带式输送机传动装置二级斜齿圆柱齿轮减速器设计1.docx
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带式输送机传动装置二级斜齿圆柱齿轮减速器设计1
目录
1前言-1-
2设计任务书-2-
3传动方案的分析和拟定（附传动方案简图）-3-
4电动机的选择-4-
5传动装置运动和动力参数计算-5-
6传动零件设计计算-6-
7轴的设计计算-9-
8滚动轴承的选择与计算-13-
9联轴器的选择-14-
10键连接的选择与计算-15-
11润滑方式、润滑剂牌号及密封装置的选择-16-
12其他技术说明-17-
13结束语-18-
设计小结：
-18-
1前言
本学期学了机械设计基础，稍微接触了一些基本理论，“纸上学来终觉浅，要知此事需躬行”，唯有把理论运用到实践才能真正的了解到自己对机械设计知识方面的掌握情况，正因为如此，学校安排了为期两周的机械设计课程设计，内容为“二级齿轮减速器的设计”。
2设计任务书
机械设计基础课程设计任务书
专业工业工程班级工程061设计者杨悦帆学号201061130
设计题目：
带式输送机传动装置二级斜齿圆柱齿轮减速器设计
设计带式输送机传动系统。
采用两级圆柱齿轮减速器的传动系统参考方案（见图）。
带式输送机由电动机驱动。
电动机1通过联轴器2将动力传入良机圆柱齿轮减速器3，在通过联轴器4，将动力传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。
原始数据：
输送带有效拉力F=3600N
输送机滚筒转速n=60r/min（允许误差±5%）
输送机滚筒直径D=360mm
减速器设计寿命为10年（250天/年）。
工作条件：
两班制（15h/天），常温下连续工作；空载起动，工作载荷平稳，单向运转；三相交流电源，电压为380/220伏。
设计任务：
1、减速器装配图1张（0号或1号图纸）；
2、零件图2张（低速轴及上面大齿轮，3号或号图纸）
3、设计计算说明书一份
设计期限：
2008年6月23日至2008年7月4日
颁发日期：
2008年6月23日
3传动方案的分析和拟定（附传动方案简图）
题目要求设计带式输送机传动装置，二级斜齿圆柱齿轮减速器，为了提高高速轴的刚度，应是齿轮远离输入端，为了便于浸油润滑，轴需水平排放，任务书中给出的参考方案可以采用。
方案简图如下:
输出端
输入端
4电动机的选择
1）工作机所需功率Pw
Pw=m/sV=m/s
代入数据得v=1.13m/s。
2）电动机的输出功率Pd
Pd=ηα=η3轴承·η2齿轮·η2联轴器ηw=η轴承·η卷筒
查表可知η轴承=0.99η卷筒=0.96η齿轮=0.97η联轴器=0.992
带入数据得ηα=0.898ηw=0.951Pd=4.768kw
nd=ia·n=（8～25）n=480～1500r/min
查《机械工程及自动化简明设计手册（上册）》p30:
选电动机型号为Y132s-4，满载转矩为1440r/min,Pe=5.5kw。
3）分配速比
ia==1440/60=24
i1=1.3i2
ia=i1·i2=1.3i22
i2=代入数据得：
i2=4.2962取i2=4.3。
i1=ia/i2代入数据得i1=5.6。
5传动装置运动和动力参数计算
1）各轴转速的计算：
n1=ned=1440r/min，n2=n1/i1=1440/5.6=257r/min，n3=n2/i2=258/4.3=60r/min
2）各轴功率的计算：
p1=pd·η联轴器=5.50.992=5.456kw
p2=p1·η轴承·η齿轮=5.4560.990.97=5.239kw
p3=p2·η轴承·η齿轮=5.2390.990.97=5.031kw
p4=p3·η轴承·η联轴器=5.0310.990.992=4.941kw
3）各轴扭矩的计算
Td=9549=36.47N·m
T1=Td·η联轴器=36.470.992=36.18N·m
T2=T1·i1·η轴承·η齿轮代入数据得：
T2=194.56N·m
T3=T2·i2·η轴承·η齿轮代入数据得：
T3=803.39N·m
T卷筒=T3·η轴承·η联轴器代入数据得：
T卷筒=789N·m
6传动零件设计计算
1）齿轮的设计计算
选材：
查《机械设计基础》p222表11.8
因为一级齿轮为中速中载，所以选高速轴齿轮的材料为40Cr钢调质260HBS。
因为小齿轮要比大齿轮硬度高30～50HBS，所以中速轴大齿轮的材料为45钢调质230HBS。
因为中速轴的小齿轮为低速中载，所以选材为为45钢调质240HBS。
同样小齿轮要比大齿轮硬度高30～50HBS，所以低速轴大齿轮的材料为45钢正火210HBS。
查《机械设计基础》p251表11.21
