二級減速器設計說明書

1、機械設計課程設計設計題目：帶式輸送機傳動裝置的設計內裝：1、設計計算說明書一份2 、減速器裝配圖一張3 、軸零件圖一張4 、齒輪零件圖一張目錄課程設計任務書設計要求設計步驟1. 傳動裝置總體設計方案2. 電動機的選擇3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4. 計算傳動裝置的運動和動力參數5. 設計V帶和帶輪6. 齒輪的設計7. 滾動軸承和傳動軸的設計8. 鍵聯接設計9. 箱體結構的設計10. 潤滑密封設計11. 聯軸器設計設計小結隹五參考資料傳動傳動裝置總體設計方案裝課程設計題目：體設設計帶式運輸機傳動裝置（簡圖如下）1 一V帶傳動2運輸帶3單級斜齒圓柱齒輪減速器案4聯軸髓一一電動桃一一卷也

2、知條件有粉塵。1）工作條件：三班制，連續(xù)單向運轉，載荷較平穩(wěn)，室內工作,2）使用期限：10年，大修期3年。3） 生產批10臺4）生產條件：中等規(guī)模機械廠，可加工7-8級精度的齒輪。5）動力來源：電力，三相交流（220/380V）設計要求1 .減速器裝配圖一張。2 .繪制軸、齒輪零件圖各一張。3 .設計說明書一份。、其設計步驟攻計本組設計數據：步運輸帶工作拉力F/N2200。驟運輸帶工作速度v/（m/s）1八2卷筒宜徑D/mm2401）外傳動機構為V帶傳動。2) 減速器為單級斜齒圓柱齒輪減速器。3）該方案的優(yōu)缺點：該工作機有輕微振動，由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且

3、該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的結構，并且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。減速器部分為單級斜齒圓柱齒輪減速器，這是單級圓柱齒輪中應用較廣泛的一種。原動機部分為丫系列一相交流異步電動機?？傮w來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率圖。電動機的選擇電動機的選擇1）選擇電動機的類型按工作要求和工作條件選用丫系列三相籠型異步電動機，全封閉自扇冷式結構，額定電壓380乂2）選擇電動機的容M工作機的右效功率為從電動機到工作機傳送帶間的總效率為由機械設計課程設計手冊表17可知：1:V帶傳動效率0.962:滾動軸承效

4、率0.99（球軸承）3 :齒輪傳動效率0.97（8級精度一般齒輪傳動）4 :聯軸器傳動效率0.99（彈性聯軸器）5 :卷筒傳動效率0.96所以電動機所需工作功率為3）確定電動機轉速按表132推薦的傳動比合埋范圍，單級圓柱齒輪減速器傳動比i620而工作機卷筒軸的轉速為所以電動機轉速的可選范圍為ndinw(525.48?1751.6)rmin電動機型號額定功率/kw滿載轉速/(r/minY100L2-43)14302.22.3符合這一范圍的同步轉速有、1000rmin和1500兩種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質量及價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為1500rmin的電動機。

5、算根據電動機類型、容量和轉速，由機械設計傳課程設計手冊表121選定電動機型號為Y100L2-4動裝計算傳動裝置的總傳動比i并分配傳動比置(1) .總傳動比i為i(2) .分配傳動比iii考慮潤滑條件等因素，初定的4.計算傳動裝置的運動和動力參數總傳1).各軸的轉速動I軸nnm1430rmin比II車由nn357.5r/minIII軸87.2r/min分配傳動比卷筒軸nwn87.2min2),各軸的輸入功率I軸PPd2.81kwII軸PP122.67kwIII軸PP322.56kw卷筒軸P卷P422.51kw3),各軸的輸入轉矩電動機軸的輸出轉矩Td為I軸TTd1,88104NmmII軸TTi2

