河北工程大学带式传送机一级减速器设计说明书

1、机 械 设 计课 程 设 计课题名称: 带式输送机传动装置设计系 别: 专 业: 班 级: 1201 姓 名: 学 号: 指导老师: 完成日期: 目 录第一章 绪论3第二章 减速器的结构选择及相关计算5第三章 V带传动的设计8第四章 齿轮的设计11第五章 轴的设计与校核16第六章 轴承、键和联轴器的确定20第七章 减速器的润滑与密封21第八章 减速器附件的确定23第九章 减速箱箱体的设置24第十章 装配图和零件图的绘制25总结25参考文献26第一章 绪 论1.1设计目的： 1）此次机械课程设计主要培养我们理论联系实际的设计理念，训练综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行

2、分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。2）另外促使我们培养查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图、数据处理等设计方面的能力。3）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一定的机械设计的程序和方法，同时树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。1.2设计题目：传动简图如下图所示.工作条件:连续单向运转,载荷平稳,空载启动,使用期8年(每年300个工作日), 每年350天，每天16小时, 半年小修，二年中修，四年大修；小批量生产,两班制工作,传输机工作轴转速允许误差为5%。带式传输机的传

3、动效率为96%。要求设计出其输送机传动装置。主要技术参数说明：输送带的牵引力为2.4kN，输送带的速度V=2.5 m/s，输送机滚筒直径D=350 mm。1.3传动方案的分析与拟定1、传动系统的作用及传动方案的特点：机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第

4、二级传动为单（一）级直齿圆柱齿轮减速器。带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。2、方案拟定： 根据题目要求及上述分析，采用带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。第二章 减速器结构选择及相关

5、计算一、电机的选择1、类型和结构的选择三相交流异步电动机的结构简单、价格低廉、维护方便，常应用于工业。Y系列电动机是一般用途的全封闭式自扇冷式三相异步电动机，具有效率高、性能好、噪声低、振动小等优点，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机器上，如风机、输送机、搅拌机、农业机械和食品机械等。因此，选用Y系列三相异步电动机作为带式输送机的电机。2、功率的确定 电机的容量（功率）选择是否合适，对电动机的工作和经济性都有影响。当容量小于工作要求时，电动机不能保证工作机的正常工作，或使电动机因长期过载而过早损坏；若容量过大，则电动机价格高，能力不能充分利用，而且因为经常不在满载下运行，其效率

6、和功率因数较低，造成浪费。 作机所需功率Pw(kW)Pw=FwVw/w=2.4kN2.5m/s0.966.25 kW式中，Fw为工作机的阻力，kN；Vw为工作机的线速度，m/s；为工作机的效率，带式输送机可取w=0.96。 动机-工作机的总效率总=1234561为V带的传动效率，2为齿轮传动效率，3为滚动轴承的效率，4为联轴器的效率，5为运输机平型带传动效率, 6为滚筒的效率.总=123456=0.960.950.980.990.960.960.85 需电动机的功率Pd(kW)Pd=Pw/总=6.25/0.85kW7.1 kW电动机额定功率Pm按PmPd来选取电动机型号。电动机功率的大小应视工

7、作机构的负载变化状况而定。3、转速的确定滚筒转速：n=601000vD=6010002.53.14350=136 r/min查阅文献2知：V带传动的传动比在2iv4范围内，圆柱齿轮传动比在3ic5范围内，则总传动比范围是：6i总20，所以电动机转速可选范围是：nm=620136=8162720 r/min额定功率相同的同类型电动机，有几种不同的同步转速。例如三相异步电动机有四种常用的同步转速，即3000r/min、1500r/min、1000r/min和750r/min。一般最常用、市场上供应最多的是同步转速为1500r/min和1000r/min的电动机，综合考虑各种情况，决定选用1500r

8、/min的电动机。根据计算所得的电机工作功率Pd和转速范围nm，并考虑极数少而转速高的电动机具有较好的经济性和防止传动比增大导致传动系统结构变复杂的条件。可以选择的电机型号为Y160M-4表1-1 Y160M-4性能参数序号电动机型号同步转速/(r/min)额定功率/kW满载转/(r/min)堵转转矩最大转矩质量/kg额定转矩额定转矩1Y160M-230001129302.02.31172Y160M-415001114402.22.3123二、传动比的分配计算总传动比总传动比计算公式： i总=nmnw 其中nm为电动机转速，nw为滚筒转速，则i总=nmnw=1440136=10分配各级传动比各

