琴岛学院带轮单级减速器说明书10-7

1、青岛理工大学琴岛学院课程设计说明书课题名称：带式输送机传动装置设计学 院：机电工程系专业班级：机械设计及其自动化学 号：20100302015学 生：李运增指导老师：郇艳 青岛理工大学琴岛学院教务处 2013年7 月2 日机械设计课程设计评阅书题目带式输送机传动装置设计学生姓名李运增学号20100302015指导教师评语及成绩指导教师签名： 年 月 日答辩评语及成绩答辩教师签名： 年 月 日教研室意见总成绩： 室主任签名： 年 月 日摘 要本次课程设计是设计一个单级减速器，根据设计要求确定传动方案，通过比较所给的两种方案，选择2方案，作为设计方案。设计过程根据所给输出机的驱动卷筒的圆周力、带速

2、、卷筒直径和传动效率。确定所选电动机的功率，再确定电动机的转速范围，进而选出所需要的最佳电动机。计算总传动比并分配各级传动比，计算各轴的转速、转矩和各轴的输入功率。对传动件的设计，先设计齿轮，从高速机齿轮设计开始，根据功率要求、转速、传动比，及其其他要求，按齿轮的设计步骤设计，最后确定齿轮的齿数，模数等一系列参数。本次课程设计我采用的是直齿轮，直齿轮的优点是，能提高齿轮啮合的重合度，使齿轮传动平稳，降低噪音，之后设计齿轮的结构，按机械设计所讲的那样设计，按同样的方法对低速级进行设计，接下来对箱体进行大体设计，设计轴的过程中将完成对箱体的总体设计，设计轴主要确定轴的各段轴径及其长度，在此设计过程

3、中完成了对一些附加件的设计包括对轴承的初选，主要是根据轴的轴向及周向定位要求来选定，然后对轴进行强度校核，主要针对危险截面。这个过程包括一般强度校核和精密校核。并对轴承进行寿命计算，对键进行校核。设计过程中主要依据课程设计，对一些标准件和其他的一些部件进行选择查取，依据数学公式和经验进行对数据的具体确定。关键字：减速器、齿轮、轴、轴承、键 1 机械设计课程设计 说明书机械设计课程设计计算说明书一、设计任务书.3二、传动方案拟定.8三、电动机的选择.10四、计算总传动比及分配各级的传动比.11五、运动参数及动力参数计算.12六、传动零件的设计计算.18七、轴的设计计算.26八、滚动轴承的选择及校

4、核计算.28九、键联接的选择及计算.29十、联轴器的选择.29十一、减速器箱体的选择.30十二、减速器附件的选择.31十三、润滑与密封.32十四、课程设计小结.32一、课程设计任务1.1 课程设计的目的该课程设计是继机械设计课程后的一个重要实践环节，其主要目的是： （1）综合运用机械设计课程和其他先修课程的知识，分析和解决机械设计问题，进一步巩固和拓展所学的知识。 （2）通过设计实践，逐步树立正确的设计思想，增强创新意识和竞争意识，熟悉掌握机械设计的一般规律，培养分析问题和解决问题的能力。 （3）通过设计计算、绘图以及运用技术标准、规范、设计手册等有关设计资料，进行全面的机械设计基本技能的能力

5、的训练。1.2 课程设计要求 1.单级减速器装配图一张（A0） 2.设计说明书一份1.3 课程设计的数据 课程设计的题目是：带式输送机减速系统设计工作条件：单向运转,有轻微振动,经常满载，空载起动, 两班制工作，使用期限10年，输送带速度容许误差为±5%。卷筒直径D=380mm，带速=1.95m/s, 带式输送机驱动卷筒的圆周力（牵引力）F=2.8KN。二、传动方案拟定2.1 组成机器通常原动机、传动装置、工作机等三部分组成。传动装置位于原动机和工作机之间，用来传递运动和动力，并可以改变转速，转矩的大小或改变运动形式，以适应工作机功能要求。2.2 特点齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴

6、向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。2.3 确定传动方案综合比较带式输送机的四种传动方案，下图的传动方案工作可靠、传动效率高、维护方便、环境适应性好。2.4. 选择单级圆柱直齿轮减速器图2-1传动装置总体设计简图三、电动机选择3.1电动机类型的选择 Y系列三相异步电动机3.2电动机功率选择3.2.1传动装置的总功率： 总=带×2轴承×齿轮×联轴器×滚筒 =0.96×0.992×0.97×0.99×0.96 =0.8593.2.2电机所需的工作功率： P工作=FV/1000总 =2800×1.95/（10

7、00×0.859） =6.35KW3.3确定电动机转速 计算滚筒工作转速：n筒=60×1000V/D=60×1000×1.95/（×380）=98r/min按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ia=36。取V带传动比I1=24，则总传动比理时范围为Ia=624。 根据容量和转速，由有关手册查出有三种适用的电动机型号：综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1000r/min。3.4确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机

