铸工车间自动送砂带式运输机传动装置设计二级减速器机械设计课程设计说书

1、设计题目:铸工车间自动送砂带式运输机传动装置设计内装：1. 机械设计课程设计任务书 2.草图 1 张3.展开式两级圆柱齿轮减速器装配图 1 张4.低速轴零件图 1 张5.低速轴大齿轮零件图 1 张 6.机械设计课程设计说明书 1 份 机械 工程学院 0111134班 设 计 者：学号： 指导教师： 金晓怡 完成日期：2015年1月22日 成绩： 上海工程技术大学目录一.设计任务书1二.传动系统方案的总体设计1输送机传动系统方案1电动机的选择1选择电动机类型1电动机功率的确定2确定电动机转速2传动比的分配3计算传动装置的运动和动力参数3各轴的转速3各轴的输入功率4各轴的输入转矩4整理列表5三.V

2、带传动的设计5V带的基本参数5带轮结构的设计8四.齿轮的设计8高速齿轮传动设计8齿轮的类型8按齿面接触强度设计9按齿轮弯曲强度设计计算11验算13主要设计结论13低速级齿轮传动设计14齿轮的类型14按齿面接触强度设计15按齿根弯曲强度设计16验算18主要设计结论19五.轴与键的设计19高速轴与键的设计20中间轴与键的设计20低速轴与键的设计22减速器各轴所用轴承代号23六.轴的强度校核23高速轴校核23中间轴校核26低速轴校核30七.轴承的校核33高数轴承校核33中间轴承校核36低速轴承校核38八.键的校核41高速轴上键校核41中间轴上键校核42低速轴上键校核43九.减速器的润滑与密封44十.

3、减速器箱体及其附件44十一.资料索引47设计内容说明及及计算结果一. 设计任务书二. 传动系统方案的总体设计2.1 输送机传动系统方案2.1.1 电动机的选择2.1.2 选择电动机类型2.1.3 电动机功率的确定2.1.4 确定电动机转速2.2 传动比的分配2.3 计算传动装置的运动和动力参数2.3.1 各轴的转速2.3.2 各轴的输入功率2.3.3 各轴的输入转矩2.3.4 整理列表三. V带传动的设计3.1 V带的基本参数3.2 带轮结构的设计四. 齿轮的设计4.1 高速齿轮传动设计4.1.1 齿轮的类型4.1.2 按齿面接触强度设计4.1.3 按齿轮弯曲强度设计计算4.1.4 验算4.1

4、.5 主要设计结论4.2 低速级齿轮传动设计4.2.1 齿轮的类型4.2.2 按齿面接触强度设计4.2.3 按齿根弯曲强度设计4.2.4 验算4.2.5 主要设计结论五. 轴与键的设计5.1 高速轴与键的设计5.2 中间轴与键的设计5.3 低速轴与键的设计5.4 减速器各轴所用轴承代号六. 轴的强度校核6.1 高速轴校核6.2 中间轴校核6.3 低速轴校核七. 轴承的校核7.1 高数轴承校核7.2 中间轴承校核7.3 低速轴承校核八. 键的校核8.1 高速轴上键校核8.2 中间轴上键校核8.3 低速轴上键校核九. 减速器的润滑与密封十. 减速器箱体及其附件十一. 资料索引l 设计题目铸工车间自

5、动送砂带式运输机传动装置设计l 输送带速度Vm/sl 鼓轮直径D355mml 鼓轮轴所需扭矩T660l 使用年限6年l 工作条件：双班制工作，连续单向运转，有轻微振动，室内工作，有粉尘。小批量生产，底座（为传动装置的独立底座）采用型钢焊接。本设计采用二级展开式圆柱齿轮作为传动系统，如下图所示按设计任务书要求，选用Y型三相异步电动机，该型号电机可以直接接入三相交流电网，寿命长，运转平稳，使用维修方便，而且体积小，重量轻，价格便宜。F=2T/D=2*660/0.355=3718.3N鼓轮轴的输出功率：PW传动装置总效率：所需电动机功率：因载荷平稳，电动机额定功率只需略大于即可，查课程设计表20-1

