机械设计课程设计皮带运输机传动装置二级减速箱设计说明书.doc

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1、目 录设计任务书2一、电动机的选择3二、传动装置的运动参数5三、V带的设计6四、齿轮的设计8五、轴的设计及校核18六、轴承的校核计算27七、键连接的选择和校核28八、箱体结构设计30九、设计小结35参考文献36设计任务书一、课题名称：皮带运输机传动装置二、技术数据：输送带有效拉力F=2000N，带速V=0.85m/s,滚筒直径D=300mm。三、工作条件及技术要求：电源：380V；工作年限：10年；工作班制：两班制，运输机单向运转，工作平稳。四、传动装置总体示意图1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3

2、. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。五、设计要求1.减速器装配图一张(A1)。2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。3.设计说明书一份。1 电动机的选择一、 选择电动机系列：按工作要求及工作条件选用Y系列三相异步电动机，封闭式结构，电压380V。二、选择电动机功率：工作机的有效功率为：从电动机到工作机输送带间的总效率为：按表9.1取：V带轮传动的效率：滚动轴承的效率： （球轴承）齿轮传动的效率： （8级精度的一般圆柱齿轮传动）联轴器的传动效率：鼓轮上的传动效率：则传送总效率：0.960.980.970.825电动机所需工作功率为： =2.06kw查表14.

3、1，可选Y系列三相异步电动机Y132S-8型，Y112M-6 型, Y100L1-4 型。这三者的额定功率都是2.2KW。三、 确定电机转速鼓轮转速： 经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i24，二级圆柱齿轮减速器传动比i840， 按表9.1查找推荐的传动比合理范围，得到传动比范围 ，所以电动机转速的可选范围为 r/min现以同步转速为1000r/min、1500r/min三种方案比较，由表14.1查得电动机数据计算出总传动比：方案号电动机型号额定功率（KW）同步转速r/min满载转速r/min总传动比1Y112M-62.2100094017.412Y100L1-42.2150014

4、2026.30比较两方案可得：方案2选用电机虽然价格较低（高速电机的磁极对数少，结构简单，外部尺寸小，价格低），但总传动比大。综合比较，为使传动装置结构紧凑，决定选用方案1.电动机型号为Y112M-6，额定功率为2.2KW，同步转速为1000r/min，满载转速为940r/min,由表14.2查得电动机中心高位H=112mm，外伸轴DE=28mm60mm。单位：mm型号HABCDEFGDGKY112M-6112190140702860872412bHAABBHA24519011526550180154002 传动装置的运动参数一、 分配传动比（初步分配） 据表9.1取=2 减速器的传动比为17

5、.41/28.705,考虑到润滑条件，为使两级大齿轮的直径相近，取两级齿轮减速器高速级的传动比：=3.49则低速级传动比：二、传动装置的运动和动力参数计算 从电动机开始计算各轴运动及动力参数，此时选=2.06kw即为工作机所需功率。（1）各轴转速 940/2470r/min470/3.49134.7r/min/120.51/2.23=54.1 r/min=54.1r/min（2）各轴输入功率2.060.961.98kW21.980.990.971.90kW21.900.990.971.83kW24=1.830.990.981.78kW（3）各轴输入转矩 = Nm电动机轴的输出转矩=9550 =

6、95502.06/940=20.93Nmm所以: =20.9320.96=40.19Nm=40.193.490.990.97=134.68Nm=134.682.490.990.97=322.04Nm=322.040.970.98=306.13 Nm3 V带的设计 由电动机为Y112M-6型额定功率P=2.2kw，满载转速n=940r/min，两班制工作，传动比为=2，则大轮转速为确定计算功率 由表8-7查得工作情况选择带型号根据，,查课本图8-11选用带型为A型带。选取带轮基准直径 初选小带轮的基准直径得小带轮基准直径，则大带轮基准直径,圆整后。验算带速v在525m/s范围内，带充分发挥。确定

