带式输送机2级减速器课程设计.docx

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带式输送机2级减速器课程设计

目录

1.传动方案总体设计················2

1.1传动方案的运动简图以及方案分析··········2

1.2减速器的类型选择·················3

1.3电动机的选择···················3

1.4计算总传动比及各级传动比的大小··········5

1.5计算传动装置的运动及动力参数···········5

2.传动零部件的设计计算·············6

2.1带传动设计····················6

2.2高速级齿轮传动设计················9

2.3低速级齿轮传动设计················13

3.轴、键、轴承的设计计算············16

3.1轴上的功率、转速和转矩···········16

3.2轴最小直径的确定以及输出轴联轴器确定·······17

3.3轴的结构设计计算·················18

4.润滑方式和密封方式···············34

4.1润滑方式·····················34

4.2密封方式·····················34

5.参考书籍····················34

1.传动方案总体设计

1.1传动方案的运动简图以及方案分析

1.1.1带式传送机运动简图

1.1.2带式传送机的原始数据

1输送带工作拉力F=2.5kN；

2、输送带工作速度υ=1.6m/s；

3、滚动直径D=280mm；

4、滚筒效率ηj=0.96；

1.1.3方案分析

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。

原动机部为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。

由于两级展开式圆柱齿轮减速器是两级减速器中应用最广泛的一种而且适用于载荷较为平稳的场合故此选用两级展开式圆柱齿轮减速器

2减速器的类型选择

查阅机械设计手册第5板第4卷表格16—1—1由减速器的传动比以及各种减速器应用场合确定减速器的类型：

1.2.1由带式输送机传动装置传动比的分配有减速器的传动比为10.22

1.2.2由带式输送机传动装置使用条件可知工作情况：

传动装置连续单向运转，载荷较平稳；

1.2.3二级减速器最后确定

由于两级展开式圆柱齿轮减速器是两级减速器中应用最广泛的一种而且适用于载荷较为平稳的场合而且最佳传动比的范围是6.3—20，待选减速器的传动比为10.22在两级展开式圆柱齿轮减速器最佳传动比的范围内，故此选用两级展开式圆柱齿轮减速器。

1.2.4使用此两级展开式圆柱齿轮减速器的注意事项

高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。

计算及其说明

计算结果

1.3.电动机的选择

1.3.1选择电动机类型

按已知工作条件和要求，选用Y系列一般用途的三相异步电动机

1.3.2选择电动机的容量

滚筒所需功率：

滚筒的转速

传动装置效率

由机械设计教材表格6——1常见机械传动特性以及已知条件选取带式输送机传动装置的主要传动类型的机械效率如下：

V带传动效率

滚动轴承效率

闭式齿轮传动效率

联轴器传动效率

滚筒传动效率

由传动总效率的计算得=

所需电动机功率

查机械设计课程设计教材表格2——6Y系列鼠笼型三相异步电动机的技术数据选择功率为5.5kw的电动机有：

电动机型号电动机转速型号传动比

Y132S1-22900r/min26.5

Y132S-41440r/min13.0

Y132M2-6960r/min8.5

Y160M2-8720r/min6.5

由已知条件计算

由机械设计教材表格6——1常见机械传动特性计算传动装置的总传动比的范围：

普通V带传动传动比为,二级闭式圆柱齿轮的传动比为

所以传动装置的总传动比的大小为

所以满足条件范围的只有第一个电机机为Y132S1-2其技术数据为：

电动机型号额定功率

P（KW）满载转速

N（r*min^-1）堵转额定转矩/额定转矩最大额定转矩/额定转矩

Y132S1-25.529002.02.2

已知尺寸：

B=140，C=89，L=475，BB=200，E=80,输出轴径38mm

1.4计算总传动比及各级传动比的大小

总传动比

查阅机械设计手册第五版第四卷表16—1—4减速器的公称传动比

选择带传动的传动比，则减速器的传动比满足公称传动比的要求。

取高速级齿轮传动比为低速级齿轮传动比的1.3倍

低速级传动比高速级传动比为为

1.5.计算传动装置的运动及动力参数

1.5.1计算各轴的转速

1.5.2计算各轴的输入功率

1.5.3计算各轴的输入转矩

1.5.4传动装置参数如下表所示

轴名功率p（Kw）转矩T（N*m）转速n（r/min）传动比

i

输入输出输入输出

电机轴5.517.0329002.6

1轴5.1744.281115

2轴4.91153.243063.64

3轴4.67409.161092.8

4轴4.58409.161091

传动零部件的设计计算

2.1带传动设计

计算及其说明

计算结果

2.1.1确定计算功率选择V带类型

确定计算功率:

查阅机械设计手册第五版第三卷表格13—1—1，可以知道普通V带的带两侧与轮槽附着较好其传动效率最大可以达到0.95其传动比较大，中心距较小，预紧力较小，故选用普通V带。

由教材《机械设计》表7—5查的工作情况系数，故

1.2选择V带类型:

小带轮的转速

由机械设计教材图7—11,普通V带选型图可以确定选择A型V带满足要求

1.2确定带轮基准直径d1,d2:

由机械设计教材表7-7,查得带轮的最小基准直径为A型（75mm-125mm），带轮基准直径（mm）可取数值100mm,即小带轮基准直径，大带轮基准直径

2.1.3验算带速：

由机械设计教材带速计算公式7—21代入dd1数值100mm得到满足当v=10~20m/s时为最佳

2.1.4确定中心距a、带长L和包角a:

2.1.4.1初定中心距：

由机械设计教材公式7—22

初定中心距

2.1.4.2带的计算基准长度：

由机械设计教材公式7—23,计算得到带的计算基准长度,查阅机械设计教材表7—2得到带的基准长度,长度系数

2.1.4.3实际中心距：

由机械设计教材公式7—24

计算得到

2.1.4.4小带轮的包角：

由机械设计教材公式7—26

，进行计算得到小带轮的包角为164.43度,满足带传动的一般要求

2.1.5确定带的根数：

由机械设计教材公式7—27

已知Pc=6.6

查机械设计教材表7—3,

查机械设计教材表7—4,

查机械设计教材表7—8,

查机械设计教材表7—2,

Z应大于等于2.68,取整

2.1.6确定初拉力：

由机械设计教材公式7—28进行计算初拉力:

查机械设计教材表7—5,已知

查机械设计教材表7—1,查得带的单位长度

2.1.7计算轴压力:

由机械设计教材公式7—29进行计算初拉力:

由上面得：

,

大V带结构图

小V带结构图

带传动图：

2.2高速级齿轮传动设计

计算及其说明

计算结果

2.2.1选择材料，确定许用应力：

由机械设计教材表9—1得，小齿轮采用40Cr调质处理，硬度为240~285HBS，取为240HBS；大齿轮用45钢调质处理，硬度为229~286HBS,取为230HBS.

2.2.2齿面接触疲劳强度设计：

2.2.2.1选择齿数：

通常z1=17~20，取，.

2.2.2.2小齿轮传递的转矩：

2.2.2.3选择齿宽系数：

由于齿轮为非对称布置，且为V带传动，所以取。

2.2.2.4初定载荷系数Kt:

载荷系数Kt=1.3~1.6，由于齿轮为非对称布置，所以取.

2.2.2.5计算分度圆直径。

由端面重合度可得,可得，，则

2.2.2.6确定载荷系数K.

查机械设计教材表9—2，

齿轮圆周速度为：

精度等级选7级，由机械设计教材表9—8可知，.。

查表9—3得，由图9—9可知，.则

确定齿轮的模数：

按齿轮的模数系列进行模数选择可取

可以选择模数，

2.2.3齿根弯曲疲劳强度验算：

2.2.3.1齿根系数和齿根应力修正系数。

由,和，查表机械设计教材9—5得

2.2.3.2验算齿根弯曲应力

由机械设计教材公式9—6得

齿根弯曲疲劳强度足够。

2.2.4计算齿轮的几何尺寸：

2.2.5结构设计：

高速级小齿轮结构：

实心式结构，齿厚65mm

高速级大齿轮：

腹板式结构，齿厚=60mm

2.3低速级齿轮传动设计

计算及其说明

计算结果

2.3.1选择材料，确定许用应力：

由机械设计教材表9—1得，小齿轮采用40Cr调质处理，硬度为240~285HBS，取为240HBS；大齿轮用45钢调质处理，硬度为229~286HBS,取为230HBS.

2.3.2齿面接触疲劳强度设计：

2.3.2.1选择齿数：

通常z1=17~20，取，.

2.3.2.2小齿轮传递的转矩：

2.3.2.3选择齿宽系数：

由于齿轮为非对称布置，且为V带传动，所以取。

2.3.2.4初定载荷系数Kt:

载荷系数Kt=1.3~1.6，由于齿轮为非对称布置，所以取.