9、级传动比满足：i总=ivic 其中iv为V带传动比，ic为圆柱齿轮传动比。为使传动外廓不致过大，使iv=3，则ic=i总iv=103=3.33三、传动参数的计算各轴转速计算 主动轴I： nI=nmiv=14403=480.00 r/min 从动轴II： nII=nIic=480.003.33=144 r/min 滚筒轴III： nIII=nII=144 r/min各轴输入功率和输出功率 主动轴I： 输入功率 P=Pd1=7.10.94=6.674 kW 输出功率 P=P3=6.6740.98=6.541 kW 从动轴II： 输入功率 P=P2=6.5410.98=6.410 kW 输出功率 P

10、=P3=6.4100.98=6.282 kW滚筒轴III： 输入功率 P=P4=6.2820.993=6.238 kW 输出功率 P=P5=6.2380.96=5.988 kW 各轴输入转矩和输出转矩 电机输出转矩：T0=9550Pdnm=95507.11440=47.09 Nm 主动轴I： 输入转矩 T=T0iv1=47.0930.98=138.435 Nm 输出转矩 T=T3=138.4350.93=128.745 Nm 从动轴II： 输入转矩 T=Tic2=128.7453.330.98=420.145 Nm 输出转矩 T=T3=420.145 0.98=411.743 Nm 滚筒轴II

11、I： 输入转矩 T=Ti4=411.743 10.993=408.861Nm 输出转矩 T=T5=408.8610.96=392.506 Nm计算结果汇总如下:两轴连接件、传动件V带传动齿轮传动传动比33.33轴号电动机一级减速器滚筒轴0轴I轴II轴III轴转速(r/min)1440480.00144144输入功率(kW) 6.6746.4106.238输出功率(kW)7.1(额定：11)6.5416.2825.988输入转矩(Nm)138.435420.145408.861输出转矩(Nm)47.09128.745411.743392.506 第三章 V带的设计一、确定计算功率已知电动机功率P

12、d=7.1 kW ,转速nm=1440 r/min ，iv=3 。由电动机的工作工况（带式输送机，工作小时为1016h）查阅文献1得：KA=1.2则计算功率为 Pc=KAPd=1.27.1=8.52kW二、选择V带的带型根据计算的功率Pca和小带轮转速n1，确定普通V带为A型，参考教材第八版机械设计。由文献1知d1不应小于112mm,因此取d1=130mm，由以下公式得d2：d2=nmnd11-=1440480.001301-0.02=382.20 mm 为传动带的滑动率。 取基准直径系列，d2=382mm（这样使n有所减小，但其误差在5%内，估允许。）由文献1知d1不应小于112mm,因此取

13、d1=130mm，由以下公式得d2：d2=nmnd11-=1440480.001301-0.02=382.20 mm 为传动带的滑动率。 取基准直径系列，d2=382mm（这样使n有所减小，但其误差在5%内，估允许。）确定中心距a，并选择V带的基准长度Ld。初步选取中心距a=380mm,，符合在0.7d1+d2a02d1+d2 。 由下式得带长： L0=2a0+2d1+d2+d2-d124a0=2380+3.142130+382+382-13024380mm=1605 mm 查文献1，选用Ld=1600 mm , 则实际中心距为验算小带轮上的包角1由设计经验可得，小带轮上的包角1小于大带轮上的

14、包角2；小带轮上的总摩擦力相应地小于大带轮上的总摩擦力。因此，打滑只可能在小带轮上发生。为了提高带传动的工作能力，应使190011800(dd2dd1)57.30a=1800(382130)57.30377163.70900确定带的根数z 由下式计算z:z=Pc(P0+P0)KKL 由nm和d1查得：P0=0.30 kW 传动比为i=d2d1(1-)=21271(1-0.02)=3.05 由nm和i查得：P0=0.03 kW ,由1查得：K=0.96 。 将以上已知值代入得：z=1.56(0.30+0.03)0.961.145.0410为了使各根V=6根带受力均匀，带的根数不宜过多，一般少于1

