减速器设计说明书--板式输送机传功装置设计

1、11级工业工程专业机械课程设计说明书设计题目：板式输送机传功装置设计学生学号：3110111218学生姓名：周林指导老师：吴新江二一三年六月 目录一、 目的1二、 任务书11、 设计说明书一份12、 减速器装配图一张，零件图1到3张（小齿轮）1三、 设计要求1四、 传动方案设计1五、电动机的选择21、电动机的功率计算22、 电动机的转速计算33、 选择电动机型号3六、 传动装置总体设计31、 传动比分配32、 各轴转速和转矩4七、 V带设计计算5八、齿轮传动设计计算8一、 目的8二、任务书8九、 轴的设计计算151、选择转轴材料152 轴I的设计计算163 轴II的设计计算21十 键的设计计算

2、261、 轴I上键的选择计算与校核262、 轴II上键的选择与计算27十一 箱体的设计计算27十二 联轴器的设计计算29十三 滚动轴承的选择和寿命校核291、 轴I上轴承的校核计算292、 轴II上轴承的校核计算31十四 减速器附件的设计32十五 润滑方式的选择34参考文献36计算及说明结论1、 目的板式输送机传功装置设计2、 任务书1、 设计说明书一份2、 减速器装配图一张，零件图1到3张（小齿轮）3、 设计要求1、 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，工作环境最高温度。2、 工作机额定功率，额定转速3、 检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修，寿命为

3、8年。4、 输入轴允许误差为。5、 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。4、 传动方案设计电动机V带单级圆柱齿轮减速器（斜齿轮）联轴器工作机五、电动机的选择1、电动机的功率计算V带传动效率 单级圆柱齿轮减速器效率取滚动轴承效率（两对）弹性联轴器效率取2、 电动机的转速计算查机械设计课程设计手册P196表14-2可得：V带的传动比 单级圆柱齿轮（斜齿）传动比电动机传动比范围 电动机转速范围3、 选择电动机型号根据算出的电动机功率和电动机转速范围可以选定电动机型号(查机械设计课程设计手册P173表12-1)为 额定功率 电动机额定功率4KW电动机额定转速1440r/min电动机机轴伸出

4、端直径28mm电动机机轴伸出端长度60mm电动机机座中心高度112mm6、 传动装置总体设计1、 传动比分配 根据V带传动和单级圆柱斜齿轮的传动比范围可以进行传动比的分配 验算转速 符合要求。2、 各轴转速和转矩 分别是I,II轴的转速，分别是I,II轴的转矩7、 V带设计计算1、设计任务已知：带式输送机的传动系统中，第一级传动为普通V带传动，其中电动机功率P=kW，转速=1440r/min，传动比为i=2.每天工作16小时。试设计该普通V带传动，要求传动比误差5%。2、设计内容和步骤 1、 确定设计功率查教材机械设计基础表64得工作情况系数则2、 选择带的型号V带型号根据设计功率和小带轮转速

5、确定，查教材机械设计基础表68可选取A型带。3、 确定带轮的基准直径和验算带速查教材机械设计基础表65和表66 ,V带带轮最小基准直径，知A型带=75mm,选取小带轮基准直径：=90mm，带速<25m/s带的速度合适大带轮基准直径：查教材机械设计基础表66选取大带轮基准直径，符合条件4、确定中心距a和V带基准长度Ld根据初步确定中心距0.7*（90+180）=189mm2*（90+180）=540mm要求工作平稳，选取中心距初算带的基准长度Ld：查教材机械设计基础表62普通带基准长度及长度系数 ，确定带的基准长度。计算实际中心距a，由 s5、计算小轮包角小带轮包角：>120故符合要

6、求6、 确定V带根数Z 由表63(P128)查得;由表67(P134)查得；由表62(P121)查得由表68(P135)查得，则 取 根7、计算作用在轴上的压力FQ预紧力F0按式（618）(P133)计算 经查表61(P120)可得由式（619）(P135)计算带对轴呃作用力2.8、V带设计计算的基本数据带型A型带功率4KW小带轮转速1440r/min传动比2小带轮转速90mm180mm中心距a包角根数Z4八、齿轮传动设计计算1、 目的设计减速器中的一对圆柱齿轮传动，已知，设定，寿命，小齿轮相对其轴的支承为不对称布置，并画出大齿轮的结构图。二、任务书设计出符合条件的齿轮传动并画出大齿轮的结构图