6、i7.15104NmmIII軸TT32i2.82105Nmm軸名功率轉矩轉速比效率I軸2.81143040.95II軸2.67357.54.10.96iii軸2.5687.210.98卷筒軸2.5187.2將上述計算結果匯總與上表，以備查用。設計V帶和電動機輸出功率Pd2.81kw,轉速n1nm1430八min,帶傳動傳動比i=4,每天工作16小選用A型帶選?。簳r。1) .確定計算功率Pea由機械設計表4.6查得工作情況系數KARaKAPd3.37kw2) .選才tV帶類型根據Pea，門1，由機械設計圖4.11可知，選用A型帶3) .確定帶輪的基準直徑dd1并驗算帶速(1) .初選小帶輪基準直

7、徑dd1由機械設計表4.4，選取小帶輪基準直徑dd190mm,dd1而一八-H100mm,其中h為電動機機軸高度，滿足安裝要求。(2) .驗算帶速V因為5msv25ms，故帶速合適。(3) .計算大帶輪的基準直徑根據機械設計表4.4，選取dd2355mm，貝M專動比1 業(yè)3.9dd1，從動輪轉速n2ini366.7rmin4) .確定V帶的中心距a和基準長度Ld(1) .由式0.7(dd！dd2)a。2(dqdd?)得312 a 。 890 ，取 a750mm(2) .計算帶所需的基準長度Ld由機械設計表4.2選取V帶基準長度Ld2240mm(3) .計算實際中心距a5) .驗算小帶輪上的包角

8、16) .計算帶的根數Z(1) 計算單根V帶的額定功率Pr由ddi90mm和ni1430r/min,查機械設計表4.5得R1.05kw根據n11430r/min,i3.9和a型帶，查機械設計表4.7得Fq0.17kw查機械設計表4.8得K0.95,查表4.2得Kl1.06,于是(2)計算V帶的根數Z2 74取3根。Fca3.37zPr1.237) .計算單根V帶的初拉力的最小值(Fo)min由機械設計表4.1得A型帶的單位長度質Mq0.1kg/m,所以應使帶的實際初拉力Fq(Fo)min。8) .計算壓軸力Fp壓軸力的最小值為9) .帶輪的結構設計小帶輪采用實心式，大帶輪為輻條式，取單根帶寬為

9、13mm取帶輪寬為35mm齒輪1）選JE齒輪類型、精度等級、材料、齒數并初選螺旋角B8級精度大小齒輪材料均為45鋼的(1)按簡圖所示的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動設(2)運輸機(調質)為一般工作機器，載荷較平穩(wěn)，速度不高,計故選用8級精度。(3)材料選擇。由機械設計表6.1大小齒輪都選用45鋼調質處理，齒面硬度分別為220HBS,260HBSA者材料硬度差為40HBS選小齒輪齒數Zi24，則大齒輪齒數Z2iZi98(5)初選螺旋角B=132) 初步設計齒輪主要尺寸(1) 設計準則：先由齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。(2) 按齒面接觸疲勞強度設計。確定式中各項數值：因載荷較平

10、穩(wěn)，初選Kt=1.5由機械設計表6.5，取d1由機械設計表6.3查得材料的彈性影響系數ZE189.8MPa由機械設計圖6.19，查得ZH2.44一般取Z=0.75?0.88，因齒數較少，所以取z0.8Ni60n2jLhi2(6-12)60357.511630088.24108N4.12.01108NHlim2由圖6。6查得，Khni按齒面硬度查圖6.8得560MPa1.08,Khn21.15Hm600MPa取SHmin1;取H(648644)/2646MPa設計齒輪參2Ktu1ZeZhZZ2it3tF-tL1.5 71300 4.1 114.12.44 189.8 0.8 0.99646)2m

