带式输送装置二级同轴式斜齿圆柱齿轮减速器

1、机械设计课程设计2011-2012 第 2 学期姓 名：班 级：车辆工程09级一班指导教师：李建成 绩：2012年4月12日i目录第一章设计目的3第二章传动方案的选定 3第三章电动机的选择 .4第四章计算传动装置总传动比和分配各级传动比 .5第五章计算传动装置的运动和动力参数 .6第六章传动件的设计计算 76.1 v带传动设计计算76.2 斜齿轮传动设计计算 .9第七章轴的设计计算 .147.1 高速轴的设计 .147.2 中速轴的设计 .187.3 低速轴的设计 .21第八章滚动轴承的选择及计算.248.1 高速轴的轴承 .248.2 中速轴的轴承 .268.3 低速轴的轴承 .27第九章

2、键联接的选择及校核计算 .28第十章联轴器的选择.29第十一章 减速器附件的选择和箱体的设计 .29第十二章 润滑与密封 .30第十三章 设计小结 .30一、设计目的综合运用机械设计、互换性与测量技术、材料力学、机械制图等有关所学 知识，设计减速器。熟悉设计的流程、巩固所学知识，通过这一过程全面了解一个 机械产品所涉及的结构、强度、制造、装配以及表达等方面的知识。培养综合分析、 解决实际问题的能力。二、传动方案的选定1.1 如图选用：带式输送装置二级同轴式斜齿圆柱齿轮减速器iv1电动机2v带传动3一减速器4联轴器5一鼓轮6输送带1.2 技术条件与说明1）传动装置的使用寿命预定为 上-年每年按3

3、00天计算，2班制工作每 班按8小时计算2）工作机的载荷性质是平稳、轻微冲击、中等冲击、严重冲击：单、双向 回转：3）电动机的电源为三相交流电，电压为 380/220伏；4）传动布置简图是由于受车间地位的限制而拟订出来的，不应随意修改, 但对于传动件的型式，则允许作适宜的选择；5）输送带允许的相对速度误差& 35%。设计要求1）减速器装配图1张；2）零件图2张（低速级齿轮，低速级轴）；3）设计计算说明书一份，按指导老师的要求书写4）相关参数：f=1900n, v=1.5 m/s, d=240mm。三、电动机的选择设 计 内 容计算机说明结果电 动 机 的 选 择1 .电动机类型选择按工作要求和

4、工作条件，选用一般用途的y （ ip44）系列三相异 步电动机。它为曲卜式封闭结构。2 .电动机容量（1）、卷筒*由的输出功率pw旦: 1900n刖5m/s = 2.85kw10001000（2）、电动机的输出功率pdppwpd =彳传动装置的总效率刈=，力24吗 叫箝5其中个参数值由机械设计手册查得：v带传动） =0.95 ；滚动轴承”2=0.98;圆柱齿轮传动 。3 =0.97;弹性联轴器%=0.99;卷筒*由滑动轴承=0.96,则：n = 0.95 父0.984 父0.972 父0.99父 0.96 生 0.784pw = 2.85kwn =0.784393.2.85kw0.784=3.

5、64kwpd = 3.64kw电动机额定功率ped60 1000vnw 二-二 d60 1000 1.5二 240= 119.366r/min由机械设计手册查得：选取电动机额定功率 ped =4kw4.电动机的转速fl = 4kwnw = 119.36r / min由机械设计手册查得：v带传动常用传动比范围ii=24,两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比范围i2 = 840,则电动机转 速可选范围为：nd -nw 11 i2 -1909.856- 19098.56r / min则选用同步转速为1500r/min,满载转速为1440r/min额定功率ped =4kw的y112m-4型三相异步电动机。5

6、.电动机的技术数据和外形、安装尺寸型号额定 功率 (kw)同步转速(r/min)满载转速 (r/min)堵转转 矩额定 转矩最大转 矩额定 转矩y112m-44150014402.22.2hdegklf x gd100286024123808x7四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比1、传动装置总传动比总 传 动 比 和 分 配 各nm1440r / mininw 119.366r/min= 12.0642、分配各级传动比取v带传动的传动比卜=2，则两级圆柱齿轮减速器的传动比为：i = 12.064级 传 动 比.i 12.064 公 go匕心=一 = 6.03211 212 =i3 =2.