7、3、 设计计算 1、选定齿轮类型、精度等级、材料 选择斜齿圆柱齿轮； 查P210表10-8，推荐精度等级为38级，类比选择精度等级为8级；材料选择：查P191表10-1，选择小齿轮材料为40Cr，调质处理，硬度为270HBS；大齿轮材料为45钢，调质处理，硬度为230HBS； 选取螺旋升角为 2、属于软齿面，按齿面接触疲劳强度设计 设计公式为： 1） 、确定公式中的各个参数值和系数 （1）、试选载荷系数：（2）、小齿轮传递的转矩为：（3）、查P205表10-7得齿宽系数（4）、查P201表10-6得弹性影响系数（5）查P209图10-21d），以材料品质与热处理质量一般计(即取ML线)，得齿轮

8、的接触疲劳强度极限为：小齿轮： 大齿轮： （6）、齿数比（7）、按P206式10-13计算工作应力循环次数为： 小齿轮：N1=60n1jLh=60×720×1×35040=1.514×109 大齿轮：N2=N1/i=1.514×109=0.314×109（8）、由P207图10-19查得接触疲劳寿命系数小齿轮 KHN1=大齿轮 KHN2=（9）、取接触疲劳强度安全系数SH=1 （10）、则两齿轮的接触疲劳强度许用应力为： 小齿轮: 大齿轮: 许用接触应力： u （11）、由P217图10-30选取区域系数 (12)、由P215图10-

9、26查得 2）、代入接触疲劳强度设计式并进行设计计算（1）、按设计公式确定小齿轮分度圆的直径d1，计算时取上面计算出的两个许用应力中较小的一个代入： （2）、计算圆周速度 （3）、计算齿宽b （4）、计算模数和齿宽与齿高之比b/h 模数： 齿高： （5）、计算纵向重合度 (6)、计算载荷系数 查P193表10-2得使用系数KA 根据=m/s，8级精度，由P194图10-8查得动载系数KV0斜齿轮： 查P195表10-3得齿间载荷分配系数KH=KF=查P197表10-4，知8级精度、软齿面小齿轮相对其轴的支承为不对称布置时的齿向载荷分布系数为： 载荷系数（7） 、按实际的载荷系数校正前已计算出来

10、的分度圆直径： 由P204公式（10-10a）得： （7）、计算并确定模数m 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 由P216公式（10-17） 1)、确定公式中的各个参数值和系数（1）、载荷系数K与上面计算的K值不一样（注意系数KF、KF） K=KAKVKFKF 其中KA和KV与前面查得的一样 KH=KF=1.5 根据b/h=1和KH=1.451（前面已算出）查P198图10-13得齿向载荷分布系数KF=1.40 载荷系数（2） 、根据纵向重合度 ，从P217图10-28查得螺旋角影响系数 （3）、计算当量齿数 （4） 、查取齿形系数 由P200表10-5查得 （5） 、查取应力矫正系数 由P200表

11、10-5查得 (6)、由P208图10-20c查得 由P206图10-18取弯曲疲劳寿命系数 (7)、计算大、小齿轮的并加以比较 安全系数取 大齿轮的数值较大。 2）、设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得得分度圆直径来计算应有的齿数。于是由 取，则 4、几何齿轮计算1)、计算中心距 将中心距圆整为150mm。2) 、按圆整的中心距修正螺旋角 3）、计算分度圆直径 4）、计算齿轮宽度 圆整后取 5、齿轮设计计算的基本参数25螺旋角120中心距150mmB152mm2B2

12、47mmmmmm2mm2mm4mm传动比2mm3、齿轮结构设计 为腹板式结构齿轮； 为实心结构齿轮。 所以小齿轮为实心结构齿轮，大齿轮为腹板式结构齿轮。9、 轴的设计计算1、选择转轴材料 I、II轴的材料均为45钢，查P248表9-2可得，取，则由P248公式（9-1）可得高速轴I和低速轴II的最小轴径为： I轴和II轴上都有两个键槽，则圆整后可得 ，2 轴I的设计计算 因为小齿轮轮过小，所以轴I设计成齿轮轴轮过小，所以轴I设计成齿轮轴（1）轴上零件的定位 固定和装配：单级减速器可将此轮安排在箱体中央，相对与两轴承对称分布。根据轴上零件的定位 装拆方便的需要，同时考虑到强度的原则，主动轴和从动

