减速器课程设计机械设计课程设计说明书

1、燕山大学机械设计课程设计说明书题目： 带式输送机传动装置 学院(系)： 环境与化学工程学院 年级专业： 过程装备与控制工程 学 号： 130110040005 学生姓名： 蔡涛 指导教师： 刘大伟 燕山大学课程设计说明书目 录一、.设计任务书. 1二、传动方案分析. 2三、电动机的选择和参数计算. 3四、传动零件的设计计算. 6五、轴的设计. 13六、键的选择校核. 20七、轴承的校核. 22八、联轴器的选择与校核. 24九、密封与润滑的选择. 25十、减速器附件及说明. 26十一、设计小结. 28十二、参考资料. 29 设计及计算过程结果二、传动方案分析1、传动系统的作用：作用：介于机械中原

2、动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。2、传动方案的特点：特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。齿轮的位置不对称。3、电机和工作机的安装位置：电机安装在高速轴的一端；工作机安装在低速轴的一端。4、画传动系统简图： 共 29 页 第 2 页 设计及计算过程结果三、电动机的选择和参数计算 电动机是标准部件，设计时要根据工作机的工作特性，工作环境和工作载荷等条件，选择电动机的类型、结构容量和转速。1、 选择电动机类型和结构形式 由于生产单位一般多采用三相交流电源，因此

3、无特殊要求时应选三相交流电动机，又有三相异步电动机应用最广泛，所以根据用途选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自冷式结构。2、 选择电动机的容量（功率） 由于减速器工作载荷较稳定，长期连续运行，所选电动机的额定功率等于或稍大于所需的工作功率Pd即PedPd，电动机就能安全工作。(1) 工作机要求功率P(2) 电动机输出功率Pd其中传动装置的总效率式中为联轴器效率（弹性联轴器）、为齿轮传动效率（IT8）、为轴承效率、为卷筒效率。弹性柱销联轴器=0.99；圆柱齿轮传动=0.97；滚动轴承=0.98；则故电动机计算公式和有关数据皆引自机械设计课程设计指导手册第9页第11页、第119页主要参数：P=1

4、.26kwPd=1.48kw 共 29 页 第 3 页 设计及计算过程结果3、 选择电动机转速：卷筒工作转速为电机转速nd=840×nw =435.22176 r/min可以选择同步转速为750、1000、1500 r/min的电动机，查表选择电机Y100L-6，性能参数如下表：表1电动机主要性能参数电动机型号额定功率（kw）同步转速（r/min)满载转速（r/min)起动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y100L-61.510009402.02.24、 传动比的分配i总=nm÷n=940÷54.4=17.3i1=1.31.5i总=1.5×16.8=5i

5、2=i总÷i1=17.3÷5=3.46 （1） 各轴转速：轴n1=nm=940 r/min轴n2=n1÷i1=188 r/min轴n3=n2÷i2=54.34 r/min卷筒轴n卷=n3=54.34 r/min（2） 各轴的输入功率轴P1=Pd×1=1.47kw轴P2=P1×2×3=1.40kw轴P3=P2×2×3=1.33kw卷筒轴P卷=P3×1×3=1.29kwn=54.4r/minnd=1000r/mini1=5i2=3.46各轴转速及见表2各轴输入功率见表2 共 29 页 第

6、4 页 设计及计算过程结果（3）各轴的输入转矩电动机的输出转矩Td为： Td=9.55×106×Pdnm=15.04Nm轴T1=9.55×106×P1n1=14.89Nm轴T2=9.55×106×P2n2=70.77Nm轴T3=9.55×106×P3n3=232.77Nm卷筒轴T=9.55×106×P卷n3=225.83Nm表2运动和动力学参数轴号功率P/kw转矩T/（N·m）转速n/(r·min)传动比i效率电机轴1.4815.049401.000.99轴1.4714.89

7、9405.00.95轴1.4070.771883.460.95轴1.33232.7754.341.000.97卷筒轴1.29225.8354.34运动和动力学参数计算结果整理如下表各轴转矩见表2 共 29 页 第 5 页 设计及计算过程结果四、传动零件的设计计算1、高速级齿轮的设计1.1材料选择、热处理方式、精度等级(1) 材料及热处理；选择小齿轮材料为45钢，调质，硬度为240±10HBS，大齿轮材料为45钢，正火，硬度为190±10HBS，二者材料硬度差为50HBS。(2) 加工精度等级选用8-7-7级精度；(3) 选小齿轮齿数Z124大齿轮齿数Z2=Z1×i