因为是标准系列减速器中的齿轮，所以选各齿轮精度为7级。
因为各齿轮硬度小于350HBS,所以是闭合式软齿面，所以齿面点蚀是主要的失效形式。
齿数设计：
取高速轴齿轮齿数为z1=27，则中速轴大齿轮的齿数z2=i1·z1
z2=5.627=151.2，圆整z2=151
u，==151/27=5.59，ε==|5.6-5.59|/5.6=0.185
中速轴齿数z3=33，则z4=z3·i2=334.3=141.9圆整z4=142。
同理可计算ε5。
2）齿轮的强度设计与校核
查《机械设计基础》p250表11.19，因为齿轮是软齿面对称布置，所以取ψd=1。
初选螺旋角β=15。
。
查《机械设计基础》p227表11.11，因为齿轮材料是锻钢，所以取弹性系数ZE=189.8。
查《机械设计基础》p223图11.23，根据硬度，查取许用接触应力：
бHlim1=700Mpa，бHlim2=560Mpa，бHlim3=560Mpa，бHlim4=550Mpa。
查《机械设计基础》p224表11.9，因为是软齿面，所以取安全系数SH=1。
应力循环次数N的计算：
N1=60n·j·Lh=601440110250=3.24109
N2=N1/i1=3.24109/5.6=5.8108
N3=N2/i2=5.8108/4.3=1.3108
查《机械设计基础》p225图11.26，根据应力循环次数和材料以及热处理方式，查取接触疲劳寿命系数：
ZN1=1，ZN2=1，ZN3=1.1。
齿面接触疲劳许用应力[бH]：
[бH]=代入数据得:
[бH]1=700Mpa[бH]2=560Mpa
[бH]3=560Mpa[бH]4=605Mpa
1初算齿轮分度圆直径：
d，法面模数mn=·
查《机械设计基础》p226表11.10，因为原动机是电动机且所受载荷是均匀、轻微冲击，所以取载荷系数K=1.2。
代入数据得：
d，136.6mn1==1.32
查《机械设计基础》p201表11.3，取mn1=1.5。
d，370.03mn2==2.07
查《机械设计基础》p201表11.3，取mn2=2。
2精算齿轮分度圆直径：
d=
代入数据得：
d1=1.5=41.865mm
d2=1.5=234.135mm
d3=2=68.640mm
d4=2=295.360mm
③中心距a的计算：
a1==1.5（27+151）/2=138.2mm
取a1=138mm
β1=arc=14.672。
与15。
相差不大，不必重新计算。
同理可算出a2=181.2mm，取a2=182mm，β2=15.942。
与15。
相差不大，
不必重新计算。
3齿面宽b的计算：
b2=ψd·d1=141.865=41.865mm取b2=42，b1=b2+5=47mm
同理，b4=ψd·d3取b4=70mmb3=75mm。
⑤按齿根弯曲疲劳强度校核：
zv1==27/14.672。
=30
同理zv2=167，zv3=37，zv4=157
查《机械设计基础》p229表11.12，根据齿轮的齿数，查取标准外齿轮的齿形系数YF：
YF1=2.54,YF2=2.18,YF3=2.47,YF4=2.18
查《机械设计基础》p230表11.13，根据齿轮的齿数，查取标准外齿轮的应力修正系数YS：
YS1=1.63,YS2=1.80,YS3=1.65,YS4=1.80
查《机械设计基础》p224图11.24，根据齿轮的硬度，查取齿轮的弯曲疲劳极限бFlim：
бFlim1=240Mpa,бFlim2=210Mpa,бFlim3=210Mpa,бFlim4=200Mpa
查《机械设计基础》p224表11.9，因为齿轮是软齿面，所以查取安全系数SF=1.4。
查《机械设计基础》p225图11.25，根据齿轮的应力循环次数和热加工工艺，查取弯曲疲劳寿命系数YN：
YN2=1，YN2=1，YN3=1，YN4=1
计算齿根弯曲疲劳许用应力[бF]:
[бF]=
代入数据得：
[бF1]=184.6Mpa，[бF2]=161.5Mpa
[бF3]=161.5Mpa，[бF4]=153.8Mpa
⑥校核齿根弯曲疲劳应力：
бF=YFYS代入数据得：
бF1=97.3Mpa[бF1],бF2=99.3Mpa[бF2],бF3=149Mpa[бF2]
бF4=142Mpa[бF4]。
⑦检验齿轮圆周速率：
v1==3.2m/s17m/s,
v3==0.95m/sm/s满足7级精度要求。
da1=d1+2ha=41.865+21.5=44.865mm,
da2=d2+2ha=234.135+21.5=237.135mm，
da3=d3+2ha=68.640+22=72.640mm，
da4=d4+2ha=295.360+22=295.360mm，
df1=d1-2hf=41.865-21.5=38.865mm,