7、中心距a和带的基准长度 根据,初步选取中心距a：带长 由8-2选择带的基准长度=1400mm验算小带轮包角 =合适。确定v带根数z 因，带速，传动比，n=940r/min，A型带。查表8-4a并由内插值法得 查表8-2得得=0.96.查表8-5并由内插值法得=0.958于是，需要3根V带。计算单根V带的初拉力的最小值由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以计算作用在轴上的压轴力带轮的结构设计由于带轮的转速不高，选用常选材料HT150。根据，故选用腹板式带轮。4 齿轮的设计一、高速级齿轮传动的设计计算 由2中得知高速级主动轮传递的转矩 ，转速 ，传动比。工作十年，两班制，闭式齿轮

8、。1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 选用直齿圆柱齿轮传动，速度不高，选用精度等级8级。 材料选择：高速级小齿轮选用40Cr调质，硬度为280HBS，大齿轮材料为45刚调制，硬度为240HBS。 齿数：初选小齿轮齿数，大齿轮齿数 取。试选,查10-26查得=0.78 =0.88 =0.83+0.88=1.662、初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计2.32（1）确定各参数的值:1)试选=1.32)计算小齿轮传递的转矩3) 由表10-7选取齿宽系数4) 由表10-6查出材料的弹性影响系数5) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的解除疲劳强度极限6) 由式1

9、0-13计算应力循环次数7） 由图10-19取接触疲劳寿命系数；。8） 计算接触疲劳需用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得=0.9600=540 =0.95550=522.5 9） 选取区域系数Z=2.433（2） 计算1） 试算小齿轮分度园直径，带入计算出最小的。2.322) 圆周速度3）计算齿宽b和模数计算齿宽bb=48.04mm计算摸数m齿高 b/h=10.673) 计算载荷系数。根据v=1.14m/s，8级精度，由图10-8查表得动载荷系数K=1.07由表10-2查使用载荷系数=1；直齿轮。由表10-4由插值法查得8级精度、小齿轮非对支撑K=1.453；由b/

10、h=10.67，查图10-13得 K=1.35。按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=48.04=513、齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式（1） 确定公式内的各个计算数值1）小齿轮传递的转矩2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数0.85，0.873）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳轻度极限500MPa；大齿轮的弯曲强度疲劳极限380MPa。4）计算弯曲疲劳需用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4=5)计算载荷系数K。6）查齿形系数和应力校正系数：由表10-5查得；7）计算大、小齿轮并且比较，得到大齿轮的数值较大。（2）计算对比两种计算结果，齿面接触疲劳强度计算的模数大于齿根弯曲疲

11、劳计算的模数，取=2，可满足齿根弯曲强度。取齿轮的分度圆直径d=51。于是有这样设计出得齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并且做到结构紧凑，避免浪费。4、 几何尺寸计算（1） 计算分度圆直径（2） 计算中心距（3） 计算齿轮宽度 取，因小齿轮齿面硬度高，为补偿装备误差，避免工作时在大齿轮面上造成压痕，一般应比宽些，取=55mm二、 低速级齿轮传动的设计计算由2中得知高速级主动轮传递的转矩 ，转速 ，传动比。工作十年，两班制，闭式齿轮。1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用直齿圆柱齿轮传动，速度不高，选用精度等级8级。材料选择：低速级小齿轮选用40Cr调质，硬度为

12、280HBS，大齿轮材料为45刚调制，硬度为240HBS。齿数：初选小齿轮齿数=30，大齿轮齿数z=2.4930=74.7 取z=75。 2、按齿面接触强度设计（1）确定公式内的各计算数值1）试选K=1.3；区域系数Z=2.52)计算小齿轮传递的转矩7) 由表10-7选取齿宽系数8) 由表10-6查出材料的弹性影响系数9) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的解除疲劳强度极限10) 由式10-13计算应力循环次数10） 由图10-19取接触疲劳寿命系数4；。11） 计算接触疲劳需用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得=0.94600=576