8、1=24×5=120；(4) 初选=16°，d=0.81.2按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算（1） 载荷系数使用系数KA=1估计圆周速度V=4m/s 有 VZ1100=0.96m/s动载系数KV=1.07端面重合度轴向重合度 总重合度=+=1.65+1.75=3.4经查图表可知，齿间载荷分配系数K=1.44 ，齿向载荷分配系数K=1.07则有（2） 计算小齿轮传递的转矩T1=1.489×104Nmm（3） 查得区域系数齿轮计算公式和有关数据皆引自机械设计第76页第98页；斜齿圆柱齿轮主要参数：45号钢调质处理HB1=

9、240HBSHB2=190HBSZ124Z2120=16°d=0.8KA=1KV=1.07=1.65=1.75=3.4K=1.44K=1.07K=2.06T1=14890NmmZH=2.43 共 29页 第 6 页 设计及计算过程结果（4） 重合度系数（5） 螺旋角系数Z=cos=cos16°=0.98（6） 弹性影响系数ZE=189.8MPa（7） 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限应力Hlim1560M，大齿轮疲劳强度极限应力Hlim2460MPa（8） 应力循环次数可以取寿命系数KHN1=1;KHN2=1.08（9） 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系

10、数S=1，有（10） 试算小轮分度圆直径d1t（11） 实际圆周速度V=d1n160×1000=3.14×35.81×94060×1000=1.764m/s（12） 修正载荷系数按vz1100=1.76×24100=0.4查得动载系数K'v=1.03Z=0.786Z=0.98ZE=189.8Hlim1580MHlim2450MN1 =1.08×109N1 =2.17×108KHN1=1;KHN2=1.08Hl=560MPaH2=496.8MPad1t=35.81mmV=1.76m/sK'v=1.03 共 29

11、 页 第 7 页 设计及计算过程结果（13） 校正分度圆直径（14） 计算法向模数,取（15） 计算中心距 a=(z1+z2)mn2cos=(120+24)×1.52cos16°=112.4mm 圆取整a=115mm（16） 修正螺旋角=arccos2×(z1+z2)2a=20.09° 参数不需修正（17） 计算分度圆直径（18） 齿宽圆整取，1.3按齿根弯曲疲劳强度校核，(1) 重合度系数(2) 螺旋角系数(3) 当量齿数d=35.4mmmn=1.5mma=115mm=20.09°d1=30.4mmd2=192mb2=30mmb1=35mmY

12、=0.704Y=0.707Zv1=27.93 共 29 页 第 8 页 设计及计算过程结果(4) 齿形系数YFa1=2.70， YFa2=2.12(5) 应力修正系数，(6) 弯曲疲劳极限应力及寿命系数 ； ；(7) 弯曲疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1F1=KFlim1Flim1S=1×4201=420MPaF2=KFlim2Flim2S=1×3901=390MPa (8) 弯曲应力F1=2×1.69×15.09×10335×41.67×2×2.7×1.57×0.713×

13、0.802 =42.8<420=F1 F2=42.8×2.15×1.842.7×1.57=39.95<390=F2齿轮强度足够2、低速级齿轮的设计2.1材料选择、热处理方式、精度等级(1) 材料及热处理；选择小齿轮材料为45钢，调质，硬度为240±10HBS，大齿轮材料为45钢，正火，硬度为190±10HBS，二者材料硬度差为50HBS。(2) 加工精度等级选用8-7-7级精度；(3) 选小齿轮齿数Z123大齿轮齿数Z2=Z1×i2=23×3.46=80；(4) 初选=16°，d=0.8Zv2=139.