13、轴均设计为阶梯轴。（2）确定主动轴各段直径和长度 根据轴上各个零件的安装和拆卸要求，以及各个零件轴向固定和定位要求可初步估算轴的直径和长度。 如下图所示：根据轴上各个零件的安装和拆卸要求，以及各个零件轴向固定和定位要求可初步估算轴的直径和长度。 如下图所示：第一段：,d1由最小直径可得d1为30mm，由大带轮的宽度可得；第二段：第二段轴径为第一段轴径加上轴肩高度，轴肩高度一般为0.070.10d，轴承盖与第一段轴的距离为23mm，轴承盖宽度为30mm，则，；第三段：第三段轴径为第二段轴径加上轴肩高度，轴肩高度一般为1.52.5mm，选用6308深沟球轴承，轴承宽度为23mm，挡油环长度为1mm

14、，末端空余0.5mm。则第三端长度为，；第四段：因为该段要与齿轮配合且该轴为齿轮轴，与轴一配合的小齿轮宽度为52mm，为了齿轮的定向与固定，选择，；第五段：轴的长度根据轴承宽度和轴肩宽度等可得；扭矩T为： 圆周力为：径向力为： 轴向力为： （3） 按当量弯矩校核轴径做水平面的受力图 弯矩图作垂直面的受力图 弯矩图。截面C左侧弯矩截面C右侧弯矩截面B右侧弯矩作合成弯矩图截面C左侧的合成弯矩截面C右侧的合成弯矩截面B右侧的合成弯矩作转矩T图其中因转轴单向传动，转矩可以认为按脉传动循环变化，所以校正系数，则计算当量弯矩 校核轴危险剖面的强度 45钢调制处理后，其抗拉强度极限，设，由机械设计基础（唐林

15、 编著）P306表9-3得到轴的需用弯曲应力。 轴段1上截面D处，有 轴段3上的截面B处，有 轴段1中轴段2中，故原初估轴径符合强度条件要求 。 轴强度校核结论：原设计的轴结构尺寸满足强度条件。3、 轴II的设计计算与校核 扭矩T为： 圆周力为： 径向力为： 轴向力为： （1）轴上零件的定位 固定和装配：单级减速器可将此轮安排在箱体中央，相对与两轴承对称分布。根据轴上零件的定位 装拆方便的需要，同时考虑到强度的原则，主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。（2）确定轴各段直径和长度 根据轴上各个零件的安装和拆卸要求，以及各个零件轴向固定和定位要求可初步估算轴的直径和长度。 如下图所示：第一段：,d1由最

16、小直径可得d1为40mm，由联轴器的半轴长度B=112mm可得，；第二段：第二段轴径为第一段轴径加上轴肩高度，轴肩高度一般为(0.070.10)d，轴承盖与第一段轴的距离为26mm，轴承盖宽度为3mm，则，；第三段：第三段轴径为第二段轴径加上轴肩高度，轴肩高度一般为23mm，选用6210 深沟球轴承，轴承宽度为20mm，挡油环长度为mm，第三段与第四段之间存在间隙为2mm，则第三端长度为，；第四段：第四段轴径为第三段轴径加上轴肩高度，轴肩高度一般为23mm，与轴一配合的齿轮宽度为47mm，为了齿轮的定向与固定，选择，；第五段：第五段为一个定位轴肩，宽度为8mm，直径为62mm第六段：第六段轴径

17、为轴承段，故与第三段轴径，轴的长度根据经验可得。 （3） 按当量弯矩校核轴径做水平面的受力图 弯矩图、作垂直面的受力图 弯矩图。 截面C左侧弯矩截面C右侧弯矩作合成弯矩图截面左侧的合成弯矩截面右侧的合成弯矩作转矩T图其中因转轴单向传动，转矩可以认为按脉传动循环变化，所以校正系数，则计算当量弯矩校核轴危险剖面的强度 45钢调制处理后，其抗拉强度极限，设，由机械设计基础（唐林 编著）P306表9-3得到轴的需用弯曲应力。 轴段1上截面D处，有 轴段4上的截面C处，有 轴段1中轴段2中，故原初估轴径符合强度条件。 轴强度校核结论：原设计的轴结构尺寸满足强度条件。因为轴上存在两个键槽，d要放大8%到1

18、0%，所以符合要求。十 键的设计计算1、 轴I上键的选择计算与校核第一段存在一个GB/T 1096 键键的材料为40cr，载荷均匀分布参考文献四P189表10-13可得 参考文献4P188公式（10-29）可得T为转矩，d为轴径，h为键的高度，为键的工作长度故符合要求。2、 轴II上键的选择与计算 第一段存在一个GB/T 1096 键键的材料为Q275A，载荷均匀分布查参考文献4P189表10-13可得 查参考文献四P188公式（10-29）可得T为转矩，d为轴径，h为键的高度，为键的工作长度故符合要求。 第四段存在一个GB/T 1096 键键的材料为Q275A，参考文献4P189表10-13