15、0根，经鉴定，符合要求。确定带的初拉力F0下式中，q为传动带单位长度的质量，kg/m,参考教材得：p=0.1kg/m。F0=500Pczv2.5K-1+qv2=5001.5655.202.50.96-1+0.15.20298.39 N对于新安装的V带，初拉力为1.5（F0）min；对于运转后的V带，初拉力应为1.3（F0）min，则初拉力应选F0=1.5（F0）min。计算带传动的压轴力FpFp=2zF0sin(1/2)=261.598.39sin(163.70/2)=1.75 kN其中，1为小带轮的包角。第四章 齿轮的设计1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数及压力角的选择.按所给图示的传动

16、方案，选用直齿圆柱齿轮传动。输送机为一般工作机器，速度不高，初选7级精度。材料的选择，参考教材常用齿轮材料及其力学特性，选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。初选小齿轮齿数z1=20，大齿轮齿数z2=3.720=74，取z2=74。 根据实际情况,压力角应选=200。2、按齿面接触强度设计由设计公式进行试算，即d1t2.323KT1u1Z2EduH2(1)确定公式内的各计算数值试选载荷系数Kt=1.3。计算小齿轮传递的转矩。T1=(95.510 - 14 - 5P2)/n2=95.51053.80480=7.56104Nmm 考教

17、材第八版机械设计得圆柱齿轮的齿宽系数d，第205页，选取齿宽系数d=1。 考教材第八版机械设计得弹性影响系数ZE， ZE=189.8MPa0.5。参考教材得齿轮的接触疲劳强度极限Hlim，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa。计算应力循环次数,其中，j为齿轮每转一圈时，同一齿轮面啮合的次数；Lh为齿轮的工作寿命（单位为h）。N1=60n2jLh=604801(2830010)1.38109N2=N1/i2=(1.38109)/3.73.7108参考教材得接触疲劳寿命系数KHN（当NNC时，可根据经验在网纹内取KHN值）

18、，取接触疲劳寿命系数KHN1=0.92，KHN2=0.97。算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1。1=（KHN1Hlim1）/S=0.92600MPa=552 MPa2=（KHN2Hlim2）/S=0.97550MPa=534 MPa(2)计算试算小齿轮分度圆直径d12.32 =53.12 mm计算圆周速度vV=(d1tn2)/(601000)=(53.12480)/(601000)m/s=1.3 m/s计算齿宽bb=dd1t=153.12mm=53.12 mm 算齿宽与齿高之比b/h模数：mt=d1t/z1=53.12/20mm=2.656 mm齿高：h=2.25mt=2.25

19、2.656mm=5.98 mm b/h=53.12/5.98=8.89 计算载荷系数根据v=1.3m/s，7级精度，参考教材动载系数Kv=1.1；直齿轮，KHa=KFa=1;查得系数KA=1；用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得KH=1.418。由b/h=8.89，KH=1.418，参考教材得弯曲强度计算的齿向载荷分布系数KF=1.33，故载荷系数K=KAKvKHaKH=11.0611.418=1.503 实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 d1=d1tK/Kt=53.121.503/1.3=55.752mm计算模数mm=d1/z1=55.752/20mm=2.79mm3、按

20、齿根弯度强度设计弯曲强度的设计公式为m2KT1YFa1YSa1/FdZ1Z1(1)确定公式内的各计算数值调质处理钢的FE，查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa；大齿轮的弯曲强度极限FE2=380MPa；查表弯曲疲劳寿命系数KFN，取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.90，KFN2=0.92；计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则F1=（KFN1FE1）/S=0.90500MPa=450 MPaF2=（KFN2FE2）/S=0.92380MPa=350 MPa计算载荷系数KK=KAKvKFaKH=11.0611.33=1.41查取齿形系数和应力校正系数参考教材得齿形系数YF

21、a和YSa， YFa1=2.8，YFa2=2.24；YSa1=1.55，YSa2=1.75。计算大小齿轮的YFaYSa/F并加以比较YFa1YSa1/F1=2.81.55/450=0.00964YFa2YSa2/F2=2.241.75/349.6=0.01121 可以看出，大齿轮的数值大。m（21.415.671040.01121）/202=1.65 mm 对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数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1.6