14、68YFa1=2.70YFa2=2.12YSa1=1.57YSa2=1.82Flim1580MFlim2450MF1=420MPaF2=390MPa强度足够45号钢调质处理HB1=240HBSHB2=190HBSZ123Z280=16°d=0.8 共 29 页 第 9页 设计及计算过程结果1.2按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算（1） 载荷系数使用系数KA=1.25估计圆周速度V=4m/s 有 VZ1100=0.92m/s动载系数KV=1.07端面重合度轴向重合度 总重合度=+=1.65+1.68=3.33经查图表可知，齿间载荷分配系数K

15、=1.43 ，齿向载荷分配系数K=1.07则有（2） 计算小齿轮传递的转矩T1=7.077×104Nmm（3） 查得区域系数（4） 重合度系数（5） 螺旋角系数Z=cos=cos16°=0.98（6） 弹性影响系数ZE=189.8MPa（7） 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限应力Hlim1560M，大齿轮疲劳强度极限应力Hlim2460MPaKA=1KV=1.07=1.65=1.68=3.33K=1.43K=1.07K=2.05T1=70770NmmZH=2.4Z=0.78Z=0.98ZE=189.8Hlim1560MHlim2460M 共 29页 第 10 页 设计

16、及计算过程结果（8） 应力循环次数可以取寿命系数KHN1=1.08;KHN2=1.2（9） 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数S=1，有（10） 试算小轮分度圆直径d1t（11） 实际圆周速度V=d1n260×1000=3.14×57.08×18860×1000=0.56m/s4m/s（12） 修正载荷系数按vz1100=0.56×23100=0.129查得动载系数K'v=1.02（13） 校正分度圆直径（14） 计算法向模数,取N1 =0.217×109N1 =0.627×108KHN1=1.08;K

17、HN2=1.2Hl=604.8MPaH2=552MPad1t=57.08mmV=0.56m/sK'v=1.02d=56.17mmmn=2.5mm 共 29 页 第 11 页 设计及计算过程结果（15） 计算中心距 a=(z1+z2)mn2cos=(23+80)×32cos16°=133.94mm 圆取整a=135mm（16） 修正螺旋角=arccos3×(z1+z2)2a=17.5° 参数不需修正（17） 计算分度圆直径（18） 齿宽圆整b2=50mm，b1=55 mm1.3按齿根弯曲疲劳强度校核，(1) 重合度系数(2) 螺旋角系数当量齿数(3

18、) 齿形系数， (4) 应力修正系数YSa1=1.57， YSa2=1.74(5) 弯曲疲劳极限应力及寿命系数 ； ；a=135mm=17.5°d1=60.3mmd2=209.7mmb2=50mmb1=55mmY=0.705Y=0.755Zv1=26.5Zv2=92.22YFa1=2.80YFa2=2.25YSa1=1.57YSa2=1.74Flim1450MFlim2390M 共 29 页 第 12 页 设计及计算过程结果(6) 弯曲疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1F1=KFlim1Flim1S=1×4201=420MPaF2=KFlim2Flim2S=1&#

19、215;3901=390MPa (7) 弯曲应力F1=2×1.55×8026045×52.9×3×2.8×1.57×0.725×0.723 =120.4<420=F1 F2=120.4×2.25×1.742.8×1.57=107.2<390=F2强度足够五、轴的设计1、 初步计算轴径 根据工作条件，小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构，选用45钢，正火处理，硬度HB=170217。 按扭转强度法进行最小直径估算，即初算轴径，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴的强度影响。1

20、、高速轴最小直径的确定 由，因高速轴最小直径处安装联轴器，设有一个键槽。则，由于减速器输入轴通过联轴器与电动机轴相联结，则外伸段轴径应与联轴器轴孔直径相配合，否则难以选择合适的联轴器，参见联轴器的选择，查表，就近取联轴器孔径的标准值，取d1min=20mm。2、中间轴最小直径的确定 ，因中间轴最小直径处安装滚动轴承，则最小轴径应与轴承内孔直径相配合，取为d2min=25mm。F1=420MPaF2=390MPa强度足够d1min=20mmd2min=25mm 共 29 页 第 13 页 设计及计算过程结果3、低速轴最小直径的确定，因低速轴最小直径处安装联轴器，设有一键槽，则，参见联轴器的选择，

21、查表，就近取联轴器孔径的标准值，取d3min=32mm。二、轴的结构设计1、输入轴的初步设计如下图图1装配方案是：左端，挡油板、左端轴承、调整垫片、端盖、密封圈、联轴器依次从轴的左端向右安装；右端，右端轴承、套筒、调整垫片、端盖依次从轴的右端向左安装。轴的径向尺寸：当直径变化处的端面用于固定轴上零件或承受轴向力时，直径变化值要大些，可取（68）mm，否则可取（13）mm。轴的轴向尺 寸：轴上安装传动零件的轴段长度是由所装零件的轮毂宽度决定的，而轮毂宽度一般是和轴的直径有关，确定了直径，即可确定轮毂宽度。轴的端面与零件端面应留有距离L，以保证零件端面与套筒接触起到轴向固定作用，一般可取L=（13