7、456五、计算传动装置的运动和动力参数1、各轴转速 0 轴为电动机轴；i轴为高速轴；ii轴为中速轴；iii轴为低速轴；iv轴为卷筒轴。n0 = nm =1440r / minno1440 ，.n： = - 720r / min11 2n1720nn = =293.16r/min12 2.456n2 293.16.nm =119.36r/min13 2.4560iv =119.366r/minn川 niv =119.366r/min2、各轴的输入功率pi =f0% =3.64kw 父0.95 =3.458kwp =p112tl3 =3.458kw 父0.98父 0.97 =3.287kwpm =

8、*3 =3.287kw m0.98m 0.97 =3.125kw3、各轴的输入转矩t0 =9550且=9550 父 3.64kw =24.14n mnm1440r/min3.458kwti -9550-9550 m-45.87n mnz720r/ min_ f-n3.287kwtn -9550- 9550 x-107.08n mnn293.16r/min_cllc pw cl lc v 3. 125kvtm -9550-9550m- 250.03n mnm119.36r / mini2 i3 = 6.032i2 = i3 = 2.456传 动 件 的 设 计pca = 4.368kwdd1 =

9、 100mmv = 7.54m/sdd2 = 200mm电动机轴0高速轴i中速轴h低速轴m转速(r/min )1440720293.16119.36功率(kw3.643.4583.2873.125转矩(n mm)2414045870107080250030六、传动件的设计5.1 v带设计(1)、确定计算功率由于是带式输送机，每天工作两班，查机械设计得，工作情况系数ka =12pca =kapd =1.2m3.64kw =4.368kw(2)、选择带型由pca、 n0由机械设计图8-11选用a型(3)、确定带轮的基准直径dd并验算带速v初选小带轮的基准直径dd1。由机械设计表8-6和表8-8 ,

10、取小带轮的基准直径dd1 =100mm验算带速v。按机械设计式(8-13)验算带的速度nddm冗父100m1440 一，v= 7.54m/s60m100060m1000因为5m/ s v 30m/ s ,故带速合适。计算大带轮的基准直径。根据机械设计式(8-15a),计算大带轮基准直径dd2dd2 =i1ddi =2m100 = 200mm(4)、确定v带的中心距a和基准长度ld根据机械设计式(8-20),初定中心距a0 = 400mm由机械设计式(8-22)计算带所需的基准长度2(dd2 - dd1)ld0 2 2a0(dd1 dd 2) 24a02二(200 -100)=2 400+一(1

11、00 200) ()- 1277.25mm24 400由机械设计表8-2选带的基准长度ld = 1250mm按机械设计式(8-23)计算实际中心距a。ld -ld01250 -1277.25d d0 =400 386.375 mmamin =a-0.015ld = 367.625mmamax = a 0.03ld = 423.875mm所以中心距变化范围为367.625423.875mm(5)、验算小带轮的包角%57.3：1180 -(dd2-dd1)a57.3= 180 - (200 -100)165.2 _ 90386.375(6)、确定带的根数z计算单根v带的额定功率由dd1 =100m

12、m和n =1440r/min ,查机械设计表 8-4a得p0 =1.3128kw根据n =1440r/min, i=2和a型带，查机械设计表8-4b得 r =0.1692kw查机械设计表 8 54ku = 0.9608, 3xx i mm = 58.60mm1x1.662.456 、551.75v =0.8995 m sb）计算圆周速度二 % n 二 58.60 293.16 一 vm s = 0.8995m s60 100060 1000c） 齿宽b及模数mtb - ：,d d1t =1.0 58.60mm = 58.60mmmnt58.60 cos1424mm = 2.3691mmh =

13、2.25mnt = 2.25 2.3691mm = 5.3305mm b/h =58.60/5.3305=10.993b = 58.60 m mmnt = 2.3691 mm h = 5.3305 mm b/h =10.993d）计算纵向重合度sp= 1.903；一：=0.3183 zi tan =0.318 1 24 tan14 =1.903e）计算载荷系数k由表10-2查得使用系数 ka =1.25根据v= 0.8995m/s, 7级精度，由图10-8查得动载系数kv =1.0 ；由表10-4查得kh目的值与直齿轮的相同,故khp=1.4196因r ；kaft/b=1m422.36/(92

14、.4/2)/92.4=98.9n/mm 3 2父 0.01575 mm = 1.733mmv1 x24 m1.64对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn = 2.0mm ,已可满足弯曲强度。 但为了向时满足接触疲劳强度， 需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1 = 70.05mm来计算应有的齿数。于是由dcosp 70.05cos14口 ” “乙=33.99mn2取 z1 =34,则 z2 =uz1 = 2.456父 34 之 84(4)几何尺寸计算计算中心距(乙 +z2 mn (34+84)1.4h ,故 lv-vi =6mm。取安装齿