6、选取电动机额定功率为4kw。根据课程设计表2-1和表2-2：两级圆柱齿轮传动比范围：i剪=860V带的传动比：i带=24得总推荐传动比：所以电动机实际转速的推荐值为：符合这一范围的同步转速为750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min。综合考虑为使传动装置机构紧凑，选用同步转速1500r/min的电机。型号为Y112M-4，满载转速总传动比分配转动比：为使传动装置尺寸协调、结构匀称、不发生干涉现象，现选V带传动比：；则减速器的传动比为：；考虑两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应该有相近的浸油深度。则两级齿轮的高速级与低速级传动比的值取为，取则：1轴2轴3轴滚筒轴1轴

7、2轴：3轴：卷筒轴电机轴1轴2轴3轴滚筒轴轴名功率转矩T转速电机轴41440148023滚筒轴1、确定计算功率：已知：；查机械设计表8-8得：则：2、选取V带型号：根据、查机械设计图8-11选用A型V带3、确定大、小带轮的基准直径（1）初选小带轮的基准直径：(机械设计表8-7和表8-9)（2）计算大带轮基准直径：根据机械设计表8-9圆整4、验算带速：因为5m/s<v<25m/s,所以带速合适。5、确定V带的基准长度和传动中心距：中心距：初选中心距：（2）基准长度：由机械设计表8-2选带的基准长度（3）实际中心距：6、验算主动轮上的包角：由得主动轮上的包角合适。7、计算V带的根数：（

8、1），查机械设计表8-4再插值法计算得（2），查表得：；查机械设计表8-5得（3）由查机械设计表8-6得，包角修正系数（4）由，与V带型号A型查机械设计表8-2得：综上数据，得取合适。8、计算预紧力（初拉力）：根据带型A型查机械设计表8-3得：9、计算作用在轴上的压轴力：其中为小带轮的包角。10、V带传动的主要参数整理并列表：带型带轮基准直径（mm）传动比基准长度（mm）A31550中心矩（mm）根数初拉力N压轴力（N）61、带轮的材料：采用铸铁带轮（常用材料HT200）2、带轮的结构形式：V带轮的结构形式与V带的基准直径有关。小带轮接电动机，较小，所以采用实心式结构带轮。1、依照传动方案，本

9、设计选用二级展开式斜齿圆柱齿轮传动。2、运输机为一般工作机器，运转速度不高，查机械设计基础表11-2，选用7级精度。3、齿数：初选小齿轮齿数：大齿轮齿数：，取故实际传动比4、材料选择：有机械设计基础表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS,接触疲劳强度极限，弯曲疲劳强度极限，大齿轮材料为45钢(调质)，齿面硬度为240HBS。接触疲劳强度极限，弯曲疲劳强度极限有机械设计207页，取SF=1.4 ,SH=1。机械设计图10-20知，弹性系数应力循环次数：N1=60n1jLh=60×480×1×2×8×300×6

10、=8.29×108N2= N1/u=8.29×108/(9324）=2.14×108由机械设计图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.92, KHN2=0.97。取失效概率为1%，有=552MPa=MPa由机械设计图10-22查取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.9, KFN2=0.95。=MPa=MPa 5、螺旋角：8°<<20°,初选=14°1、（1）取载荷（2）,Z=0.75（3），2、调整小齿轮分度圆直径（1）计算圆周速度（2）计算齿宽b及（3）计算载荷系数 使用系数（查机械设计以下均相同）表10-2， 动载系数

11、，表10-8，根据v=1.14, 7级精度按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数, =1.418(插值法)齿向载荷分配系数,查表10-3：，=1×1.05×1.4×1.418=2.084（4）按实际载荷系数算得的分度圆直径：(5)模数：mm,查表10-13知：计算公式：，确定计算参数：（1） 计算载荷系数K(试选k=1.3)，(由上知)（2）螺旋角影响系数根据纵向重合系数，得 机械设计第八版（3）计算当量齿数ZV(4)查取齿型系数YF 应力校正系数YS（5）计算大小齿轮的 并加以比较比较：<所以取大齿轮：(6)计算：mm(7).分析对比计算结果对比计算结果，

