二级减速器规划说明书doc.docx
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二级减速器规划说明书doc
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
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
精心整理
传传动装置总体设计方案
动课程设计题目：
设计带式运输机传动装置（简图如下）
装
置
总
体
设
1——V带传动
计
2——运输带3——单级斜齿圆柱齿轮减速器
方4——联轴器5——电动机6——卷筒
案已知条件
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。
设设计步骤
计本组设计数据：
步运输带工作拉力F/N2200。
骤运输带工作速度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，
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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。
电电动机的选择
动1）选择电动机的类型
机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
的封闭自扇冷式结构，额定电压380V。
选2）选择电动机的容量
择
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1—7可知：
1：
V带传动效率0.962：
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13—2推荐的传动比合理范围，单级圆柱齿轮减速
器传动比i'
6~20
而工作机卷筒轴的转速为
电动机额定功率满载转
型号/kw速
/（r/min
）
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Y100L2-4314302.22.3
所以电动机转速的可选范围为
ndi'nw（525.48~1751.6）rmin
符合这一范围的同步转速有、1000rmin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1500rmin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12—1选定电动机型号为Y100L2-4。
计
计算传动装置的总传动比i
并分配传动比
算
nm
传
（1）.总传动比i为i
nw
动
（2）.分配传动比i
ii
装
置
考虑润滑条件等因素，初定
的4.计算传动装置的运动和动力参数
总
1）.各轴的转速
传
动
I轴nnm
1430r
min
比
n
357.5r
min
i
II
轴n
i
并
n
III
轴n
87.2r
min
分
i
配
卷筒轴nw
n
87.2rmin
传
2）.各轴的输入功率
动
I轴PPd2.81kw
比
II轴PP122.67kw
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III轴P
P
3
2
2.56kw
卷筒轴P卷
P
42
2.51kw
3）.各轴的输入转矩
电动机轴的输出转矩Td为
I轴T
Td
1.88
104N
mm
II轴T
T1
2i
7.15
104N
mm
III轴T
T
3
2i
2.82
105N
mm
卷筒轴T卷
T
4
2
2.76
105N
mm
轴名
功率
转矩
转速
传
动
效率
比
I轴
2.81
1430
4
0.95
II
轴
2.67
357.5
4.1
0.96
III
2.56
87.2
轴
1
0.98
卷筒
2.51
87.2
轴
将上述计算结果汇总与上表，以备查用。
设
电
动
机
输
出功
率Pd
2.81kw
，转
速
选用A型带
计
选取：
V
n1
nm
1430rmin，带传动传动比i=4，每天工作16小
带
和时。
带
轮1）.确定计算功率Pca
由《机械设计》表
4.6查得工作情况系数
KA
1.2
，故
Pca
KAPd
3.37kw
2）.
选择
V带类型
根据Pca，n1，由《机械设计》图4.11可知，选用A型带
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3）.确定带轮的基准直径dd1并验算带速
（1）.初选小带轮基准直径dd1
由《机械设计》表
4.4，选取小带轮基准直径dd1
90mm，
而
dd1
H100mm，其中H为电动机机轴高度，满足安
2
装要求。
（2）.验算带速v
因为5msv25ms，故带速合适。
（3）.计算大带轮的基准直径
根据《机械设计》表
4.4，选取dd2
355mm，则传动比
i
dd2
3.9，
dd1
n1
366.7rmin
从动轮转速n2
i
4）.确定V带的中心距a和基准长度Ld
（1）.由式0.7（dd1
dd2）a02（dd1
dd2）得
312a0890，取a0750mm
（2）.计算带所需的基准长度Ld
由《机械设计》表4.2选取V带基准长度Ld2240mm
（3）.计算实际中心距a
5）.验算小带轮上的包角1
6）.计算带的根数z
（1）计算单根V带的额定功率Pr
由dd
1
90mm和n
1430rmin，查《机械设计》表4.5
1
得P01.05kw
根据n11430rmin，i3.9和A型带，查《机械设计》
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表4.7得P00.17kw
查《机械设计》表4.8得K0.95，查表4.2得KL1.06，
于是
（2）计算V带的根数z
Pca
3.37
z
2.74取3根。
Pr
1.23
7）.计算单根V带的初拉力的最小值（F0）min
由《机械设计》表4.1得A型带的单位长度质量q
0.1kgm，
所以
应使带的实际初拉力F0（F0）min。
8）.计算压轴力Fp
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1）选定齿轮类型、精度等级、材料、齿数并初选螺旋轮角β
的
（1）按简图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。
8级精度
大小齿轮
材料均为
45钢
（调质）
设
（2）运输机为一般工作机器，载荷较平稳，速度不高，计故选用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z124，则大齿轮齿数z2iz198
（5）初选螺旋角β=13°
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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Kt=1.5
由《机械设计》表
6.5，取d1
由《机械设计》表6.3查得材料的弹性影响系数
zE
189.8
MPa
由《机械设计》图
6.19，查得zH
2.44
一般取Zε=0.75～0.88，因齿数较少，所以取z
0.8
由
式
（
6-12
）
，
N1
60n2jLh
60
357.5
1
16
300
88.24108N
N2
N1
8.24
108
2.01
10
8
N
i2
4.1
由图6。
6查得，KHN1
1.08,KHN2
1.15
按齿面硬度查图
6.8
得
Hlim1600MPa
，
Hlim2
560MPa，
取SHmin
1；
取[
]H
（648644）/2
646MPa设计齿轮参数
d1t
2KtT1
u1ZEZH
ZZ
）
2
3
（
u
[
]H
d
3
2
1.5
71300
4.1
1
2.44
189.8
0.8
0.99
2
mm44.1mm
1
（
646
）
4.1
修正d1t：
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由表6.2查得，KA1.00
由图6.10查得，
由图6.13查得，
Kv1.03
K1.05
一般斜齿圆柱齿轮传动取，
K
1~1.4，此处K1.2
则K
KAKVKK
1.001.03
1.05
1.21.30
选取第一系列标准模数mn
2mm
3）齿轮主要几何尺寸：
圆整中心距，取a1
126mm
则
mn（z1
z2）
2（2498）
arccos
arccos
14.48
2a1
2
126
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，Y0.88
由《机械设计》图6.9查得小齿轮的弯曲疲劳强度
极限
Flim1240MPa；大齿轮的弯曲强度极限
Flim2
220MPa；
由《机械设计》图6.7
取弯曲疲劳寿命系数
KFN1