8、型号为Y160M-6。其主要性能：额定功率：7.5KW，满载转速970r/min，额定转矩2.0。质量119kg。四、计算总传动比及分配各级的伟动比4.1总传动比 i总=n电动/n筒=970/98=9.94.2分配各级伟动比 据指导书，取i带=2.5（i=24合理）i总=i齿轮×I带i齿轮=i总/i带=9.9/2.5=3.96五、运动参数及动力参数计算5.1计算各轴转速（r/min） nI=n电机=970r/minnII=nI/i带=970/2.5=388(r/min)nIII=nII/i齿轮=359/4.38=82(r/min)5.2计算各轴的功率（KW）P0=P工作=7.5KWP

9、I=P0×带=7.5×0.96=7.2KWPII=PI×轴承×齿轮=7.2×0.99×0.97 =6.92W5.3计算各轴扭矩（N·mm）T0=9.55×106PI/nI=9.55×106×7.5/970 =73.84N·mTI=9.55×106PI/nI =9.55×106×7.2/359 =191.53N·mTII=9.55×106PII/nII=9.55×106×6.92/89 =805.93N·m

10、六、传动零件的设计计算6.1皮带轮传动的设计计算6.1.1选择普通V带截型因为每天工作8小时，由表136得：KA=1.1PC=KA·P=1.1×7=7.7KW6.1.2由图8-10得：选用B型V带6.1.3确定带轮基准直径，并验算带速由表8-6和表8-8： 取dd1=140mm dd2=n1/n2·dd1=970/359×140=370.7mm由表8-8中，取dd2=375mm带速V：V=dd1n1/60×1000=×140×960/（60×1000） =7.11m/s在525m/s范围内，带速合适。6.1.4确定

11、带长和中心矩根据课本公式得0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0.7(140+375)a02×(140+375) 所以有：340.9mma0974mm 初步取a0 =1.5（140+375）=768mm 由课本公式（14-15）得：L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0=2426mm查表8-22，对B型带选用：Ld=2500mm根据课式（8-23）得：aa0+Ld-L0/2=800+(2500-2426)/2 =800+37 =837mm6.1.5验算小带轮包角1=1800-（dd2-dd1）/a×57.30 =1800-（375-

12、140）/837×57.30 =1800-160 =1640>1200（适用）6.1.6确定带的根数根据表（13-3）P0=2.08KW根据表（13-4）P0=0.30KW根据表（13-5）K=0.96根据课本表（13-2）KL=1.03 由课本式（13-15）得Z=PC/P=PC/(P1+P1)KKL =7.7/(2.03+0.3) ×0.96×1.03 =3.276.1.7计算轴上压力由课本P70表5-1查得q=0.1kg/m，由式（13-18）单根V带的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/K-1）+qV2=500×7.7/4×7

13、.03×(2.5/0.96-1)+0.17×7.032N=228.03N则作用在轴承的压力FQ，由课本P87式（13-19）FQ=2ZF0sin1/2=2×4×158.01sin167.6/2=1866.5N6.2齿轮传动的设计计算6.2.1选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40号碳素钢调质，齿面硬度为220HBS。大齿轮选用45号钢调质，齿面硬度190HBS；根据课本表11-1选8级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m6.2.2按齿面接触疲劳强度设计 由d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3 由式（1

14、3-15）确定有关参数如下：传动比i齿=4.38取小齿轮齿数Z1=32。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=4.38×32=140实际传动比I0=140/32=4.375传动比误差：（i-i0）/I=(4.38-4.375)/4.38=0.1%<2.5% 可用齿数比：u=i0=4.38由课本表11-3取d=0.46.2.3转矩T1T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×7.2/359 =1.9×105N·mm6.2.4载荷系数k 由课本表11-3取k=1.26.2.5许用接触应力HH= HlimZNT/SH由课本图

15、11-7c查得：HlimZ1=550Mpa HlimZ2=530Mpa由课本13-12计算应力循环次数NLNL1=60n1rth=60×458.2×1×(16×365×8)=1.28×109NL2=NL1/i=1.28×109/6=2.14×108由课本P135图6-34查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=0.92 ZNT2=0.98通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0H1=Hlim1ZNT1/SH=550×0.92/1.0Mpa=500MpaH2=Hlim2ZNT2/SH=35

16、0×0.98/1.0Mpa=482Mpa故得：d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3=76.431×50021.8×(6+1)/0.9×6×34321/3mm=78.97mm模数：m=d1/Z1=78.97/32=2.49mm根据课本表4-1取标准模数：m=2.5mm6.2.6校核齿根弯曲疲劳强度根据课本(11-8）式 F=(2kT1/bm2Z1)YFaYSaH确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2.5×32mm=80mmd2=mZ2=2.5×140mm=350mm齿宽：b=da=0.4×215