12、取模数 =2已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的d1t=53mm来计算应有的。取26取101需满足、互质(8)几何尺寸计算计算中心距a将a圆整为130mm 按圆整后的中心距修正螺旋角计算大小齿轮的分度圆直径d1、d2计算齿轮宽度b圆整后54mm59mm(9)验算< 100N /mm与初设相符设计符合要求齿数Z1齿数Z2模数m压力角螺旋角26101220变位系数中心距a齿宽b1齿宽b2小齿轮材料0130595440cr（调质）大齿轮材料精度d1d245钢（调质）71、依照传动方案，本设计选用二级展开式斜齿圆柱齿轮传动。2、运输机为一般工作机器，运转速度不

13、高，查机械设计基础表11-2，选用7级精度。3、齿数：初选小齿轮齿数：大齿轮齿数：，取故实际传动比4、材料选择：有机械设计基础表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS,接触疲劳强度极限，弯曲疲劳强度极限，大齿轮材料为45钢(调质)，齿面硬度为240HBS。接触疲劳强度极限，弯曲疲劳强度极限有机械设计207页，取SF=1.4 , SH=1。机械设计图10-20知，弹性系数应力循环次数：N1=60n1jLh=60××1×2×8×300×6=2.15×108N2= N1/u=2.15×108/(

14、7527）=7.74×107由机械设计图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.93, KHN2=0.98。取失效概率为1%，有=558MPa=539MPa由机械设计图10-22查取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.91, KFN2=0.97。=325MPa=MPa 5、螺旋角：8°<<20°,初选=14°1、（1）取载荷（2）,Z=0.75（3），2、调整小齿轮分度圆直径（1）计算圆周速度（2）计算齿宽b及（3）计算载荷系数 使用系数（查机械设计以下均相同）表10-2， 动载系数，图10-8，根据v, 7级精度按齿面接触强度计算时的齿向载荷

15、分布系数, =(插值法)齿向载荷分配系数,查表10-3：，=1×1.04×1.2×1.424=1.78（4）按实际载荷系数算得的分度圆直径：(5)模数：mm, b/h=查图10-13知：计算公式：，确定计算参数：(1)计算载荷系数K，(由上知)（2）螺旋角影响系数根据纵向重合系数，得 机械设计第八版（3）计算当量齿数ZV(4)查取齿型系数YF 应力校正系数YS（5）计算大小齿轮的 并加以比较比较：<所以取大齿轮：(6)计算：mm(7).分析对比计算结果对比计算结果，接触强度的模数大于弯曲强度模数。取模数已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接

16、触疲劳强度算得的d1=mm来计算应有的。取31取86需满足、互质(8)几何尺寸计算计算中心距a将a圆整为150mm 按圆整后的中心距修正螺旋角计算大小齿轮的分度圆直径d1、d2计算齿轮宽度b圆整后80mm85mm(9)验算< 100N /mm与初设相符设计符合要求齿数Z1齿数Z2模数m压力角螺旋角31862.520变位系数中心距a齿宽b1齿宽b2小齿轮材料0150858040cr（调质）大齿轮材料精度d1d245钢（调质）7普通齿轮减速器，其轴的支承跨距较小，较常采用两端固定支承。轴承内圈在轴上可用轴肩或套筒作轴向定位，轴承外圈用轴承盖作轴向固定。设计两端固定支承时，应留适当的轴向间隙，

17、以补偿工作时受热伸长量。轴号型号7307AC7307AC7313AC1. 弯矩图的计算水平面：FNH1=2126N,FNH2=483N则其各段的弯矩为：BC段由弯矩平衡得M- M=2126x(0x151)CD段：由弯矩平衡得:MH=2126*151=321026N.mm铅垂面：FNV1=785N,FNV2=187N,FP=1325.85N, 则其各段弯矩为：AB段：则M-FPX=0M=138546.1(0X104.5)BC段：则CD段：则做弯矩图如下从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 是轴的危险截面。现将计算出的截面 处的 、 及 的值列于下表载荷水平面垂直面支持力Fr1H=483NF