22、5并就近圆整为标准值m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=55.752mm，算出小齿轮齿数z1=d1/m=55.752/228大齿轮齿数：z2=3.4828=97.4，取z2=98。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，并做到了结构紧凑。4、几何尺寸计算计算分度圆直径d1=z1m=282=56 mmd2=z2m=902=180 mm计算中心距a=(d1d2)/2=(56180)/2=118 mm计算齿轮宽度b=dd1=156=56mm取B2=56mm，B1=65mm。5 、齿轮的结构设计 小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺

23、寸计算如下：轴孔直径 d=41轮毂直径 =1.2d=1.241=49.2 圆整为50mm轮毂长度 轮缘厚度 0 = (34)m = 68(mm) 取 =8 轮缘内径 =-2h-2=179mm ；取D2 = 180(mm) ；腹板厚度 c=0.3b=0.345=13.5 取c=15(mm)；腹板中心孔直径=0.5(+)=0.5(180+70)=125(mm)；腹板孔直径=0.25（-）=0.25（180-70）=27.5(mm) 取=27.5 (mm)；齿轮倒角n=0.5m=0.52=1；第五章 轴的设计与校核5.1主动轴的设计与校核（1）主动轴的选材及轴径计算，轴的长度L因小齿轮材料为40Cr

24、（调质），硬度为280HBS。按扭转强度估算轴的直径，选用45号钢(调质)，硬度217255HBS主动轴的输入功率为P1=3.76kW,转速为n1=960 r/min轴的直径dA(P/n)1/3=120*(3.76/960)1/3=19.70mm鉴于有一个键槽，将直径增大5%，则d=19.70(1+5%)mm=20.69 mm，圆整为25mm.主动轴长，取L1=250mm.（2）轴的结构设计，轴上零件的定位、固定和装配 一级减速器中将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面、右面均由轴肩轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。(3)齿轮上作用力的

25、大小、方向 1小齿轮分度圆直径：d1=56mm2作用在齿轮上的转矩为：T1 =37.40 Nm 3求圆周力：FtFt=2T1/d1=237.40103/56=1335.71N 4求径向力FrFr=Fttan=1335.71tan200=486.16NRVA=RVB=Fr/2=243.08 N , MVC=RVA*L/2=14.58 NRHA=RHB=Ft/2=667.86 N , MHC=RHB*L/2=40.07 NMC=（MHC2+MVC2）0.5=42.58 NmME=(ME2+(at)2)0.5=48.13 Nm5.2从动轴的设计 按扭矩初算轴径大齿轮材料用45钢，正火，b=600Mp

26、a，硬度217255HBS大齿轮轴轴径的初算：大齿轮轴的转速较低，受转矩较大，故取：C=120d 考虑有两个键槽，将直径增大10%，则d=48.48(1+10%)mm=53.33mm 圆整为55mm以上计算的轴径作为输出轴外伸端最小直径。L=125mm(2) 轴的结构设计，轴的零件定位、固定和装配 一级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，该设计润滑方式是油润滑，箱体四周开有输油沟，齿轮一面用轴肩定位，另一面用轴套定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，齿轮、右轴承和皮带轮依次从右面装入。(3)求齿

27、轮上作用力的大小、方向 大齿轮分度圆直径：d2=180 mm作用在齿轮上的转矩为：T2 =69.64Nm 求圆周力：Ft=2T2/d2=269.641000/180=773.78 N 求径向力：Fr=Fttan=773.78tan200=281.63 NRVA=RVB=Fr/2=140.82N, RHA=RHB=Ft/2=368.89 ,MHC=RHA*L/2=193.45 N , MVC=RVA*L/2=74.41 N。5.3 主动轴和从动轴的强度校核 按扭转合成应力校核轴强度，由轴结构简图及弯矩图知处当量弯矩最大，是轴的危险截面，故只需校核此处即可。强度校核公式：e=/W-1主动轴：(1)