11、m44.1mm修正d1t:由表6.2查得,Ka1.00由圖6.10查得)Kv1.031.2由圖6.13查得)K1.05一般斜齒圓柱齒輪傳動取，K11.4,此處K貝UKKaKvKK1.001.031.051.21.30選取第一系列標準模數mn2mm3)齒輪主要幾何尺寸：圓整中心距)取a1126mm貝Darccosarccos14.482a 12126計算分度圓直徑和齒寬4) 校核齒根彎曲疲勞強度(1) .確定公式內的各計算數值由機械設計第127頁，取Y=0.7,Y0.88由機械設計圖6.9查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限Fm240MPa；大齒輪的彎曲強度極限Flim2220MPa由機械設計圖6.7取

12、彎曲疲勞壽命系數KFNi0.90)KFN20.94；計算彎曲疲勞許用應力；取彎曲疲勞安全系數S=1.4,應力修正系數Y=2,有計算載荷系數K;查取齒形系數；由機械設計表6.4查得YFai2.60；YFa22.19查取應力校正系數；由機械設計表6.4查得Ysai1.595；Ysa21.80(2) .校核計算齒根彎曲疲勞強度足夠。由于齒輪的模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪宜徑(即模數與齒數的乘積)有關，可取由彎曲強度算得的模數1.71并就近圓整為標準值m2mm，按接觸強度算得的分度圓宜徑，算出小齒輪齒數大齒輪齒數，取Z2103。這樣設計出

13、的齒輪傳動，既滿足了齒面接丹疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。(5) .結構設計及繪制齒輪零件圖160mm而又小首先考慮大齒輪，因齒輪齒頂圓宜徑大于于500mm故以選用腹板式結構為宜。繪制大齒輪零件圖如下。其次考慮小齒輪，由于小齒輪齒頂圓宜徑較小，若米用齒輪結構，不宜與軸進行安裝，故采用齒輪軸結構，其零件圖見滾動軸承和傳動軸的設計部分。（一）.軸的設計I.輸出軸上的功率P、轉速n和轉矩T由上可知P2.56kw,n87.2rmin,2.82105Nmmn.求作用在齒輪上的力因已知低速大齒輪的分度圓宜徑2T而Ft2737.86N川.初步確定軸的最小宜徑材料為45鋼，調質

14、處理。根據機械設計表11.3,取C110,于是:PdminC3-33.93mm,由于鍵槽的影響，故1 Vndmin1.05dmin35.63mm輸出軸的最小宜徑顯然是安裝聯軸器處軸的宜徑d。為了使所選的軸宜徑d與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。聯軸器的計算轉矩TeaKAT?查機械設計表10.1,取Ka1.5,則：按照計算轉矩Tca應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查手冊，選用LX3型彈性套柱銷聯軸器，具公稱轉矩為1250000Nmm。半聯軸器的孔徑d38mm,故取半聯軸器長度L82mm,半聯軸器與軸配合的轂孔I 60mm構設計而定)。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋

15、的外端面與半聯軸器右端面間的距離130mm,故lnm40mm。5),取齒輪距箱體內壁的距離a12mm,考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s,取s10mm,已知滾動軸承寬度T16mm,大齒輪輪轂長度L55mm,貝U至此，已初步確定了軸的各段和長度。(2),軸上零件的周向定位齒輪、半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按dwv由機械設計課程設計手冊表4-1查得平鍵截面bh14mm9mm,鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為45mm,同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配額為H7;同樣，半聯軸器與軸的連接，選用平鍵為n6H712mm8mm50mm,半聯軸器與

16、軸的配合為。滾動軸承與k6軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的宜徑尺寸公差為m6。(3),確定軸上圓角和倒角尺寸參考機械設計表11.4,取軸端倒角為245。V,求軸上的載何首先根據軸的結構圖做出軸的計算簡圖。作為簡支梁的軸的支撐跨距L2L344.6mm44.6mm89.2mm。根據軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面,現將11算處的截面C處的Mh、Mv及M的值列如下:載荷水平面H垂宜面支反力F彎矩M總彎矩M,85127Nmm,M262535Nmm扭矩Tw.按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截