df2=d2-2hf=234.135-21.5=231.35mm，
df3=d3-2hf=68.640-22=64.640mm,
df4=d4-2hf=295.360-22=291.360mm。
综上所述，齿轮设计参数如下：
z1=27，d1=41.865mm，b1=47mm，da1=44.865mm，df1=38.865mm齿轮轴
z2=151，d2=234.135mm，b2=42，da2=237.135mm，df2=231.35mm腹板式
z3=33，d3=68.640mm,b3=75mm,da3=72.640mm,df3=64.640mm实体式
z4=142,d4=295.360mm，b4=71mm，da4=295.360mm，df4=291.360mm腹板式
mn1=1.5，mn2=2，β1=14.672。
，β2=15.942。
7轴的设计计算
1）轴的选材：
因为是一般用轴，所以选材料为45钢，调质。
查《机械设计基础》p333表16.1，查取бB=637Mpa。
查《机械设计基础》p342表16.3，因为材料是碳素钢，所以取许用弯曲应力[б-1b]=60Mpa。
查《机械设计基础》p341表16.2，因为是45钢，所以查取[τ]=30～40Mpa，C=118～107。
2）高速轴的设计：
按纯扭转强度估算轴径（最小轴径）：
d
d1C=（107～118）mm=16.7～18.4mm
考虑到轴的最小处要安装联轴器，增大3%～5%。
故d1取17.4～19.2mm
查《机械工程及自动化简明设计手册（上册）》p38联轴器可知：
Tn=6336,
取d1=22mm。
选联轴器型号为：
TL4,轴承为:
7205C
因为轴两端要安装轴承，所以取dmin=25mm，其具体参数如下图：
3）中速轴的设计：
d2C=（107～118）mm=29.2～32.2mm
取d2=35mm选用轴承7207C具体参数如下图：
4）低速轴的设计与强度校核：
d3C=（107～118）mm=47.7～52.6mm
考虑最小直径要装联轴器，开键槽，要增大3%～5%。
故d3取50.1～55.3mm
查《机械工程及自动化简明设计手册（上册）》p37表2-6，选联轴器型号为
YL11J型，d=55mmL=84mm,
选轴承型号为7212C。
圆周力：
Ft==2803/295.360=5.44kN
轴向力：
Fa=Ft·tanβ2=5.44tan15.942。
=1.56kN
径向力：
Fr==5.44tan20。
/cos15.942。
=2.06kN
FA:
-FA194+Fr（194-68）+Fad4/2=0解之得：
FA=2.5kN
FB:
FA+FB=Fr解之得：
FB=-0.44kN
F1:
F1=Ft（194-68）/194=3.54kN
F2:
F2=Ft68/194=1.91kN
轴力图如下：
由图可知：
1截面，2截面为危险截面
1截面的当量弯矩Me1==500.7N·m
2截面的当量弯矩Me2==557.8N·m
校核危险截面：
б1=代入数据得：
б1=23.2Mpa[б-1b]=60Mpa
б2=代入数据得：
б2=16.3Mpa[б-1b]=60Mpa
因此该轴满足刚度条件。
8滚动轴承的选择与计算
在第四章中，选轴承的型号为：
因为高速轴最小端轴径是22mm，所以选轴承的内径取成国标的25mm，即轴承型号为7205C；因为初算中速轴时的最小轴径为32mm，所以取成国标选轴承的内径为35mm，型号为7207C；因为在低速轴初算最小轴径是52mm，考虑到要与联轴器相连且载荷比较大（803N·m），所以选低速轴轴承的内径略大些，为60mm，所以型号为7212C。
低速轴轴承的寿命校核：
在低速轴的刚度校核中，算得：
FA=2.5kN，FB=-0.44kN，F1=3.54kN
F2=1.91kN
查《机械设计基础》p372表17.7，因为是向心角接触球轴承7000C且α=15。
，所以取Fs=0.4Fr。
Fr1==4.73kNFr2==1.96kN
Fs1=0.4Fr1=1.75kNFs2=0.4Fr2=0.79kN
因为FA+Fs2=3.25kN>Fs1=1.75kN,所以1端受压，2端放松，所以Fa1=FA+FS2=2.5+0.79=3.29kN
Fa2=FS2=0.79kN
查《机械工程及自动化简明设计手册（上册）》p454表D-2
取7212C的Cor=48.5kNCr=61.0kN
=3.29/48.5=0.067,0.79/48.5=0.016
查得e1=0.46，e2=0.38
=3.29/4.37=0.753e1,=0.79/1.96e2
查《机械设计基础》p380表17.10，因为α=15。
，根据e值和的值的大小情况，查取当量动载荷XY