13、=0.95550=522.5 （2）计算2） 试算小齿轮分度园直径，带入算出最小的。3) 圆周速度3）计算齿宽b和模数计算齿宽bb=74mm计算摸数m齿高 b/h=13.334) 计算载荷系数。根据v=0.52m/s，8级精度，由图10-8查表得动载荷系数K=1.04由表10-2查使用载荷系数=1；直尺齿轮。由表10-4由插值法查得8级精度、小齿轮非对支撑K=1.457；由，查图10-13得 K=1.4。按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=74=77.873、按齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式（2） 确定公式内的各个计算数值1）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数0.89，0.92

14、）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳轻度极限500MPa；大齿轮的弯曲强度疲劳极限380MPa。4）计算弯曲疲劳需用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.4=5)计算载荷系数K。6）查齿形系数和应力校正系数：由表10-5查得；7）计算大、小齿轮并且比较，得到大齿轮的数值较大。（2）计算综合考虑，选择m=2，分度圆直径。则得到小齿轮的齿数这样设计出得齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并且做到结构紧凑，避免浪费。5、 几何尺寸计算（4） 计算分度圆直径（5） 计算中心距（6） 计算齿轮宽度 取，小齿轮宽度：因小齿轮齿面硬度高，为补偿装备误差，避免工作时在大齿轮面上造成压痕，

15、一般应比宽些，取=80mm6、结构设计及绘制齿轮零件图 低速级大齿轮如图V带齿轮各设计参数附表1.各传动比V带高速级齿轮低速级齿轮23.492.492. 各轴转速n(r/min)(r/min)(r/min)(r/min)470134.754.154.13. 各轴输入功率 P（kw）（kw）（kw）(kw)1.981.91.831.784. 各轴输入转矩 T(KNm)(KNm)(KNm) (KNm)40.19134.68322.04306.135. 带轮主要参数小轮直径（mm）大轮直径（mm）中心距（mm）基准长度（mm）带的根数z112224430140036. 齿轮主要参数小轮直径（mm）大

16、轮直径（mm）中心距a（mm）高速级52182117低速级741861305 轴的设计及校核轴的设计计算1、由表中得出轴的P=1.98Kw n=470/min T=40.19N.m2、 求作用在齿轮上的力，已知高速级小齿轮的分度圆3、确定轴的最小轴径 按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调制处理。根据表15-3，取，于是有取，令其为安装带从动轮处的轴径。4、确定轴承选用深沟球轴承6206，能承受径向力。其参数5、拟定轴上零件的装配方案（从左向右）从左到右1）第一段轴用于安装带轮，外形尺寸为:dl=2060mm，直径为20mm，长度为60mm。2）第二段轴肩用于对带轮进行

17、轴向固定，取直径为24mm，长度为44mm。3）第三段用于安装深沟球轴承6206和挡油盘，取内径为30mm,长度28mm4）第四段为轴肩，为深沟球轴承进行轴向定位，直径为38mm，长度为92mm.5）第五段为小齿轮，齿轮采用齿轮轴的形式，直径为50mm，长度为55mm。6）第六段用于安装深沟球轴承6206和挡油盘及套筒，取内径为30mm,长度34mm载荷分析水平面上，将带轮的轴向力看成作用在水平面上。 =782N计算得到，弯矩图垂直方向，受力图为=782N，计算得到，弯矩图弯矩合成图得最大弯矩，做出扭矩图，计算当量弯矩得到最大当量弯矩，危险截面是齿轮所在截面。7、按弯扭合成应力校核轴的强度前已

18、选定轴的材料为45钢，调制处理，查表15-1得。 因此，轴安全。II轴的设计计算1、由表中得出轴的P=1.9Kw n=134.7/min T=134.68N.m2、选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取的值为112由此确定最小轴的直径d 选最小轴径d=30mm 3、求作用在齿轮上的力，已知高速级大齿轮的分度圆；低速级小齿轮的分度圆直径4、确定轴承选用深沟球轴承6206，能承受径向力。其参数5、拟定轴上零件的装配方案从左到右： 1）、第一段轴用于安装轴承6206和挡油盘及套筒,取直径为30mm，长度为39mm。用套筒对轴承和齿轮进行轴向定位，套筒外径为36 mm 。2）、第二段轴用于