17、mm=86mm取b=90mm b2=90mm小齿轮略大于大齿轮取100mmb1=100mm6.2.7齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=32,Z2=140由表11-9相得YFa1=2.56 YSa1=1.55YFa2=2.18 YSa2=1.836.2.8许用弯曲应力F根据课本（11-8）式：F= Flim YSTYNT/SF由课本图11-7C查得：Flim1=67.9Mpa Flim2 =57.8Mpa由图6-36查得：YNT1=0.88 YNT2=0.9试验齿轮的应力修正系数YST=2按一般可靠度选取安全系数SF=1.25 计算两轮的许用弯曲应力F1=Flim1 YSTYNT1

18、/SF=190×0.88/1.25Mpa=146MpaF2=Flim2 YSTYNT2/SF =180×0.9/1.25Mpa=138Mpa将求得的各参数代入式（11-8）F1=(2kT1/bm2Z1)YFa1YSa1=(2×1×50021.8/45×2.52×20) ×2.80×1.55Mpa=67.9Mpa< F1F2=(2kT1/bm2Z2)YFa1YSa1=(2×1×50021.8/45×2.52×120) ×2.14×1.83Mpa=57.

19、8Mpa< F2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够6.2.9计算齿轮传动的中心矩aa=m/2(Z1+Z2)=2.5/2(32+140)=215mm6.2.10计算齿轮的圆周速度VV=d1n1/(60×1000)=3.14×32×354.24/60×1000=1.5m/s七、轴的设计计算7.1输入轴的设计计算7.1.1按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255HBS根据课本（15-2）式，并查表15-3，取A0=112考虑有键槽，将直径增大5%，则d=41.21×(1+5%)mm=43.277.1.2轴的结构设计7.1.2.1轴上零件的定位，固

20、定和装配从左至右依次分为7段，取长度分别为l1,l2,l3,l4,l5, l6,l7,各段的纵面直径分别为 d1,d2,d3,d4,d5,d6,d7为满足轴上的零件的定位，紧固要求和便于轴的装拆，常将轴做成阶梯状。小齿轮的直径小，可以直接铸造到轴上，各段的两个阶梯之间的直径之差为110mm,视具体情况而定。7.1.2.2确定轴各段直径和长度段：d1=50mm 长度取L1=31mmh=2c c=1.5mm初选用6010型深沟球轴承，其内径为50mm,宽度为16mm，外径为80mm。II段:d2=d1+2h=50+2×2×1.5=56mm d2=56mm考虑齿轮端面和箱体内壁的

21、距离为1013mm。II段长为9mm。通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故II段长：L2=9mm。III段为铸造直径段，取其直径为齿轮齿顶圆直径，直径d3=85mm，长度为齿轮宽度，取L3=100mm。段和II段关于III段对称，所以取直径d4=56mm，L4=9mm。段和段关于III段对称，所以段的设计标准和段一样，取：d5=50mm，L5=31mm。设计为区分加工表面，所以h取4。所以直径选为46mm，长度选为80mm，即d6=46mm,L6=80mm。段，但此段左面的阶梯作定位轴肩考虑，应而按标准查取由手册得安

22、装尺寸h=3，所以取d7=40mm,同时由于段要安装带轮，计算得要是带轮上可以安装4根v带，取L7=100mm。由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=383mm。7.1.2.3按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d1=80mm求转矩：已知T1=T2=1.9×105N·mm求圆周力：根据课本（11-24）式得Ft=2T2/d1=4750N求径向力Fr根据课本（11-35）式得Fr=Ft·tan=1730N （1）绘制轴受力简图（如图a） （2）绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：FAY=FBY=Fr/2=865N FAZ=FBZ=Ft/2=2375N由两边对称，知截

23、面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为MC1=FAYL/2=865×130=56.225N·m(3)绘制水平面弯矩图（如图c）截面C在水平面上弯矩为：MC2=FAZL/2=2735×75=154.38N·m(4)绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=(9.12+252)1/2=304.30N·m(5)绘制扭矩图（如图e）转矩：T=9.55×（P2/n2）×106=190.0N·m(6)绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取=1，截面C处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/

24、2=304.302+(0.6×190)21/2=324.95N·m(7)校核危险截面C的强度 由式（14-5）e=Mec/0.1d33=324.95/0.1×853=5.29MPa< -1b=60MPa该轴强度足够。 7.2输出轴的设计计算7.2.1按扭矩初算轴径选用45#正火钢，硬度（190HBS）根据课本P235页式（10-2），表（10-2）取c=115dc(P3/n3)1/3=115(6.9/82)1/3=45.08mm考虑到有键槽45.08×（1+5%）=47.3mm 取dmin=50mm7.2.2轴的结构设计7.2.2.1轴的零件定位，

