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1、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
2、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
3、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
4、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
5、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
6、 =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m
7、m 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.
8、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,
9、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
10、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
11、 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)
12、(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;
13、 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
14、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
15、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
限制150内