0.90，KFN20.94；
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YFa12.60；YFa22.19
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查取应力校正系数；
由《机械设计》表6.4查得YSa11.595；YSa21.80
（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m2mm，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z2103。
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
（一）.轴的设计
动
轴
Ⅰ.输出轴上的功率P
、转速n
和转矩T
承
P
2.56kw
，n
87.2rmin，
和
由
上
可知
传
105N
动
T
2.82
mm
轴
Ⅱ.求作用在齿轮上的力
的
设
因已知低速大齿轮的分度圆直径
计
2T
而Ft
2737.86N
d2
Ⅲ.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C
110，
于是
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dmin'
C3
P
33.93mm，由于键槽的影响，故
n
dmin1.05dmin'35.63mm
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d。
为了使
所选的轴直径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TcaKAT，查《机械设计》表10.1，取
KA1.5，则：
按照计算转矩Tca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1250000Nmm。
半联
轴器的孔径
d
38mm，故取半联轴器长度
L
82mm，半联轴
器
与
轴
配
合
的
毂
孔
L60mm
Ⅳ.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，Ⅰ-Ⅱ段右端需制出一轴
肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径dⅡⅢ42mm；左端用轴端挡圈定位。
半联轴器与轴配合的毂孔长度L60mm，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Ⅰ-Ⅱ段的长度应比L
小2~3mm，现取lⅠⅡ58mm
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dⅡⅢ42mm，查手册
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表6-1
选取轴承代号为
7009AC的角接触球轴承，其尺寸为
dD
B45mm75mm
16mm，故dⅢⅣ
dⅥⅦ
45mm；
而lⅥⅦ
30mm。
3）.取安装齿轮处的轴端Ⅳ-Ⅴ的直径dⅣⅤ
48mm；齿轮的左端
与左轴承之间采用套筒定位。
已知齿轮轮毂的跨度为
55mm，为
了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取
lⅣⅤ
53mm。
齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度
h0.07d，
故取h
4mm，则轴环处的直径dⅤⅥ56mm。
轴环宽度
b1.4h，取lⅤⅥ10mm。
4）.轴承端盖的总宽度为10mm（由减速器及轴承端盖的结构设
计而定）。
根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，
取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离
l
30mm
，故
lⅡⅢ
40mm。
5）.
取齿轮距箱体内壁的距离
a12mm，考虑到箱体的铸造误
差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离
s，取
s10mm
，已知滚动轴承宽度
T16mm
，大齿轮轮毂长度
L55mm，则
至此，已初步确定了轴的各段和长度。
（2）.轴上零件的周向定位
齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。
按dⅣⅤ由《机
械设计课程设计手册》表4-1查得平键截面bh14mm9mm，
键槽用键槽铣刀加工，长为45mm，同时为了保证齿轮与轴配合
有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配额为H7；同样，半
n6
联轴器与轴的连接，选用平键为12mm8mm50mm，半联轴器
与轴的配合为H7。
滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保
k6
证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
（3）.确定轴上圆角和倒角尺寸
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参考《机械设计》表11.4，取轴端倒角为245。
Ⅴ.求轴上的载荷
首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。
作为简支梁的轴的
支撑跨距L2L344.6mm44.6mm89.2mm。
根据轴的计算
简图做出轴的弯矩图和扭矩图。
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面
C是轴的
载荷
水平面H
垂直面V
支反力
F
弯矩M
总弯矩
M1
85127N
mm，
M2
62535Nmm
扭矩T
危险截面。
现将计算处的截面C处的MH、MV及M的值列如下：
Ⅵ.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C）的强度。
根据上表数据，以及轴单向旋转，扭
转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力
前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由《机械设计》表
11.2查得[1]60MPa
因此ca[1]，故安全。
Ⅶ.精确校核轴的疲劳强度
（1）.判断危险截面
截面A，Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配
合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直
径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均无需校
核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面Ⅳ和Ⅴ处过盈
配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应
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力最大。
截面Ⅴ的应力集中的影响和截面Ⅳ的相近，但截面Ⅴ不
受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。
截面C上最
然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中
均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。
截面Ⅵ显然更不必校核。
截面Ⅳ为危险截面，截面Ⅳ的左右两侧均需校核。
（2）.截面Ⅳ左侧
抗弯截面系数W
3
0.1
3
3
0.1d
45
9112.5mm
抗扭截面系数WT
0.2d3
0.2
453
18225mm3
截面Ⅳ左侧的弯矩M：
M
M
44.6
26
mm
1
35501N
44.6
截面Ⅳ上的扭矩T：
T
282000N
mm
截面上的弯曲应力：
b
M
3.9
MPa
W
截面上的扭转切应力：
T
T
15.47
MPa
WT
弯曲正应力为对称循环弯应力，
m
0
，扭转切应力为脉冲循环
应变力，m15.47/2
7.74MPa
a
b3.9MPa,
a
m
7.74MPa
轴的材料为45
钢，调质处理，由《机械设计》表
11.2得
B
640MPa，
1
275MPa，
1
155MPa。
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