18、r2H=2126N Fr1V=187N Fr2V=785N弯矩MH=321026N.mm MV1=85765N.mm MV=101523N.mm总弯矩 M1=MH2+MV12=332285N.mm M2=MH2+MV22=336696N.mm扭矩 T1=69440N.mm2. 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面)的强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 ca=MB2+(aT12W=40.52MPa<-1 因此符合1. 弯矩图的计算水平面：AB段：则即BC段：则CD段：则。铅垂面：AB

19、段：BC段：CD段：做弯矩图如下从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。现将计算出的截面处的、及的值列于下表载荷水平面垂直面支持力弯矩总弯矩扭矩2、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面(即危险截面)的强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表可得，故安全。1. 作用在齿轮上的力2.计算轴上的载荷载荷分析图：垂直面载荷分析图水平垂直面由装配图俯视受力视角决定水平面3.总弯矩从轴的结构以及扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面，现将计算出的截面C处的MH、

20、M V、M V及M的值例于下表：载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=NFNH2=NFNV1=2237NFNV2=3914N弯矩MM H1 =N·mmM H2 =60520N·mmMV =×105 N·mm总弯矩M 1=×105 N·mmM 2=×105N·mm扭矩TT=N·mm4. 按弯扭合成校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。满足要求。1、求作用在齿轮上的力高速级齿轮的分度圆直径为dd1=53.23mm大带轮与轴的配合为，流动轴承与轴的周向定位是过渡配

21、合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为m6.求两轴承所受的径向载荷和带传动有压轴力(过轴线，水平方向)，FP=1325.85将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系图一图二图三注图二中通过另加弯矩而平移到作用轴线上图三中通过另加转矩而平移到指向轴线 FrV2×150+55-Fae×150=0Fr2V=785N ,Fr1V=Fre-Fr2V=187N 同理 Fr2H=2126NFr1H=Fte-Fr2H=483N2、求两轴承的计算轴向力和轴承的派生轴向力 Fa1+Fd2=570+1540=2110>Fd1故Fa1=2110 ,Fa2=3523、求轴承的当量

22、动载荷和对于轴承1 Fa1Fa1=2210518=对于轴承2 Fa2Fa2=3552266=查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为：对于轴承1X1=0.41对于轴承2，P1=fp*(XFr1+YFa1)=2048P2=fp* (XFr2+YFa2)=22664、求该轴承应具有的额定载荷值因为P1<P2 则有故符合要求。1、求作用在齿轮上的力因为高速轴的小齿轮与中速轴的大齿轮相啮合，故两齿轮所受的、都是作用力与反作用力的关系，则大齿轮上所受的力为中速轴小齿轮上的三个力分别为齿轮与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为。求两轴承所受的径向载荷和将轴系部

23、件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系图一图二图三2、求两轴承的计算轴向力和由齿轮中计算得，对于型轴承，轴承的派生轴向力算得所以3、求轴承的当量动载荷和对于轴承1对于轴承2查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为：对于轴承1，对于轴承2，4、求该轴承应具有的额定载荷值因为则有故7307AC轴承符合要求。1、求作用在齿轮上的力高速级齿轮的分度圆直径为dd1=53.23mm大带轮与轴的配合为，流动轴承与轴的周向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直径尺寸公差为m6.求两轴承所受的径向载荷和2、求两轴承所受的径向载荷Fr1肯Fr2将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系图一

24、图二图三 Fr1v=Fre×143+Fae×d42143+75=2215Fr1V=Fre-Fr1V=2296-2215=81N 同理 Fr1H=143143+75Fte=4035NFr2H=Fte-Fr1H=6151-4035=2116N3、求两轴承的计算轴向力和轴承的派生轴向力 Fa1+Fd2=1402+1440=28432<Fd1故Fa1=3130N ,Fa2=1728N4、求轴承的当量动载荷和对于轴承1 Fa1Fa1=0.679<对于轴承2 Fa2Fa2=0.815>查表可得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为：对于轴承1X1=1Y1=0对于轴承2，P1