17、面(即危險截面C)的強度。根據上表數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取0.6,軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由機械設計表II .2查得i60MPa因此cal,故安全。VD.精確校核軸的疲勞強度(1) .判斷危險截面截面A,n，川,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小宜徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以截面A,n，川,B均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面W和V處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應力最大。截面V的應力集中的影響和截面W的相近，但截面V不受扭矩作用，同

18、時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面C上最然應力最大，但應力集中不大(過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端)，而且這里軸的宜徑最大，故截面C也不必校核。截面切顯然更不必校核。截面W為危險截面，截面W的左右兩側均需校核。(2) .截面W左側抗彎截面系數Wo.1d30.14539112.5mm3抗扭截面系數W0.2d30.245318225mm3截面W左側的彎矩44.62635501Nmm44.6截面W上的扭矩T:T282000NmmMbW3.9MPa截面上的彎曲應力:T15.47MP面上的扭轉切應力：TWta彎曲正應力為對稱循環(huán)彎應力,扭轉切應力為脈沖循環(huán)應變力，m15.47/27.74MPaa

19、b3.9MPa,am7.74MPa軸的材料為45鋼，調質處理，由機械設計表11.2 得b 640MPa ,i 275MPa ,1 155MPa 。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及按機械設計附表1.6查取。因r2.00.04 , D481.07 ,可45由機械設計查圖2.9 ,0.75 ;由附圖3-3的扭轉尺寸d45查得1.92 ,1.30又由機械設計圖2.8并經插值可得軸的材料的敏性系數為q0.82,q0.85故有效應力集中系數為軸未經表面強化處理，即q1,則綜合系數為已知碳鋼的特性系數0.10.2，取0.10.050.1，取0.05于是，計算安全系數Sea值，則故可知其安全。.截面W

20、右側抗彎截面系數：抗扭截面系數：截面W右側的彎矩MW 0.1d 30.1 48 311059.2mWt 0.2d0.1 4826 :M M 144.644.63 m322118.4mm35501 N mm截面W上的扭矩T:T282000Nmm截面上的彎曲應力:b M 3.2MPa W截面上的扭轉切應力：t-T-12.75MPaWt彎曲正應力為對稱循環(huán)彎應力,m0,扭轉切應力為脈沖循環(huán)應變力，m12.75/26.375MPab3.2MPa,am6.375MPakkk過盈配合處的，由機械設計附表1.4，取0.8，用插值法得0.92軸按磨削加工，由B640MPa查圖2.12，故得綜合系數為所以軸在截

21、面W右側的安全系數為故該軸在截面W右側的強度也是足夠的。Vffl.繪制軸的工作圖，如下：(二).齒輪軸的設計I.輸出軸上的功率P、轉速n和轉矩T由上可知P2.67kw，n357.5rminT7.15104Nmmn.求作用在齒輪上的力因已知低速小齒輪的分度圓直徑2T而Ft2774NdiFa716.4nin.初步確定軸的最小宜徑材料為45鋼，調質處理。根據機械設計表15-3，取C=12Q于是dm”C3；n23-46mm，由于鍵槽的影響，故dmin1.05dmin24.6mm輸出軸的最小宜徑顯然是安裝帶輪處的宜徑din,取din25mm，根據帶輪結構和尺寸，取hn35mm。IV.齒輪軸的結構設計(1

22、) .根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1) .為了滿足帶輪的軸向定位要求，i-n段右端需制出一軸肩，故取n-n段的直徑dnn30mm；2) .初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用深溝球軸承。按照工作要求并根據dnn30mm，查手冊表6-1選取軸承代號為7007AC的角接觸球軸承，其尺寸為dDB35mm62mm14mm,故dnvd町35mm;而l刑皿32mm。3) .由小齒輪尺寸可知，齒輪處的軸端V-W的宜徑dv刑53.55mm,山刑60mm。軸肩圖度h0.07d,故取h3mm,則軸環(huán)處的宜徑d即vd可皿42mm。軸環(huán)寬度b1.4h,取1iyvl刑町6mm。4)