15、轮的轴段iv - v的直径div=28mm。轴承端盖的总宽度为20mm （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，取端盖的外端面与v带轮右端面间的距离l=30mm,故取l口川=50mmii-iii至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的周向定位v带轮与轴的周向定位选用平键 6mm x 6mm x 36mm, v带轮与轴的配合为h7/r6;齿轮与轴的周向定位选用平键 8mmx 7mmx 50mm,为了保证齿轮与轴配合有良好的对中 性，故选齿轮轮毂与轴的配合为 h7/n6;滚动轴承与轴的周 向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6o4）确定轴上圆角和倒

16、角尺寸参考机械设计表15-2,取轴端倒角1.0x45各圆角半 径见图。bcdflaecd从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图，经过计算可以得出b截面 的弯矩最大；所以b截面为危险截面。载荷水平囿h垂直向v支反 力ffnh1 =547.6n fnh2 =757.3nfnvi = 1423.6n fnv2 =949.14nc截回 弯矩mmh =fnh2ml3 =35593.46n 中m =fnv2ml3+ma= 84963.21n mm总弯 矩m max =m h +mv2 =84963.21n mm扭矩t = 45870 n mm（6）按弯扭合成应力校核轴的强度根据式（15-5）及上表中的数据，以及轴

17、单向旋转，扭转切应力，取豆=0.6,轴的计算应力vm 2 十（叮）2j84963.22 +。6父 45870 f 一“一aca,mpa57.16mpaw0.1 父253已选定轴的材料为 45cr,调质处理。由表15-1查得仃-1 =70mpa。因此a= 57.16mpa%,故安全。2.中速轴的设计（1）中速轴上的功率、转速和转矩转速（r/min ）中速轴功率（kw）转矩t( n .m)293.163.287107.08（2）作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为d1 = 173.693mm,根据式（10-14）,则fr12t 2 107.083d 173.693 10= 1232.98nf

18、t tan ：- ncos :=1232.98 tan20= 463.98ncos14.71fa1 = ft tan - =1232.98 tan14.71 =323.70nft1 =1232.98nfr1 = 463.98nfa1 = 323.70n已知低速级齿轮的分度圆直径为d2 = 70.304mm,根据式（10-14）,则ft22 107.0870.304 10，= 3046.20 nfr2_ ft tan cos := 3046.20 tan 20= 1146.30 ncos14.71fa2 ft tan =3046.20 tan14.71 =799.72n（3）初步确定轴的最小直径

19、先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45钢，调质处理。根据表15-3,取a0 =112,于是得ft2 -3046.20nfr2 = 1146.30nfa2 = 799.72 na 2中 速 轴 的 设 计dmin = 25.07mmjp- 3.287dmin =ao；| =11213j ccc = 25.07mm，n 293.16（4）轴的结构设计1 ）拟订轴上零件的装配方案（如图）2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dm. =25mm ,由轴承产品目录中初步选取0基本游

20、隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承 30306 ,其尺寸为dxdx t=30mm 乂 72mm 乂20.75mm ;故di . =dv *i =30mm ;由于安装误差轴承距离箱体内壁8mm,齿轮端面距离箱体内壁16mm;为了使套筒只压在齿轮端 面上安装齿轮的轴段长度需小于齿轮宽度，取lii 4ji =65 -4=61mm； liv_v =70_4 = 66mm；那么li=lvy =21+8+16+4 = 49mm。轴承与齿轮中间用套筒轴向定位。套筒内侧用轴肩轴向定位，取安装齿轮轴段直径：dii jji =div =34mm。两个齿轮内侧用轴肩轴向定位故取 diiiv =40mm；liii j

21、v 8 83mm至此，已初步确定r轴的各段直径和长度。3)轴上零件的周向定位人齿轮与轴的周向止位选用平键 10mmx8mmx45mm,为了 保证大齿轮与轴配合有良好的对中性,故选大齿轮轮毂与轴的配 合为 h7/n6;小齿轮与轴的周向定位选用平键10mm x 8mm x50mm,为了保证小齿轮与轴配合有良好的对中性，故选小齿轮轮 毂与轴的配合为h7/n6;滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来 保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6o4)确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2,取轴端倒角1.0x45s,各圆角半径见图。(5) 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。 在确定轴承支点位置