19、可得 参考文献4P188公式（10-29）可得T为转矩，d为轴径，h为键的高度，为键的工作长度十一 箱体的设计计算参考文献2P164可得：箱座壁厚 取；箱盖壁厚 取；箱盖凸5缘厚度；箱座凸缘厚度；箱座底凸缘厚度；地脚螺钉直径取；地脚螺钉数目，则；轴承旁连接螺栓直径；取M16；盖与座连接螺栓直径取；连接螺栓d2的间距 取160mm；轴承端盖螺钉直径取；视孔盖螺钉直径 取；定位销直径 取 ；至外箱壁距离；至凸缘边缘距离；轴承旁凸台半径；凸台高度；外箱壁至轴承座端面距离；铸造过渡尺寸X Y均为4mm；大齿轮齿顶圆与内箱壁距离取；齿轮端面与内壁距离取；箱盖 箱座肋厚轴承端盖外径取130mm；轴承旁连接

20、螺栓距离十二 联轴器的设计计算在选择和计算联轴器时，考虑到机械起动 制动时的惯性力和工作过程中过载等因素的影响，应将联轴器传递的名义转矩适当增大，即按计算转矩TC进行联轴器的选择和计算。计算转矩Tc按下式确定：式中：T为名义转矩；KA为工作情况系数，其值参考文献3P266表9-6。可得KA=1.5 则再根据TC参考文献3P101表8-5可得： 联轴器类型为LT7 公称转矩为，许用转速为3600r/min，半轴长度为112mm，轴孔长度为84mm，轴孔轴径为40mm。十三 滚动轴承的选择和寿命校核 由上述轴的计算可以选定轴I轴承型号为6308，轴II型号为6210。1、 轴I上轴承的校核计算扭矩

21、T为： 圆周力为：径向力为： 轴向力为： 由轴的设计计算中可以得到 计算P值预选型号为6308的轴承，参考文献3P291表10-5,可得 ，参考文献3P295表10-8，取设轴承I只受径向力，故轴承II受径向力和轴向力的复合作用参考文献3P291表10-5可得：参考文献3P291表10-5可得： 为了两端用同一型号的轴承，故 计算需要的基本额定动载荷因为，故选用6308轴承。2、 轴II上轴承的校核计算由轴的计算可得轴II由轴的设计计算中可以得到 计算P值预选型号为6210的轴承，参考文献3P291表10-5,可得 ，,参考文献3P295表10-8，取设轴承I只受径向力，故轴承II受径向力和轴

22、向力的复合作用， 参考文献3P291表10-5可得：参考文献3P291表10-5可得： 为了两端用同一型号的轴承，故 计算需要的基本额定动载荷因为，故选用6210轴承。十四 减速器附件的设计14.1 窥视孔和视孔盖：窥视孔开在啮合区的上方并有适当的大小，窥视孔平时用盖板盖住，加密封垫圈，螺钉连接。其尺寸参考文献2P167表11=4可得： d=7mm 孔数为4个，盖厚，d取M8,。=d 14.2 通气器：选M16×1.5塞。 14.3 起吊装置：选吊耳环和吊钩。参考文献2P167：吊耳环尺寸为：取 取 取吊钩尺寸为: = =取 取14.4 油面指示器：选油

23、标尺M16（参考文献2P93表7-10） 14.5 毛毡圈：参考文献2P94表7-12可得。14.6 起盖螺钉：采用螺栓GB/T27-1988 M10×30，螺钉端部作成圆柱端。数量为1个 14.7 定位销：采用销GB/T117-2000 M10×28，两个,对称分布。14.8 轴承盖的参数：参考文献2P172可选择M8，个数4个，轴I: 取 轴II: 从箱体的整体考虑取 m由结构确定。14.9 挡油环的选择：轴I：长度为14mm，轴II：长度为19mm14.10 螺塞和封油垫：参考文献2P93表7-11可选择十五 润滑方式的选择1 齿轮传动和轴承的润滑方式 因为 所以其润滑方式是将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。齿轮浸入油中的深度为10mm，油池中的油量约为2L。 因为 (两个轴上的轴承外径相同均为90mm) 所以轴承的润滑方式为脂润滑。2 润滑剂的选择 齿轮润滑为浸油润滑，参考文献1P235表10-12和P234表10-11可选润滑油为 重负荷工业齿轮油150 （GB 5903-1995）轴承润滑为脂润滑。3 密封方式.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.观察孔和油孔等处接合面