22、）mm。轴上的键槽在靠近轴的端面处的距离取（13）mm，靠近轴肩处的距离应大于等于5mm。2、中间轴的初步设计如下图图2 d3min=32mm 共 29 页 第 14 页 设计及计算过程结果装配方案是：左端，大齿轮、套筒、左端轴承、套筒、调整垫片、端盖依次从轴的左端向右安装；右端，小齿轮、套筒、右端轴承、套筒、调整垫片、端盖依次从轴的右端向左安装。尺寸设计准则同输出轴。图33、输出轴的初步设计如下图装配方案是：左端，左端轴承、调整垫片、端盖依次从轴的左端向右安装；右端，大齿轮、套筒、右端轴承、调整垫片、端盖、密封圈、联轴器依次从轴的右端向左安装。尺寸设计准则同输出轴。3、 输出轴的弯扭合成强度

23、计算 由输出轴轴承处轴的直径d=40mm,查机械设计指导手册得到应使用轴承型号为6208，D=80mm，B=18mm。1、计算齿轮受力：螺旋角：=17.5° 分度圆直径：大齿轮受力：转矩：T3=256000Nmm 圆周力：Ft=2T3d4=2214N径向力：Fr=Fttanncos=839.4 轴向力：Fa=Fttan由此可画出齿轮轴受力图如下图d3=60.3mmd4=209.7mm 共 29 页 第 15 页 设计及计算过程结果2、计算轴承反力水平面： ：垂直面： 3、画出水平面弯矩图Mxy，垂直面弯矩Mxz图，和合成弯矩图水平面弯矩图：（） 共 29 页 第 16 页 设计及计算

24、过程结果垂直面弯矩图：（）合成弯矩图：（）4、画出轴的转矩T图，T=256000Nmm5、轴材料为45刚，调制处理，查得，用插值法查得 共 29 页 第 17 页 设计及计算过程结果6、画当量弯矩M图 T =0.279×237770=71424N7、 由图可知，在齿轮剖面处的最大当量弯矩分别为：7、判断轴的危险截面应力大（弯矩M大、有扭矩T、轴径d小） 应力集中（过盈配合、键槽、过渡圆角）所以确定危险截面在与齿轮配合的轴附近，其中II截面最危险。8、用安全系数法对II截面进行校核轴材料选用45钢调质，b=650MPa，s=360MPa，查表得疲劳极限：-1=0.45b=0.45

25、15;650=293MPa，0=0.81b=0.81×650=527MPa-1=0.26b=0.26×650=169MPa0=0.5b=0.5×650=325MPa 由式，得 ，（1） 求截面II的应力弯矩 M=114754.8-102950.855×27+=72121.1N.m, =TWT =2377290.2×453 =13.04Mpaa=6.52MPa 共 29 页 第 18 页 设计及计算过程结果（2） 求截面II的有效应力集中系数 因在此截面处有轴直径变化，过渡圆角半径r=1mm 其应力集中可查表得由查得（用插值法）（3） 求表面状态

26、系数及尺寸系数、查表得=0.92，=0.84，=0.78。（按靠近应力处的最小直径查得）（4） 求安全系数（设为无限寿命KN=1）根据校核，截面II足够安全。 输出轴最危险，校核通过，故其他轴也安全 结论：轴安全 共 29 页 第19页 设计及计算过程结果六、键的选择校核1.键的选择，根据轴径和轴的长度选择键，这里都选择普通平键 输入轴：联轴器段轴径20，选键6×6×36 中间轴：大齿轮配合段轴径34，选键10×8×40 小齿轮配合段轴径34，选键10×8×22 输出轴：大齿轮配合段轴径44，选键12×8×38 联

27、轴器段轴径32，选键10×8×512.键的校核由于静连接，取，（1）输入轴，键的接触长度 所传递的转矩为 2）中间轴，小齿轮键的接触长度 能传递的转矩为 大齿轮键的接触长度 能传递的转矩为 （3）输出轴，联轴器段键的接触长度 能传递的转矩为 大齿轮配合段键的接触长度 共 29 页 第 20 页 设计及计算过程结果能传递的转矩为 校核通过结论：键安全 共 29 页 第 21 页 设计及计算过程结果七、轴承的校核1、基本寿命 八年一班2、输出轴寿命校核轴承型号为角接触球轴承6208,其尺寸为d×D×B=40×80×18。计算轴承的轴向载荷