22、时，从手册中 查取a值。又于30306型圆锥滚子轴承，由手册中查得 a=15mm。因此，轴 的支撑跨距为l1=62.5mm , l2=105.5 , l3=65mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面 c是轴的危险截面。先计算出截面 c处的mh、mv及m的 值列十卜表。n mm载荷水平面h垂直面v支反力ffnh1 =52.45nfnh2 =1865.67nfnv1 =659.30nfnv2 =950.98nc威面w、矩mmh =fnh 2ml3 = 138890.99n imm v = fnv 2ml3 + m a2= 89925.46n -mm总

23、弯矩m max =jm： +mj =j138890.992 +89925.462 =165460.86扭矩t = 107080 n mmabc daecd(6)按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取 口 =0.6, 轴的计算应力仃 ca ca、:m 2 +5)2 _ 1.4h ,取lii=8mm=低 速轴 的 设 计取安装齿轮出的轴段m-iv的直径diiiv =43mm；齿轮的 右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 65mm,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，故取liii . =65-4=61mm。由于安

24、装误差取轴承距离箱 体内壁 5.5mm;齿轮距离箱体内壁18.5mm ;故liv“ =26 5.5 18.5 4 =54mm=轴承端盖的总宽度为20mm（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，取端盖的外端面与联轴器左端面间白距离l=30mm ,故取lv_vi =50mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位选用平键 10mm x 8mmx 56mm, 半联轴器与轴的配合为 h7/k6;齿轮与轴的周向定位选用平键 12mmx 8mm x 45mm,为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性， 故选齿轮轮毂与轴的配合为 h7/n6;滚动轴承

25、与轴的周向定位是 由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6o4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2,取轴端倒角1.0x45,各圆角半径见f wze inv1a bcd(5) 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。 在确定轴承支点位置时，从手册中 查取a值。又于30314型圆锥滚子轴承，由手册中查得 a=31mm。因此，轴 的支撑跨距为l1 l2 -67 75-142mm根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面 b是轴的危险截面。先计算出截面b处的mh、mv及m的值列于下表。载荷水平囿h垂直向v支反力ffnhi =1648.85

26、nfnh2 =1230.10nfnvi =23.74nfnv2 =1059.62nb威面w、矩mmh = fnhi 父l = 77495.95n mmmv=fnv 2ml2= 66756.06n mm总弯矩mmax=，m： + mj =,77495.952 +66756.062 =102283.62扭矩t = 250030 n mmn mm(6)按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取 轴的计算应力a =0.6,-ca =1m2 ： (t)2w已选定轴的材料为45cr,凡,故安全。mmax = 102283.62n m02283.8920.6

27、250030 20.1 433mpa = 22.84mpa调质处理。由表15-1查得叵-1 =70mpa。因此八、滚动轴承的选择及计算轴承预期寿命lh =15 300 8 2h=72000h1.高速轴的轴承选用30307型圆锥滚子轴承，查课程设计表 15-7得，e = 0.3(1)求两轴承所受到的径向载荷 fr1和fr2由高速轴的校核过程中可知：fnhi = 547.59 n , fnh 2 = 757.31 nfnv1 = -1423.59n , fnv2 =949.14n二 ca= 22.84mpae = 0.3滚 动 轴 承 的 选 择fr1 =，fnh12 +fnv12 = j547.

28、592 +(1423.59)2 =1525.27nfr2 = jfnh22 +fnv22 = j757.312 +949.142 =1214.24n(2)求两轴承的计算轴向力 fa1和fa2由机械设计表13-7得fd2ylfr11525.27n。fd1 = 381.322x24lfr11214.24n“fd2 = 304.562x24因为 fae = 342.58 n ae所以 fae+fd2 = 647.14n fd1fa1 =fae+fd2 =647.14nfa2 =fd2 =304.56n(3)求轴承当量动载荷 p和p2fa1647.14=0.424 efr11525.27fa2304.

29、56 八八 ,* = 0.251 lh60n lh60n p j 60x119.36 fd2fa1=fd1=485.0nfa2 =fae +fd1 =1240.82n(3) 求轴承当量动载荷 p1和p2fa1 485n 八=0.294 efr21623.56nlh = 730575.583h lh满足寿命要求键联接的选择及校核计算由机械设计表13-6,取载荷系数 f -1.2 ppi = fp(xifri +yfai) =1.2x1649.02 =1978.82 np2 = fp(x2fr2 4y2fa2)=1.2m(0.4乂 1623.56 +1.7乂 1240.82) =3310.582(4) 验算轴承寿命因为p1 lh60n、p j 60 m119.36 13310.582 j故所