/min选择大带轮的材料为HT200；d=250mm，d＜300mm所以选腹板式带轮。齿轮的设计(一)、一级齿轮的设计选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）根据要求的传动方案，选用标准直齿圆柱齿轮2）传送设备的速度不高，故选用8级精度3）材料选择。小齿轮选用40Cr钢,调质处理,硬度为241HB～286HB,平均取为260HB，大齿轮选用45钢,调质处理,平均硬度为240HBS2、按齿面接触疲劳强度设计初步计算转矩T=43130N•mm齿宽系数由表12.13取ψb=1.0接触疲劳极限由图12.17c=710MPa=580MPa初步计算许用接触应力≈0.96=639MPa≈0.96=522MPa由表12.16取=85初步计算小齿轮直径≧=85×=36.4取=40mm初步尺宽bb==40mm校核计算圆周速度vv===1.0048m/s精度等级由表12.6选8级精度齿数z和模数m初取齿数=20；=i=68m=/=65/30=2（符合标准模数）由表12.3取m=2.5则=/m=65/2.5=26=i=3.7×26≈96使用系数由表12.9=1.1动载系数由图12.9=1.1齿间载荷分配系数由表12.10，先求===2156.5N==59.3N/mm<100N/mm=[1.88-3.2(+)]cos=1.88-3.2×（+）=1.67===0.88由此得===1.29齿向载荷分布系数K由表12.11K=A+B+C•b=1.17+0.16×+0.61××40=1.35故载荷系数K=KKKK=1.11.11.291.35=2.11弹性系数由表12.12=189.8节点区域系数由图12.16=2.5接触最小安全系数由表12.14=1.05总工作时间=300×2×8×10=48000应力循环次数=60γ=60×1×480×48000=1.38×=/i=4×接触寿命系数由图12.18=1.0=1.1许用接触应力===676MPa===608MPa验算==189.8×2.5×0.88×=801MPa故需要调整尺寸=45初定=30计算m=1.5是标准模数，重新查表计算K=KKKK=1.11.11.321.35=2.16验算==189.8×2.5×0.87×=590Mpa确定传动主要尺寸实际分度圆直径d==45mm==153mm中心距aa===99mm齿宽bb==1×45=45mm取=50mm,=45mm齿根弯曲疲劳强度检验重合度系数=0.25+=0.25+=0.68齿间载荷分配系数由表12.10=1/=1/0.69=1.47齿向载荷分布系数Kb/h=45/(2.25×1.5)=13.3由图12.14K=1.25载荷系数K=KKKK=1×1.1×1.47×1.25=2.22齿型系数由图12.21查得Y=2.5；Y=2.2应力校正系数由图12.22查得Y=1.62；Y=1.8弯曲疲劳极限由图12.23c=600MPa=450MPa弯曲最小安全系数由表12.14=1.25弯曲寿命系数由图12.24=0.90=0.95尺寸系数由图12.25=1.0许用弯曲应力===491MPa===389MPa验算==×2.5×1.62×0.68=174MPa≤==174×=170MPa≤传动无严重过载，故不做静强度校核(二)、二级齿轮的确定选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）根据要求的传动方案，选用标准直齿圆柱齿轮2）传送设备的速度不高，故选用8级精度3）材料选择。小齿轮选用40Cr钢,调质处理,硬度为241HB～286HB,平均取为260HB，大齿轮选用45钢,调质处理,平均硬度为240HBS2、按齿面接触疲劳强度设计初步计算转矩T=140800N•mm齿宽系数由表12.13取ψb=1.0接触疲劳极限由图12.17c=710MPa=580MPa初步计算许用接触应力≈0.9=639MPa≈0.9=522MPa由表12.16取=0.85初步计算小齿轮直径≧=85×=72取=75mm初步尺宽bb==75mm校核计算圆周速度vv===0.554m/s精度等级由表12.6选8级精度齿数z和模数m初取齿数=30；=i=75m=/=75/30=2.5由表12.3取m=2.5则=/m=75/2.5=30=i=2.5×30=75使用系数由表12.9=1.1动载系数由图12.9=1.1齿间载荷分配系数由表12.10，先求===3754.7N==55N/mm<100N/mm=[1.88-3.2(+)]cos=1.88-3.2×（+）=1.7===0.87由此得===1.32齿向载荷分布系数K由表12.11K=A+B+C•b=1.17+0.16×+0.61××75=1.38故载荷系数K=KKKK=11.11.321.38=2.2弹性系数由表12.12=189.8节点区域系数由图12.16=2.5接触最小安全系数由表12.14=1.05总工作时间=300×2×8×10=48000应力循环次数=60γ=60×1×129.73×48000=3.74×=/i=1.38×接触寿命系数由图12.18=0.96=0.98许用接触应力===757MPa===652MPa验算==189.8×2.5×0.87×=592MPa≤确定传动主要尺寸实际分度圆直径d=m=75mm=m=187.5mm中心距aa===131.25mm齿宽bb==1×75=75mm取=80mm=75mm齿根弯曲疲劳强度检验重合度系数=0.25+=0.25+=0.68齿间载荷分配系数由表12.10=1/=1/0.68=1.47齿向载荷分布系数Kb/h=75/(2.25×2.5)=13.3由图12.14K=1.25载荷系数K=KKKK=1×1.15×1.47×1.25=2.22齿型系数由图12.21查得Y=2.5；Y=