28、的基本额定动载荷Cr=38.5KN,基本额定静载荷Co=28.5KN，(1) 求支反力力转矩： 圆周力： 径向力： 轴向力：(2)轴向载荷：S1=e×Fr1=0.68×780=530.4NS2=e×F21=0.68×1702.7=.1158NS1+Fa=530.4+599=1129.4NS1+Fa<S2所以1端压紧，2端放松Fa1=S2-Fa=1158-599NFa2=1158N(3)径向载荷=25°(4)当量载荷 共 29 页 第 22 页 设计及计算过程结果 ，X1=0.41,Y1=0.87Fa2Fr2=11581702=0.68,X

29、2=1,Y2=0p2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1.2×1×1702.7=2043.2N (5)计算寿命结论：轴承合格 共 29 页 第 23 页 设计及计算过程结果八、联轴器的选择及校核1、电动机与输入轴之间： 为了减小启动转矩，减小转动惯量和良好的减震性能，采用弹性柱销联轴器。 输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 选HL1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为160，半联轴器的孔径d1=20mm，半联轴器长度L=40mm。2、 输出轴与卷筒轴之间： 选HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为630，半联轴器的孔

30、径d1=32mm，半联轴器长度。3.、联轴器校核 结论：联轴器安全。 共 29 页 第 24 页 设计及计算过程结果九、密封与润滑一、齿轮采用浸油润滑，由机械设计（机械设计基础）课程设计表16-1查得选用L-AN68中负荷工业齿轮油（GB443-1989），圆柱齿轮浸入油的深度约一个齿高。由于第一级大圆柱齿轮圆周速度最大，为，可以利用齿轮飞溅的油润滑轴承，并通过油槽润滑其他轴上的轴承，且有散热作用，效果较好。二、滚动轴承的润滑开设油沟，飞溅润滑。三、润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN68润滑油。四、密封方法的选取轴端透盖根据润滑方式和轴径选择J型

31、骨架式橡胶油封，检查减速器剖分面、各接触面及密封处，均不许漏油，剖分面涂以水玻璃。 共 29 页 第 25 页 设计及计算过程结果十、减速器附件及说明1窥视孔盖窥视孔盖的规格为150mm×120mm。在减速器箱盖顶部开窥视孔，以便于检查传动件的啮合情况、润滑状况、接触斑点级齿侧间隙等。窥视孔应设在能看到传动零件啮合区的位置，并有足够大小，以便手能深入操作。平时将检查孔盖板盖上并用螺钉予以固定，盖板与箱盖凸台接合面间加装防渗漏的石棉橡胶纸垫片。2放油螺塞螺塞规格为，放油孔的位置应在油池的最低处，并安装在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便于放油。螺塞材料采用Q235A。3油标油标选用M1

32、2杆式油标，油标尺常放置在便于观测减速器油面级油面稳定处，对于多级传动油标安置在低速级传动件附近。长期连续工作的减速器，在杆式油标的外面常装有油标尺套，可以减轻油的搅动干扰，以便在不停车的情况下随时检测油面。4通气器减速器在运转时，箱体内温度升高，气压增大，对减速器密封极为不利。为沟通箱体内外的气流使箱体内的气压不会因减速器运转时的温升而增大，从而造成减速器密封处渗漏，在箱盖顶部或检查孔盖板上安装通气器。5起盖螺钉箱盖，箱座装配时在剖分面上涂密封胶给拆卸箱盖带来不便，为此常在箱盖的联接凸缘上加工出螺孔，拆卸时，拧动装与其中的起盖螺钉便可方便地顶起箱盖。起盖螺钉材料为45。螺杆顶部做成半圆形，以免顶坏螺纹。6定位销为保证剖分式箱体的轴承座孔的加工及装配精度，在箱体的联接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销，并尽量设置在不对称位置。定位销为圆公称直径（小端直径）可取d=（0.70.8）d2，d2为箱座，箱盖凸缘联接螺栓的直径；取长度应稍大于箱体联接凸缘的总厚度，以利于安装。7起吊装置选用M10的吊环螺钉，装在箱盖上，用来拆卸和吊运箱盖，也可用来吊运轻型减速器。 共 29 页 第 26