19、装高速级传动大齿轮，取直径为38mm，长度为48mm。3）、第三段轴肩，取外形尺寸为dl=488mm4）、第四段轴，安装低速级传动小齿轮，直径为38mm，长度为78mm 。5）、第五段轴安装轴承和挡油盘和套筒，直径为30mm，长度为37mm。套筒对轴承和齿轮进行轴向定位，套筒外径为36 mm 。6、载荷分析轴向载荷分析，受力图为已知,，通过计算，得到，画出弯矩图，扭矩图，得出当量弯矩图7、按弯扭合成应力校核轴的强度 通过合成，得到最大的弯矩为。 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面，即危险截面。取按下式进行校核： 前已选定轴的材料为45钢，调制处理，查表15-1得。因此，轴安全。

20、III轴的设计计算1、求轴上的功率P=1.83kw n54.1r/min T322.042、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15-3，取的值为112，于是 d=36.2mm 选d=40mm3、 作用在齿轮上的力，=3640N4、 选择联轴器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,由表14-1考虑转矩变化小，故取K=1.5则： 根据表13.1选用LH3,公称转矩为630的弹性柱销联轴器 ，半联轴器的孔径为40mm。半联轴器与毂孔的长度为L=112mm5、确定轴承选用深沟球轴承62

21、10，能承受径向力。其参数6、轴的结构设计，拟定轴上零件的装配方案从右到左： 1） 、第一段用于安装深沟球深沟球轴承6210和挡油盘及套筒。直径为50mm，长度为43mm，用套筒将齿轮固定。2） 、第二段用于安装低速级传动大齿轮, 直径为52mm，长度为73mm。3） 、第三段轴肩用于轴向固定齿轮, 直径为65mm，长度为8mm。4） 、第四段用于固定深沟球轴承，直径为58mm，长度为55mm。5） 、第五段用于装深沟球轴承和挡油盘，直径为50mm，长度为38mm。6）、第六段轴是伸出端，取直径为44mm，长度为50mm。8）、第一段轴用于安装联轴器，取直径为40mm，长度为112mm。7、载

22、荷分析已知=3640N计算得到，8、 绘制弯矩图，扭矩图，得到当量弯矩图9、按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面，即危险截面。危险截面是低速级大齿轮定位截面，轴径为r=52。从当量弯矩图中已知 前已选定轴的材料为45钢，调制处理，查表15-1得。因此，轴安全。6 轴承的校核计算二、轴承的校核和计算在设计中，选用深沟球轴承，直径根据所配合的轴的轴径选择恰当的直径系列。 根据表12.1深沟球轴承（GB/T276-1994摘录）查得轴承参数：型号D/mmD/mmB/mm/mm/KN62063062163619.562105092205735.1已知：对I轴：

23、左边轴承受力最大，将其带入公式内，得到，合格对II轴：左边轴承受力最大，带入公式，得，合格对III轴：左边轴承受力最大，带入公式，得，合格7 键联接的选择和校核一、I轴键校核： 查表11.3已知II轴带处选择的键规格为：公称尺寸bh=66，工作长度，已知选择。键连接的挤压强度条件为：所以键满足强度条件。二、 II轴键校核：1、校核低速级小齿轮处链接键：查表11.3已知该键规格为：公称尺寸bh=108，工作长度，已知键连接的挤压强度条件为：键满足强度条件。2、校核高速级大齿轮处链接键：查表11.3已知该键规格为：公称尺寸bh=108，工作长度，已知键连接的挤压强度条件为：所以键满足强度条件。三、