2.3.2.5计算分度圆直径。

由端面重合度可得,可得，，则

2.3.2.6确定载荷系数K.

查机械设计教材表9—2，

齿轮圆周速度为：

精度等级选7级，由机械设计教材表9—8可知，.。

查表9—3得，由图9—9可知，.则

确定齿轮的模数：

按齿轮的模数系列进行模数选择可取

可以选择模数，

2.3.3齿根弯曲疲劳强度验算：

2.3.3.1齿根系数和齿根应力修正系数。

由,和，查表机械设计教材9—5得

2.3.3.2验算齿根弯曲应力

由机械设计教材公式9—6得

齿根弯曲疲劳强度足够。

2.3.4计算齿轮的几何尺寸：

2.3.5结构设计：

低速级小齿轮：

实心式结构，齿厚=69mm

低速级大齿轮

3.轴、键、轴承的设计计算（尺寸设计并校核及精度互换性设计）

布置图如下（此图主要表现轴的形状，齿轮、键、键槽等和一些交线没有画出）

3.1轴上的功率、转速和转矩：

由可以计算各轴的转速

由机械设计教材公式9-1可以算出作用在齿轮上的圆周力

由机械设计教材公式9-1可以计算作用在齿轮上的径向力

由①

②

据经验值，取：

可以计算从动带轮的压轴力。

由此得出的各轴转速及齿轮径向力和圆周力汇总如下：

上级转速（r/min）传动比本级转速（r/min）转矩（n*m）小齿轮分度圆直径（mm）小齿轮圆周力（N）小齿轮径向力（N）大齿轮分度圆直径（mm）大齿轮圆周力（N）大齿轮径向力（N）

输入轴29002.6111544.28651362496

中间轴11153.65306153.2480383113942191400510

从动轴3062.8109409.1622436541330

3.2轴最小直径的确定以及输出轴联轴器确定：

3.2.1轴的最小直径选择

先确定输入轴，中间轴，输出轴的材料均为45号调质钢；

轴按教材《机械设计》式14-2初步估算轴的最小直径，均取，并按2个键槽增加10%得到计算的最小直径；

并且按最小轴的直径标准系列R40选取轴的最小直径；

进行汇总得到下表：

输入功率（Kw）本轴转速（r/min）计算的最小直径（mm）取用的最小直径（mm）

输入轴5.17111520.5522

中间轴4.9130631.0832

输出轴4.6710943.1245

3.2.2输出轴联轴器的选择

为使所选的轴直径45mm与联轴器的孔径相适应，故同时选取联轴器型号。

联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取，

于是：

按照计算转矩应小于连轴器公称转矩的条件，查手册，选用HL5型弹性柱销联轴器，其公称转矩为HL4,其公称转矩为1250.半联轴器的孔径，故取从动轴，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。

3.3轴的结构设计计算

3.3.1各轴上零件分配方案

a输入轴：

b中间轴：

c输出轴：

3.3.2轴的结构设计及计算

a.输入轴的结构设计计算：

根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

i.为了满足V带轮的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩,取，故2-3段的直径，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。

带轮与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压在轴的端面上。

故1-2段的长度应比轴配合的毂孔长度略短，现取。

ii.初步选择滚动轴承，并进行校核:

因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。

参照工作要求并根据与之相配合的轴的直径的最小直径为30.08mm，又按照该轴上零件装配方案可知齿轮和V带对轴承不构成几何约束，综合考虑以上条件,上网查

右端应用轴肩定位，取。

iii.6-7轴段装齿轮，为齿轮安装方便，该段值应略大于7-8轴段的直径，可取齿轮右端用套筒固定，为使套筒端面紧凑在齿轮做断面上6-7轴段的长度应比齿轮毂长略短，已知齿宽，故选取6-7轴段的长度为。

齿轮左端用轴肩固定，由此可确定5-6轴段的直径，

取

而，取。

iv.轴承端盖的总宽度为20mm（由减速机器轴承端盖的结构而定）。

根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑剂的要求，取端盖的外端面与V带轮右端面的距离，故取。

v.取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm，同时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，。