2.24应力校正系数由图12.22查得Y=1.62；Y=1.77弯曲疲劳极限由图12.23c=600MPa=450MPa弯曲最小安全系数由表12.14=1.25应力循环次数=60γ=60×1×129.73×48000=3.74×=/i=1.38×弯曲寿命系数由图12.24=0.86=0.88尺寸系数由图12.25=1.0许用弯曲应力===471MPa===389MPa验算==×2.4×1.62×0.68=122.4MPa≤==122.4×=119.8MPa≤传动无严重过载，故不做静强度校核五、轴的设计计算Ⅰ轴：找出输入轴上的功率P、转速n和转矩TP=2.17Kwn=480r/minT=43.13N.m选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15—3，取C的值为112由此确定最小轴的直径d≥＝=18.5mm选d=20mm求作用在齿轮上的受力Ft==1917NFr==697N（=20）轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案，如图图5.1从左到右（1）第一段轴用于安装带轮（经过受力分析满足要求），外形尺寸为:d×l=20×60mm，即直径为20mm，长度为60mm。（2）第二段轴肩用于对带轮进行轴向固定，取直径为25mm，长度为40mm。（3）第三段用于安装深沟球轴承6206和挡油板，取内径为30mm,长度26mm（4）第四段为轴肩，为深沟球轴承进行轴向定位，直径为36mm，长度为108mm.（5）第五段为小齿轮，齿轮采用齿轮轴的形式，直径为45mm，长度为50mm。（6）第六段为一轴肩，对轴承6206进行轴向定位，直径为47mm，长度为8mm。(7)第七段用于安装深沟球轴承6206和挡油板，取内径为30mm,长度26mm4．载荷分析将带轮的压轴力F看作水平。（1）弯矩在水平面内F=895.3NFt=1917N求得支反力=826N=1091N水平面内最大的弯矩在B断面内，M=68938M=50721在铅垂面内Fr=697N求得支反力=1155N=957N铅垂面内最大的弯矩在C断面内，M=57841M=0经两弯矩合成，最大的弯矩在B断面内，其值为33600（2）校核轴的强度轴Ⅰ的危险截面在B截面，求其当量弯矩=由于转矩T产生的切应力为脉动循环变应力，取=0.6则，==81166===8.9MPa<=60MPa故可以认为轴Ⅰ安全。Ⅱ轴1.找出输入轴上的功率P、转速n和转矩TP=3.65Kwn=129.73r/minT=268.69N.m选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表16.2，取C的值为112由此确定最小轴的直径d≥＝=27.5mm选d=28mm2、轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案从右到左：（1）、第一段轴用于安装轴承6206,取直径为30mm，长度为24mm。用一套筒对轴承和小齿轮进行轴向定位，套筒外径为47mm。（2）、第二段轴用于定位轴承，取直径为36mm，长度为15mm。（3）、第三段为安装一级传动大齿轮，直径为40mm，长度为43mm。（4）、第四段轴轴肩，直径为46mm，长度为10mm。（5）、第四段轴轴肩，安装一级传动大齿轮，直径为40mm，长度为79mm。（6）、第五段轴用于安装轴承6206，取直径为30mm，长度为26mm。Ⅲ轴1、求轴上的功率P=2kwn=56.47r/minT=3382、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为为45钢，调质处理。根据表16.2，取C的值为112，于是d≥＝=36.8mm选d=37输出轴的最小直径为安装联轴器处的轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩T=KT,由表19.3，考虑转矩变化小，故取K=1.5则：T=KT=1.5×33.8×10=507故选用LH3,公称转矩为630N.m的弹性柱销联轴器，半联轴器的孔径为30mm。半联轴器与毂孔的长度为L=82mm3、轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案从右到左：（1）、第一段轴用于安装联轴器，取直径为30mm，长度为82mm，（2）、第二段轴的伸出端，取直径为35mm，长度为40mm。（3）、第三段用于安装深沟球深沟球轴承6208，直径为40mm，长度为28mm。（4）、第四段用于深沟球轴承轴肩，直径为47mm，长度为60mm。（5）、第五段用于轴向固定齿轮的轴肩，直径为56mm，长度为10mm。(6)、第六段用于安装二级大齿轮,直径为50mm，长度为75mm。(7)、第七段用于轴承的轴肩,直径为47mm，长度为15mm。(8)、第八段用于安装深沟球深沟球轴承6208,直径为40mm，长度为28mm。六、滚动轴承的选择和计算由于使用的是直齿齿轮，无轴向力，因此为了简便，选用深沟球轴承。具体直径根据所配合的轴的直径选择恰当的直径系列。轴承的校核型号配合的轴F(N)P(N)(N)(N)6206轴1826622129500181006206轴13322332229500181006206轴22645347529500181006206轴281934029500181006208轴32864362543400292006208轴3144814694340029200从上表可以确定轴承在预期寿命里是安全的。七、键联接的选择和计算选择用平键，且材料为钢制。