25、=fp*(XFr1+YFa1)=4603P2=fp* (XFr2+YFa2)=21185、求该轴承应具有的额定载荷值因为P1>P2 则C=P1360n1Lh106=19696<Cr=91500故符合要求。1. 高速轴上与大带轮相配合的轴上选择键连接，由于大带轮在轴端部，故选用单圆头平键（C型）根据，从表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度：b=8mm高度：h=7mm,由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长为：L=32MM键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得取其平均植，键的工作长度L=28mm。键和轮毂键槽的接触高度k则，p=2Tkld=56<p 故合适。所以选用：键C 8mm*7mm*

26、56mm 2、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，各轴肩处圆角半径为2。1. 中间轴上与大齿轮相配合的轴上选择键连接，选用圆头平键（A型）键的截面尺寸为：宽度：b=12mm高度：h=8mm,由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长为：L=70MM键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得取其平均植，键的工作长度L=58mm。键和轮毂键槽的接触高度k=0.5*h=0.5*8=4mm则，p=2Tkld=50<p 故合适。所以选用：键C 8mm*7mm*50mm 2、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，各轴肩处圆角半径为2。1 . 中间轴上与小齿轮相配合的轴上选择键连接，选用圆头平键（A型）键的截面尺寸为：

27、宽度：b=12mm高度：h=8mm,由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长为：L=40MM键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得取其平均植，键的工作长度L=28mm。键和轮毂键槽的接触高度k=0.5*h=0.5*8=4mm则，p=2Tkld=104<p 故合适。所以选用：键C 12mm*8mm*104mm 2、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，各轴肩处圆角半径为2。1. 低速轴上与大齿轮相配合的轴上选择键连接，选用圆头平键（A型）键的截面尺寸为：宽度：b=22mm高度：h=14mm,由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长为：L=70MM键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得取其平均植，键的工作长度L=

28、48mm。键和轮毂键槽的接触高度k=0.5*h=0.5*14=7mm则，p=2Tkld=52<p 故合适。所以选用：键C 22mm*14mm*52mm 2、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，各轴肩处圆角半径为2。1 . 低速轴与连轴器相配合的轴上选择键连接，选用单圆头平键（C型）键的截面尺寸为：宽度：b=14mm高度：h=9mm,由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长为：L=73MM键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得取其平均植，键的工作长度L=59mm。键和轮毂键槽的接触高度k=0.5*h=0.5*9=4.5mm则，p=2Tkld=102<p 故合适。所以选用：键C 14mm*9mm

29、*102mm 2、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，各轴肩处圆角半径为2。1.齿轮传动的润滑本减速器各级齿轮的圆周速度分别为：高速轴中间轴低速轴以上各级齿轮的圆周速度均小于2m/s，所以采用脂润滑。2.轴承的润滑由于高速级齿轮的圆周速度小于2m/s，所以轴承采用脂润滑，所以没有导油沟。3. 减速器的密封减速器外伸轴采用 2P158表（16-9）的密封件，具体由各轴的直径取值定，此标准适用于密封处速度v<5m/s，轴承旁还设置挡油盘或套筒。1.箱体结构形式及材料本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。此方

30、案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。减速器箱体用HT200制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。铸造箱体多用于批量生产。2. 箱体主要结构尺寸表（单位：mm）名称符号尺寸关系箱座壁厚10箱盖壁厚18箱体凸缘厚度b,b1,b215, 15, 25加强肋厚m,m1,地脚螺栓直径dfM20地脚螺栓数目na=200<250, n=4轴承旁联接螺栓直径d1M16箱盖箱座联接螺栓直径d2M10轴承盖螺钉直径和数目d3,nM8, 4M8, 4M12, 6观察孔