24、 III轴键校核：1、校核低速级大齿轮处链接键：查表11.3已知该键规格为：公称尺寸bh=1610，工作长度，已知键连接的挤压强度条件为：键满足强度条件。2、校核联轴器处的链接键：查表11.3已知该键规格为：公称尺寸bh=128，工作长度，已知键连接的挤压强度条件为：所以键满足强度条件。选用普通平键，材料为钢制。工作功用 型号（平键）安装处直径（mm）工作长度（mm）传递的转矩(N.m)挤压应力(Mpa)许用挤压应力带轮66204440.1930.45110齿轮a1083860134.6829.54110齿轮b1083839134.6859.07110齿轮c16105247322.0452.7

25、1110联轴器1284088322.0445.741108 箱体结构的设计 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8，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

26、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。油面指标装置的种类很多，有油面尺（杆式油标）、圆形油标、长行油标和管状油标等。各种油标的结构和尺寸见机械设计课

27、程设计第156页表4.8-74.8-9。在此我们选择型号是M16的油尺。安装为45度倾斜角来测量箱体内油面高度。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 定位销： 定位销是标准件，定位销成对使用而且距离尽量远些以提高定位精度，为避免箱盖装反。两定位销的未知应明显不对成。选用圆柱定位销，其长度应稍大于上下凸缘的总厚度，并使两头露出便于安装和拆卸。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

28、各安装一个定位销，以提高定位精度。G 吊钩： 吊钩和吊耳是吊电机作用的结构。当减速器质量减少时，允许用箱盖的吊耳来调动整个减速器，当减速 器质量较大时，箱盖上的吊耳值允许调动箱盖，用箱座上的吊钩来调动下箱座或整个减速器。 吊钩在开始起重时可能受到冲击，为了避免冲击折断，吊钩的材料应具有较大的韧性，常用20、16Mn、20Mn制造。吊耳的结构简图如下： 5.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8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M20轴承旁联接螺栓直径M12机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M12轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）620

29、6 M66210 M8视孔盖螺钉直径=（0.30.4）M6定位销直径=（0.70.8）8，至外机壁距离查机械课程设计指导书表4261816，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表42616外机壁至轴承座端面距离=+（812）50大齿轮顶圆与内机壁距离1.218齿轮端面与内机壁距离10机盖，机座肋厚 m=12 =12轴承端盖外径+（55.5）6206 92mm6210 130mm6. 润滑密封设计 对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度.油的深度为H+ H=30 =34所以H+=30+3

30、4=64其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为，密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，国150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。7.选择联轴器1.类型选择.为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器.2.载荷计算.公称转矩：T=95509550查课本,选取所以转矩 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查表13.1选取LH3型弹性套柱销联轴器其公称转矩为630Nm9 设计小结课程设计是机械设计当中的非常重要的一环，通过这次课程设计，从中收获良多。这次课程设计目的是设计一个两级

31、圆柱齿轮减速器，由于理论知识的不足，再加上平时没有什么设计经验，一开始的时候有些手忙脚乱，不知从何入手。在老师的谆谆教导，和同学们的热情帮助下，使我找到了信心。课程设计当中的每一天都过得很充实，一个数据选择错误了，要得从头计算，画图的时候，同学们更是熄灯以后很久才睡觉。老师说，设计所需的数据都在手册上，要认真，细心。 完成了这次设计，从中我得到了更多关于机械设计这门课程的知识，做到了学以致用。设计过程中，一个人的耐心和细心是不可缺少的，和同学的相互讨论，相互帮助更是不能缺少的，通过这次课程设计，我认识到这不仅是对所学的知识总结与应用，还是对自己耐心和认真的检验。 参考资料1.机械设计第八版 蒲良贵主编 高等教育出版社2.机械原理第七版 孙恒主编 高等教育出版社3.机械设计课程设计指导书 宋宝玉主编 高等教育出版社4.机械设计课程设计巩云鹏主编 东北大学出版社5.机械设计手册新版3 机械工业出版社6.材料力学I 第四版 刘鸿文 高等教育出版社