工作功用型号（平键）安装部位直径（mm）工作长度（mm）工作高度（mm）传递的转矩(N.m)挤压应力(Mpa)许用挤压应力连接带轮6×7×402050743.1329.16110连接齿轮b10×8×3640458140.848.52110连接齿轮b112×8×7040808140.849.07110连接齿轮c12×9×565075933858.15110连接联轴器8×10×703082733852.52110八、减速器附件的选择和密封类型的选择通气器：采用和油面指示器相连的器件起吊装置：采用箱盖吊耳、箱座吊耳放油螺塞：选用外六角油塞及垫片M16×1.5润滑与密封齿轮的润滑采用浸油润滑，由于低速级周向速度为0.88m/s.考虑到中间的齿轮b充分浸油，而浸油高度为六分之一至三分之一大齿轮半径（D=378mm），取为60mm。滚动轴承的润滑由于浸油齿轮的周向速度中有大于2m/s的，为了简便，所以宜开设油沟、飞溅润滑。润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较，根据周向速度，选取运动粘度约在275mm/s的润滑油，考虑到该装置用于中小型设备，选用N320润滑油。密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。九、联轴器的选择联轴器的计算转矩T=KT,由表19.3，考虑转矩变化小，故取K=1.5则：T=KT=1.5×33.8×10=507故选用LH3,公称转矩为630N.m的弹性柱销联轴器，半联轴器的孔径为30mm。半联轴器与毂孔的长度为L=82mm十、箱体的设计根据设计的零件尺寸大小选择用剖分式箱体。采用铸造工艺，材料使用HT200.减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1、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，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm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10，圆角半径为R=3。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M6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盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F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.G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.箱体的结构尺寸如下表。图参见《机械设计基础课程设计》名称符号及数值（mm）箱体壁厚=8箱盖壁厚=8箱体凸缘厚度b=12,b=12p=20加强肋厚m=6.8,m=6.8地脚螺钉直径d=16地脚螺钉数目4轴承旁联接螺栓直径d=12箱盖、箱座联接螺栓直径d=8轴承盖螺钉直径和数目d=8,n=4轴承盖（轴承座端面）外径观察孔盖螺钉直径d=6d、d、d至箱体外壁距离；d、d至凸缘边缘的距离C=18,C=16轴承旁凸台高度和半径h由结构决定，R=C=16箱体外壁至轴承座端面距离l=39十一、设计小结由于时间比较紧，所以这次的设计存在许多缺点，很多时候，由于缺少经验，取值过于保守，使整体结构庞大，很多地方浪费材料；同时箱体的设计很粗糙。但通过这次的减速箱的设计，使我能学习到很多实践知识，同时将公差课，机械制造基础，机械设计，材料力学，等课程综合起来了，了解了机械设计的基本流程。在设计的过程中，我们大量查阅国标，积极请教老师，很好的培养了我们作为工科技术人员的基本素养，老师丰富的经验，使我们了解了作为工程师的必备素质。相信在类似设计经验的积累，我在以后的学习或者实际工作中，能够设计出紧凑、质量轻、强度高的机械参考资料目录[1]《机械设计课程设计指导书》，高等教育出版社，宋宝玉主编，2006年8月第一版；[2]《机械设计》（第四版），高等教育出版社，邱宣怀主编，1997年4月第四版；[3]《机械设计》（第八版），高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2006年5月第八版;[4]《机械制图》，高等教育出版社，何铭新、钱可强主编，2004年1月第五版；[5]《互换性与技术测量》，高等教育出版社，李柱，徐向前主编，2004年12月第一版；[6]《课程设计图册》高等教育出版社，龚溎义主编，1989年5月第三版；目录第一部分工程概况 2第二部分结构设计参数 32.1主要设计依据 32.2材料 32.3主要结构构件 4第三部分荷载参数（标准值） 73.1恒荷载 73.2活荷载（满布） 73.3风荷载 73.4温度 83.5地震 9第四部分工况组合 10第五部分结构分析和验算 125.1计算模型 125.2计算结果 125.2.1支座反力 135.2.2杆件内力结果 135.2.3杆件应力 145.2.4节点位移结果（正常使用极限状态） 145.2.5螺栓和焊接球节点验算 145.3支座（橡胶支座）验算 155.3.1ZZ1支座验算 155.3.2ZZ2支座验算 175.3.3ZZ5支座验算 195.3.4ZZ6支座验算 21目录TOC\o"1-3"\f\h\u第一章总论 41.1项目概述 41.2项目提出的背景和必要性 41.3项目建设的可行性分析 16第二章项目依据和范围 202.1项目编制依据 202.2编制原则 202.3项目编制范围 21第三章市场发展预测及行业关键指标分析 223.1二手车市场风险及发展预测 223.2目前二手车价格分析 253.3二手车关键指标分析 28第