28、 轴是直径为25mm的是实心圆轴，W=0.1d3=12500Nmm(2) 轴材料为45号钢，调质，许用弯曲应力为-1=65MPa则e=/W=31.28-1= 65MPa故轴的强度满足要求从动轴：(1) 轴是直径为55mm的是实心圆轴，W=0.1d3=6892.1Nmm(2) 轴材料为45号钢，正火，许用弯曲应力为-1=65MPa则e= M2/W=6.35-1= 65MPa故轴的强度满足要求第六章 轴承、键和联轴器的选择根据已知条件，轴承预计寿命8年35016=44800h1.主动轴的轴承使用寿命计算滚动轴承选用6206， Cr=19.5 kN Fr=468.16N 查得fp=1.2径向当量动载

29、荷：Pr=fpFr=1.2468.16=516.792 N根据条件，轴承预计寿命：8年35016=44800小时所以由式Cj=，查表知ft=1故满足寿命要求。 2.从动轴的轴承使用寿命计算滚动轴承选用6208， Cr=29.5kN Fr=281.63N 径向当量动载荷：Pr=r=1.2281.3=337.96 N所以由式Cj=，查表10-6可知ft=1 故满足寿命要求。6.2 键的选择及校核1.主动轴上的键： Ft=1335.71N查手册得，选用B型平键，得：B键 840 GB1096-79 L=8mm,b=8mm,h=7mm,k=0.5h根据式p=2T/(dkL)=2Ft/(kL)=95.4

30、 MPa150MPa故键强度符合要求2.从动轴上的键： Ft=773.78 N查手册选：B键，1234 GB1096-79 L=14mm,b=14mm,h=9mm,k=0.5hB键，1252 ，GB1096-79 L=16mm,b=16mm,h=10mm,k=0.5h根据式pa=2 T/（dhl）=2Ft/(kL)=24.56Mpa 100Mpapc=2 T/（dhl）=2Ft/(kL)=19.34Mpa 100Mpa故键强度符合要求 6.3 联轴器的选择在减速器输出轴与工作机之间联接用的联轴器因轴的转速较低、传递转矩较大，又因减速器与工作机常不在同一机座上，要求由较大的轴线偏移补偿，应选用承

31、载能力较高的刚性可移式联轴器。经查表得选用GL5型号的轴孔直径为35的凸缘联轴器，公称转矩Tn=250 Nm K=1.3=9550=9550=90.53Nm选用GL5型弹性套住联轴器，公称尺寸转矩=250，。采用J型轴孔，键轴孔直径d=3240，选d=35，轴孔长度L=82第七章 减速器的润滑与密封7.1 润滑的选择确定 7.1.1润滑方式 1.因齿轮V12 m/s，选用浸油润滑,因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于3050mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1kW需油量V0=0

32、.350.7m3。2. 对于滚动轴承来说，由于传动件的速度不高，选用飞溅润滑。这样结构简单，不宜流失，但为使润滑可靠,要加设输油沟。7.1.2润滑油牌号及用量1.齿轮润滑选用AN150全系统损耗油，最低最高油面距1020mm，需油量为1.2L左右。2.轴承润滑选用AN150全系统损耗油。7.2密封的选择与确定1.箱座与箱盖凸缘接合面的密封选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法2.观察孔和油孔等处接合面的密封在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封3.轴承孔的密封闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部轴的外伸端与透盖的间隙，由于选用的电动机为低速、常温、常压的电动机，则可以选用毛毡密封。毛毡

33、密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。第八章 减速器附件的确定1、轴承端盖：根据下列的公式对轴承端盖进行计算： d0=d3+1mm；D0=D +2.5d3； D2=D0 +2.5d3； e=1.2d3； e1e；m由结构确定； D4=D -(1015)mm；D5=D0 -3d3；D6=D -(24)mm；d1、b1由密封尺寸确定；b=510，h=(0.81)b2、油面指示器：用来指示箱内油面的高度。3、放油孔及放油螺塞：为排放减速器箱体内污油和便于清洗箱体内部，在箱座油池的最低处设置放油孔，箱体内底面做成斜面，向放油孔方向倾斜12，使油易于流出。4、窥视孔和视孔盖：窥视孔用于检查传动零件的啮合、润滑及轮齿损坏情况，并兼作注油孔，可向减速器箱体内注入润滑油。5、定位销：对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各部分在加工及装配时能