X1=0.44,Y1=1.23,X2=0.44,Y2=1.23。
查《机械设计基础》p381表17.11，因为是轻微冲击载荷，所以取载荷系数fP=1.1。
当量动载荷P:
P=fT（XFr+YFa）
代入数据得：
P1=7.44Kw,P2=2.02Kw
取P1校核寿命
因为滚动体是球，所以取ε=3，取fT=1，Cr=61.0kN
Lh=（）3代入数据得：
Lh=7.65106h37500,所以满足寿命要求。
9联轴器的选择
1）输入轴联轴器的选择：
电动机与减速器高速轴连接用的联轴器，一般选用弹性可移式联轴器，如弹性柱销联轴器。
电动机轴径38mm，轴颈长80mm。
减速器输入轴轴径22mm，轴颈长50mm。
所以可选TL6联轴器GB4323-84。
在第四章中选联轴器的型号为TL4
2）输出轴联轴器的选择：
减速器输出轴轴径45mm，轴颈长72mm。
所以可选YL11联轴器GB4323-84。
在第四章中选联轴器的型号为YL11J型。
10键连接的选择与计算
查《机械设计基础》p133表8.1及p134表8.2，因为键的材料是钢且载荷性质是轻微中载，所以查取许用挤压应力[бjy]=100Mpa（钢）。
1）高速轴的（连接联轴器的）键，根据联轴器的键的需要，选A型平键，因为d=22mm，所以选b=6mm，h=6mm，L=20mm，材料：
钢。
2）中速轴的两个键，与大齿轮相连的，考虑到中速轴的轴身设计长度，所以选B型平键，因为d=40mm，所以选b=12mm，h=8mm，L=25mm材料：
钢。
与小齿轮相连的选A型平键，应为d=40mm，所以选b=12mm，h=8mm，L=38mm，
材料：
钢。
3）低速轴的键：
与联轴器相连的，因为联轴器所需的键的类型有要求，所以选B型，因为d=55mm，所以选b=16mm，h=10mm，L=60mm，材料：
钢。
与齿轮相连的键，因为考虑到轴身的长度，所以选B型，因为d=70mm，所以选b=20mm，h=12mm，L=48mm，
材料：
钢。
4）低速轴键的强度校核：
бjy=
与齿轮相连的键：
бjy=4000803/（70）=79.3Mpa
与联轴器相连的键：
бjy=4000803/（551060）=97.4Mpa
经校核，低速轴键的强度符合要求。
11润滑方式、润滑剂牌号及密封装置的选择
1）润滑方式
齿轮的润滑
当齿轮的圆周速率小于12m/s时（vmax=3.2m/s），通常采用浸油润滑，浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为50mm。
再加上齿轮到箱底的距离30～50mm，所以油深85mm。
滚动轴承的润滑：
因为齿轮可以将底部的润滑油带起且在箱体上设计了油沟，所以轴承的润滑方式采用油润滑方式
2）润滑油牌号
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-CKC90～110润滑油
3）密封装置
选用凸缘式端盖易于调整，采用毡圈油封密封圈实现密封。
密封圈型号按所装配轴的直径确定为毡圈55JB/ZQ4606-86毡圈80JB/ZQ4606-86毡圈120JB/ZQ4606-86。
12其他技术说明
1）装配前所有零件进行清洗，因为在箱体底座要加液体润滑油，所以要在箱体内涂耐油油漆。
2）用涂色法检验斑点，在齿高和齿长方向接触斑点不小于50%。
3）高速轴轴承的轴向间隙为0.1；低速轴轴承的轴向间隙为0.13。
4）减速器剖分面及密封处均不许漏油，剖分面可涂水玻璃或密封胶。
5）减速器表面涂灰色油漆。
13结束语
设计小结：
通过这次设计，使我认识到上课时的内容虽然已经很很丰富，但如果没有实践的话，学习再多的理论也只是纸上谈兵，就像用到的各种符号，往往就同其它的一些符号相混，结果往往是张冠李戴。
但如果书上的知识没有掌握，在设计的过程中会遇到很多麻烦，就像有许多公式记不起来，结果是弄得自己手忙脚乱，只好再从书上查找；通过这次设计，我查找资料的能力也得到了很大的提高。
更重要的是，通过这次的课程设计，我们初步尝试了去独立地去发现问题，解决问题，反思问题的能力，并且设计的是一个整体，所以考虑问题的方向也全面了，不单单是去解一道题目，而是去解决一系列相关联的题目链，大大地提高了我们在这方面的能力，而且这种能力的培养恰恰是在学校学习阶段很难得接触到的，但却在以后踏上工作岗位中常常会遇到的，所以觉得此次的设计受益匪浅，并且稍有成就感，感谢开了这门课程设计课。
参考资料
1、《机械设计基础》陈立德主编高等教育出版社07年11月
2、《机械工程及自动化简明设计手册（上册）》叶伟昌主编机械工业出版社08年2月
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