故在轴的右端取。

vi.取中间轴上大齿轮和小齿轮之间的距离，已知中间轴上大齿轮轮毂长等于齿宽，中间轴上小齿轮等效轮毂长等于齿宽，则

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。

vii.轴上零件的轴向定位，轴上的圆角和倒角.退刀槽尺寸：

见轴的结构设计汇总

键的尺寸设计：

见键的结构设计汇总

b.中间轴的结构设计：

i.初步选择滚动轴承并进行校核：

因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。

查询

故，，根据轴承宽度B选用。

左右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，则，

安装大小齿轮的轴段也为轴肩定位，故可取。

ii.大齿轮的右端与右轴承、小齿轮的左端与左轴承都常用套筒定位。

中间轴高速级大的轮毂宽度,中间轴低速级小齿轮轮毂宽度，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度约为2~3mm,故取,。

大齿轮的左端与小齿轮的右端采用轴环定位。

轴肩高，

则轴环处的直径。

由前面主动轴的计算可知轴环宽度，即两齿轮间隙。

由于2-3段和6-7段为轴肩，

故，

iii.轴上零件的周向定位、轴上的圆角和倒角尺寸：

见轴的结构设计汇总；

轴上键的结构尺寸：

见键的结构设计汇总

c.输出轴的结构设计：

i.为了满足半联轴器的轴向定位要求，7-8轴段左端需制出一轴肩，故6-7段的直径，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。

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7-8段的长度应比半联轴器与轴配合的毂孔长度略短一些，现取。

ii.初步选择滚动轴承。

因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。

参照工作要求并根据，由机械设计手册选型号为：

6311

得其尺寸为。

故，

而5-6轴段长度可取为，左端应用轴肩定位，取。

iii.1-2轴段右端用轴肩定位，为了便于2-3轴段齿轮的安装，该段直径应略大于1-2轴段的直径，可取。

齿轮左端用套筒固定，为使套筒端面靠紧在齿轮左端面上，2-3轴段的长度应比齿轮毂长度略短，已知齿宽，故取2-3轴段的长度为。

iv.齿轮右端用轴肩定位，由此可确定3-4轴段的直径，

取,

而，取。

在轴的左端，由前面的计算可得。

同样可由前面的计算得出。

v.轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器机轴承端盖的结构设计的、而定）。

根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑剂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离，故取

。

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。

vi.轴上零件的轴向定位，轴上的圆角和倒角尺寸：

见轴的结构设计汇总；

轴上键的结构设计：

见键的结构设计汇总

3.3.2轴的受力分析：

取齿轮齿宽中间点和轴承宽中间点为力的作用点分析如下：

a.输入轴的受力分析，取齿轮齿宽中间点为力的作用点

i.根据轴向所受的支反力，作出弯矩图；

利用轴所传递的扭矩，作出扭矩图。

（注：

轴的受力图、弯矩图和扭矩图是为了直观说明问题的关键所在。

故只示意表示。

）

ii.计算支反力

=

水平支反力：

，有

垂直面支反力：

，有

计算轴O处弯矩

水平面弯矩：

垂直面弯矩：

合成弯矩：

计算转矩：

b.中间轴受力分析

根据轴所受的支反力，作出弯矩图；

利用轴所传递的扭矩，作出扭矩图：

（注：

轴的受力图、弯矩图和扭矩图是为了直观说明问题的关键所在，故只示意表示。

）

i.计算支反力

径向力的支反力：

用下表x表示；圆周力的支反力；用下标Z表示；

由A点的径向力矩和为0得:

又由径向力合力为0得:

由A点的圆周向力矩和为0得:

又由径向力合力为0得:

ii.径向力对应弯矩：

圆周力对应弯矩：

合成弯矩：

转矩：

c.输出轴受力分析

i根据轴所受的支反力，作出弯矩图；

利用轴所传递的扭矩，作出扭矩图：

（注：

轴的受力图、弯矩图和扭矩图是为了直观说明问题的关键所在，故只示意表示。

）

ii.计算支反力

水平支反力：

有

垂直面支反力：

，有

计算轴O处弯矩：

水平面弯矩：

垂直面弯矩：

合成弯矩：

计算转矩：

3.3.3校核轴的强度

a.输入轴：

由合成弯矩图和转矩图知，O剖面处弯矩最大，还有键槽引起的应力集中，故O处剖面左侧为危险截面，该处轴的抗弯截面系数为

按弯矩合成应力校核轴的强度，对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数，

机械设计教材14-4表45号调质钢，因，故安全。

b.中间轴：

由合成弯矩图和转矩图知，O剖面处弯矩最大，还有键槽引起的应力集中，故O剖面处为危险截面，该处轴的抗弯截面系数为：

按弯矩合成应力校核轴的强度，对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则

由教材14-2表查得，因，故安全。

c.低速轴：

由合成弯矩图和转矩图知，O剖面处弯矩最大，还有键槽引起的应力集中，故O处剖面左侧为危险截面，该处轴的抗弯截面系数为

按弯矩合成应力校核轴的强度，对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则

前面已选定轴的材料为45号钢，调制处理，由表15-1查得，因，故安全。

3.3.4轴的疲劳强度校核

a.输入轴:

由机械设计轴的疲劳强度校核：

i.危险截面的判定：

由前面计算可知A.O.B无需校核，由于2截面的直径较小且附近有键槽和过渡配合，是典型的危险截面，只要对其进行校核即可。

ii.截面2的系数：

抗弯截面系数

抗扭截面系数

iii.左面弯矩和右截面弯矩均为0一定满足疲劳强度的要求。

iv.左截面：

，由扭矩引起应力大小

由轴肩引起的扭转应力集中系数查表2-1约为1.37，绝对尺寸系数0.76表面质量系数0.8综合影响系数2.26,碳钢扭转特性系数0.05，

v.右截面：

，由扭矩引起应力大小

由轴肩引起的扭转应力集中系数查表2-1约为1.37，绝对尺寸系数0.76,表面质量系数0.9,综合影响系数2.00碳钢扭转特性系数0.05,

故该轴满足疲劳轻度的要求。

b.中间轴：

i危险截面的判定：

由前面计算可知A.O.B.C无需校核，由于3,6截面的直径较小且附近有键槽和过渡配合，是典型的危险截面，只要对其进行校核即可。

ii.截面3的系数与截面6的系数相等且抗弯截面系数

抗扭截面系数

iii.截面3和截面6的综合影响因素对应相等且

1）截面3的左截面与截面6的右截面：

①由轴肩引起的弯矩应力集中系数查图2-8约为1.55，绝对尺寸系数0.76表面质量系数0.8综合影响系数2.55,碳钢弯矩特性系数0.1；

②由轴肩引起的扭转应力集中系数查表2-1约为1.37，绝对尺寸系数0.75表面质量系数0.8综合影响系数2.29,碳钢扭转特性系数0.05；

2）截面3的右截面与截面6的左截面：

①由轴肩引起的弯矩应力集中系数查图2-8约为1.55，绝对尺寸系数0.76表面质量系数0.9综合影响系数2.27；

②由轴肩引起的扭转应力集中系数查表2-1约为1.5，绝对尺寸系数0.75表面质量系数0.9综合影响系数2.23,碳钢扭转特性系数0.05；

iv.截面3,6左截面弯矩和右截面弯矩均为

;

截面3左右截面及截面6左右截面扭矩均为0

v.截面3,6左右截面弯矩引起的应力相等且均为

435/6692*1000=65MPa，

截面3,6左右截面的许用正应力均为300MPa。

vi.安全系数的计算：

因截面3,6左右截面均只受正应力故只需对应正应力的安全系数并进行校核：

截面3左截面和截面6的右截面的正应力安全系数：

300/（2.55*65/2+0.1*65/2）=3.48>1.5,

截面3右截面正应力安全系数和截面6的左截面：

300/（2.27*65/2+0.1*65/2）=3.89>1.5,

vii.结论：

故该轴满足疲劳轻度的要求。

c输出轴：

i危险截面的判定：

由前面计算可知A.O.B无需校核由于2,7截面的直径较小且附近有键槽和过渡配合，是典型的危险截面，只要对其进行校核即可。

ii.截面2的系数：

抗弯截面系数

抗扭截面系数

截面7的系数：

抗弯截面系数

抗扭截面系数

iii.1）截面2的左截面：

①由轴肩引起的弯矩应力集中系数查图2-8约为1.8，绝对尺寸系数0.7表面质量系数0.9综合影响系数2.86,碳钢弯矩特性系数0.1；

②由轴肩引起的扭转应力集中系数查表2-1约为1.32，绝对尺寸系数0.70表面质量系数0.9综合影响系数2.09,碳钢扭转特性系数0.05；

2）截面2的右截面：

①由轴肩引起的弯矩应力集中系数查图2-8约为1.8，绝对尺寸系数0.7表面质量系数0.8综合影响系数3.21