23、.軸承端蓋的總寬度為15mm(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定)。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯軸器右端面間的距離130mm,故1皿45mm。5) .取齒輪距箱體內壁的距離a12mm,考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離s,取s6mm,已知滾動軸承寬度T14mm,，貝U至此，已初步確定了軸的各段和長度。(2) .軸上零件的周向定位帶輪與軸的周向定位均米用平鍵連接。按di由機械設計課程設計手冊表4-1查得平鍵截面bh8mm7mm,鍵槽用鍵槽銃刀加工，長為28mm。滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的宜徑尺寸公差為

24、m6。(3) .確定軸上圓角和倒角尺寸參考機械設計表11.4,取軸端圓角245。(三).滾動軸承的校核軸承的預計專命Lh88236546720h1 .計算輸出軸承(1) .已知n87.2r/min,兩軸承的徑向反力Fr1FR2513.2N由選定的角接觸球軸承7009AC軸承內部的軸向力Fs0.63Fr(2) .由輸出軸的計算可知Fa707N因為FsiFa323.3N707N1030.3NF$2,故軸承u被“壓緊”，軸承i被“放松”，得：Fa2FsiFa323.3N707N1030.3N？Fai/Fri0.63,FA2；FR22.01,查手冊可得e0.68由于Fai./Frie，故Xi1丫i0;

25、Fa2/Fr2e,故X20.41,Y20.87.計算當M載荷R、P2由機械設計表8.7,取fp1.5,貝u(5).軸承專命計算由于RP2,取P829.5N,查表8.8取ft1,角接觸球軸承，取3,查手冊得7009AC型角接觸球軸承的Cr25.8KN,貝u故滿足預期專命。鍵 聯 接設計I.帶輪與輸入軸間鍵的選擇軸徑d25mm,輪轂長度L35mm,查手冊，選A型平鍵，其尺寸為b8mm,h7mm,L28mm(GB/T1095-2003)n輸出軸與齒輪間鍵的選擇軸徑d48mm,輪轂長度L45mm,查手冊，選A型平鍵，其尺寸為b14mm,h9mm,L45mm(GB/T1095-2003)m.輸出軸與聯軸

26、器間鍵的選擇軸徑d38mm,輪轂長度L50mm,查手冊，選A型平鍵，其尺寸為b12mm；h8mm,L50mm(GB/T1095-2003)箱 體 結 構 的 設 計減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質M,大端蓋分機體采用H7配合.is61.機體有足夠的剛度在機體為加月力，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2.考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s,故采用浸油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂到油池底面的距離H大于40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創(chuàng)，具表面粗糙度為6.33.機體結構有良好的工藝性

27、.鑄件壁厚為8mm,圓角半徑為R=5。機體外型簡單，拔模方便.4.對附件設計A視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M8緊固B油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。C油標：油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出D通氣孔：由于減速器運轉時，

28、機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡.E位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度？F吊鉤：在機蓋上宜接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體.減速器機體結構尺寸如下：名稱符號計算公式結果箱座壁厚10箱蓋壁厚8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度15箱座底凸緣厚度25地腳螺釘直徑M1地腳螺釘數目查手冊4*1也承旁聯接螺通徑M12機蓋與機座聯接螺栓宜徑d2=(0.50.6)dfM8軸承端蓋螺釘宜徑d3=(0.40.5)dfM8視孔蓋螺釘直徑d4=(0.30.4)dfM5定位銷宜徑d=(0.70.8)d26df,di,d2至外機壁距離查機械設計課程設計手冊表11-21618dAdf,d2至凸緣邊緣距離查機械課程設計手冊表11-2142216外機壁至軸承座端面距離11=C1+C2+(812)481齒輪頂圓與、機壁距離11.210年輪端面與內211機座助厚軸承端蓋外徑D2D+(55.5)115d3對于單級