二级减速器设计说明书.docx
二级减速器设计说明书 精心整理机械设计课程设计 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 目录 一课程设计任务书 二设计要求 三设计步骤 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传动装置总体设计方案 课程设计题目： 设计带式运输机传动装置（简图如下） 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 1)工作条件：三班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘。 2）使用期限：10年，大修期3年。 3）生产批量：10台 4）生产条件：中等规模机械厂，可加工7-8级精度的齿轮。5）动力来源：电力，三相交流（220/380V） 设计要求 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。 设计步骤设计步骤 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。 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，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构， 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，全封闭自扇冷式结构，额定电压380V。 2）选择电动机的容量 工作机的有效功率为 从电动机到工作机传送带间的总效率为 由机械设计课程设计手册表17可知： 1 ：V带传动效率0.96 2 ：滚动轴承效率0.99（球轴承） 3 ：齿轮传动效率0.97（8级精度一般齿轮传动） 4 ：联轴器传动效率0.99（弹性联轴器） 5 ：卷筒传动效率0.96 所以电动机所需工作功率为 3）确定电动机转速 按表132推荐的传动比合理范围，单级圆柱齿轮减速器传动比20 6 '= i 而工作机卷筒轴的转速为 电动机 型号 额定功率 /kw 满载转 速 /(r/min ) 所以电动 机 转 速 的 可 选范 围 为 min )6.175148.525(' r n i n w d = 符合这一范围的同步转速有、1000m in r 和1500两种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1500m in r 的电动机。 根据电动机类型、容量和转速，由机械设计课程设计手册表121选定电动机型号为Y100L2-4。 Y100L2-4 3 1430 2.2 2.3 计算传动装置的总传动比 i 并分配传动比 计算传动装置的总传动比i 并分配传动比 (1).总传动比i 为w m n n i = (2).分配传动比I I I =i i i 考虑润滑条件等因素，初定 4.计算传动装置的运动和动力参数 1).各轴的转速 I 轴min 1430r n n m =I II 轴min 5.357r i n n =I I I I III 轴min 2.87r i n n =I I I I I I I 卷筒轴m in 2.87r n n w =I I I 2).各轴的输入功率 I 轴kw P P d 81.2=I II 轴kw P P 67.221=I I I III 轴kw P P 56.223=I I I I I 卷筒轴kw P P 51.224=I I I 卷 3）.各轴的输入转矩 电动机轴的输出转矩d T 为 I 轴mm N T T d ?=I 4 1088.1 II 轴mm N i T T ?=I I I I 4 211015.7 III 轴mm N i T T ?=I I I I I I I 5 231082.2 卷筒轴mm N T T ?=I I I 5 2 41076.2卷 将上述计算结果汇总与上表，以备查用。 轴名 功率 转矩 转速 传动比 效率 I 轴 2.81 1430 4 0.95 II 轴 2.67 357.5 4.1 0.96 III 轴 2.56 87.2 1 0.98 卷筒轴 2.51 87.2 设 计 V 带 和带 轮 电动机输出功率kw P d 81.2=，转速min 14301r n n m =，带传动传动比i=4，每天工作16小时。 1).确定计算功率ca P 由机械设计表 4.6查得工作情况系数 2.1=A K ，故 kw P K P d A ca 37.3= 2).选择V 带类型 根据ca P ， 1n ，由机械设计图4.11可知，选用A 型带 选用A 型带 选取： 3).确定带轮的基准直径1d d 并验算带速 (1).初选小带轮基准直径1d d 由机械设计表4.4，选取小带轮基准直径mm d d 901=， 而 mm H d d 1002 1=。 8).计算压轴力p F 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13mm ，取带轮宽为35mm 。 齿 轮的设计 1)选定齿轮类型、精度等级、材料、齿数并初选螺旋 角 (1)按简图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。 (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。 (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,二者材料硬度差为40HBS 。 (4)选小齿轮齿数241=z ，则大齿轮齿数9812=I I z i z (5)初选螺旋角=13° 8级精度 大小齿轮材料均为45钢 （调质） 2)初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。 确定式中各项数值： 因载荷较平稳，初选t K =1.5 由机械设计表6.5，取1=d 由机械设计表 6.3查得材料的弹性影响系数 MPa z E 8.189= 由机械设计图6.19，查得44.2=H z 一般取Z =0.750.88，因齿数较少，所以取8.0=z 由 式 （ 6-12 ） ， 8211024.883001615.3576060?=?=h jL n N N 88 2121001.21 .41024.8?=?=i N N N 由图6。6查得，08.11=HN K ,15.12=HN K 按齿面硬度查图 6.8得MPa H 6001lim =， MPa H 5602lim =， 取1min =H S ； 取MPa H 6462/)644648(=+=设计齿轮参数 mm mm Z Z Z Z u u T K d H H E d t t 1.44)646 99.08.08.18944.2(1.411.41713005.12) (123 2 32 11=?+?=± 修正t d 1： 由表6.2查得，00.1=A K 由图6.10查得，03.1=v K 由图6.13查得，05.1=K 一般斜齿圆柱齿轮传动取，4.11=K ，此处2.1=K 则30.12.105.103.100.1=?=K K K K K V A 选取第一系列标准模数mm m n 2= 3)齿轮主要几何尺寸： 圆整中心距，取mm a 1261= 则?=?+?=+=48.14126 2)9824(2arccos 2)(arccos 121a z z m n 计算分度圆直径和齿宽 4)校核齿根弯曲疲劳强度 (1).确定公式内的各计算数值 由机械设计第127页，取Y =0.7，88.0= Y 由机械设计图6.9查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPa F 2401lim =；大齿轮的弯曲强度极限 MPa F 2202lim =； 由机械设计图 6.7取弯曲疲劳寿命系数 90.01=FN K ，94.02=FN K ； 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,有 计算载荷系数K ； 查取齿形系数； 由机械设计表6.4查得60.21=Fa Y ；19.22=Fa Y 查取应力校正系数； 由机械设计表6.4查得595.11=Sa Y ；80.12=Sa Y (2).校核计算 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mm m 2=，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数 大齿轮齿数，取1032=z 。这样设计出的齿轮传动，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。 (5).结构设计及绘制齿轮零件图 首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于160mm ，而又小于500mm ，故以选用腹板式结构为宜。绘制大齿轮零件图如下。 其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径较小，若采用齿轮结构，不宜与轴进行安装，故采用齿轮轴结构，其零件图见滚动轴承和传动轴的设计部分。 滚动轴承和传动轴的设计 (一).轴的设计 .输出轴上的功率I I I P 、转速I I I n 和转矩I I I T 由 上 可 知 kw P 56.2=I I I ， min 2.87r n =I I I ， mm N T ?=I I I 51082.2 .求作用在齿轮上的力 因已知低速大齿轮的分度圆直径 而N d T F t 86.273722 =I I I .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11.3，取110=C ，于是 mm n P C d 93.333 'min =I I I I I I ，由于键槽的影响，故mm d d 63.3505.1' min min = 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径I I -I d 。为了使所选的轴直径I I -I d 与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩I I I =T K T A ca ，查机械设计表10.1，取 5.1=A K ，则： 按照计算转矩ca T 应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用LX3型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为mm N ?1250000。半联轴器的孔径mm d 38=I ，故取半联轴器长度mm L 82=，半联轴器 与 轴 配 合 的 毂 孔 mm L 60=I .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位要求，-段右端需制出一轴肩，故取-段的直径mm d 42=-；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度mm L 60=I ，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-段的长度应比I L 小mm 32，现取mm l 58=- 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，故选用深沟球轴承。按照工作要求并根据mm d 42=-，查手册