25、固定和装配单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。7.2.2.2确定轴的各段直径和长度初选6012型角接球轴承，其内径为60mm，宽度为18mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长48mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。即长度分别为:l1=60, l2=50 l3=48 l4=87 l5=9 l6 =36 各段的纵面直径分别为

26、:d1=50 d2=56 d3=60 d4=64 d5 =70 d6=607.2.2.3按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d=350mm求转矩：已知T2=805.93N·m求圆周力Ft： Ft=2T3/d2=4750N求径向力Fr根据课本得Fr=Ft·tan=1730N两轴承对称LA=166mm LB=216mm八、滚动轴承的选择及校核计算 根据根据条件，轴承寿命5000小时8.1计算输入轴承初选轴承为深沟球轴承，型号为6010，额定动载荷为16.8KN。8.1.1、计算当量载荷由于是深沟球轴承，且只承受径向载荷，则P=F1V+F=836+1730=25958.1.2、轴

27、承寿命计算根据条件，取；由于是球轴承，则Lh=47500h>5000h预期寿命足够。8.2计算输出轴承初选轴承为深沟球轴承，型号为6012，额定动载荷为24.5KN。8.2.1计算当量载荷由于是深沟球轴承，且只承受径向载荷，则P=F1V+F=865+1730=25958.2.2轴承寿命计算根据条件，取；由于是球轴承，则Lh=49990h>5000h预期寿命足够。九、键联接的选择及校核计算9.1键的选择 轴径d1=40mm,L1=100mm查手册得，选用C型平键，得：键A 12×8 GB1096-79 l=L1-b=100-10=90mmT2=191.5N·m h

28、=8mm根据课本得p=4T2/dhl=4×191500/40×8×90 =19.34Mpa<R(110Mpa)9.2输出轴与齿轮联接采用平键联接轴径d3=64mm L3=87mm T=805.93N·m查手册P51 选A型平键键18×11 GB1096-79l=L3-b=87-17=70mm h=11mmp=4T/dhl=4×805930/70×11×64 =65.4Mpa<p(110Mpa)9.3输出轴与联轴器联接用平键联接轴径d2=50mm L2=60mm T=805.93Nm选用C型平键键14&#

29、215;9 GB1096-79l=L2-b=60-10=50mm h=9mm据课本得p=4T/dhl=4×805930/50×9×50=89.7Mpa<p十、联轴器的选择轴是通过联轴器与轴相连接的轴，轴的直径最小处与联轴器连接，d=50mm,转矩T=805.93NM，因带式直运输机中齿轮的单向传动，有微量冲击结合此条件，选用弹性联轴器。查表17-1得出，选用型弹性套柱联轴器，其主要参数如下：公称扭矩。主动轴孔直径50mm,从动轴轴也选用50mm.Y型轴孔长度L=142mm,A=65。十一、减速器箱体的选择箱体：用来支持旋转轴和轴上零件，并为轴上传动零件提供封

30、闭工作空间，防止外界灰砂侵入和润滑逸出，并起油箱作用，保证传动零件啮合过程良好的润滑。减速器各部分尺寸如下表：名称符号尺寸关系 具体尺寸mm箱座壁厚本设计为单级圆柱齿轮减器，而 所以取取8箱盖壁厚8箱体凸缘厚度箱座mm箱盖mm箱地座mmb=12b1=12b2=20加强肋厚 箱座mm箱盖mmm=6.8m1=6.8 地脚螺钉直径选取M20 则 20 地脚螺钉数目n取 4轴承旁联接螺栓直径 选取M16 则 16箱盖、箱座联接螺栓直径取M12 螺栓间距 12轴承盖联接螺钉直径和数目 n高速轴轴承外径 所以，低速轴轴承外径D=150mm所以，6=8、 n=4轴承盖（轴承座端面）外径 高速轴轴承盖外径 低速轴轴承盖120;135观察孔盖螺钉直径选取M8 8、至箱体外壁距离；、至凸缘边缘距离、 26 24 22 20 18 16 34 轴承旁凸台高度和半径h、h由结构确定； 28箱体外壁至轴承座端面距离 取 52mm 40十二、减速器附件的选择包括窥视孔及窥视孔盖、通气器、轴承盖、定位销、启箱螺钉、油标、放油孔及放油螺塞、起吊装置。十三、润滑与密封润滑：齿轮采用浸油润滑。当齿轮圆周速度时，圆柱齿轮浸入油的深度约一个齿高，三分之一齿轮半径，大齿轮的齿顶到油底面的距离30