一级圆柱齿轮减速器方案设计书报告

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目带式运输机传动系统设计专 业机电一体化技术班级设计人完成日期 2011-9-21目录一、 传动方案拟定 . .3二、 电动机的选择. 4二、 确定传动装置总传动比及分配各级的传动比. 6三、 传动装置的运动和动力设计. 7四、 普通V带的设计. 10六、齿轮传动的设计. 14五、 传动轴的设计. .17八、 箱体的设计. 25九、 联轴器的设计. 27十、润滑和密封的设计.28机械设计课程设计任务书、设计题目：带式运输机传动系统设计、传动方案图：Ill三、原始数据输送带压力F(N)2600N输送带速度v(m/s)1.8ms滚筒直径D(mm)400mm四、工作条

2、件：带式输送机在常温下连续工作，单向运转，空载起动，工作载荷平稳；两 班制(每班工作8小时)，要求减速器设计寿命为8年，大修期为3年，大批 量生产；输送带工作的允许误差为土5%,三相交流电源的电压为380/220V。一、传动方案拟定1、工作条件：使用年限 8 年，工作为两班工作制，载荷平稳，环境常温。2、原始数据：滚筒圆周力 F=2600N ;带速 V=1.8m/s;滚筒直径 D=400mm。方案拟定：采用V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。III二、电动机选择1、电动机类型和结构的选择：

3、选择 Y 系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。2、电动机容量选择：电动机所需工作功率为：式(1)：Pd=Pw/ na(kw)由式(2): Pw=FV/1000 (KW)因此Pd=FV/1000na (KW)由电动机至运输带的传动总效率为:n总=niX“2乂耳3乂耳4乂耳5式中：n1、n2、n3、n4、n5分别为带传动、轴承、齿轮传 动、联轴器和卷筒的传动效率。取耳1=0.96，n2 =.99，n3=0.97,n4 = 0.99贝U：n总=0.96x0.993x0.97x

4、0.99X0.96=0.86所以：电机所需的工作功率：Pd= FV/1000n总=(2600 x1.8)/(1000 x0.86)=5.44 (kw)3、确定电动机转速 卷筒工作转速为：n卷筒=60 x1000V/( n D)=(60X1000X1.8)/(400 n )=86 r/min查机械设计课程设计表 14-8 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I=36。取V带传动比I1 =24。则总传动比理论范围为：Ia=624。故电动机转速的可选范为Nd=Iaxn卷筒=（6 24）x86=516 2064 r/min则符合这一范围的同步转速有：1000 r/min 和 15

5、00r/min方 案 电动 机型 号额定功 率电动机转速(r/mi n)电动机重量参 考价 格传动装置传动比同步转速满载 转速总传动比V带 传动减速器1Y132S-45.51500 144068kg32016.73.345.012Y132M2-65.51000 96084kg48011.16 2.83.993Y160M2-85.575072012407108.372.363.54综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比，可见第 2 方案比较适合。此选定电动机型号为 Y132M2-6。电动机主要外形和安装尺寸：中心高H外形尺寸LX(AC/2+AD)XHD底角安装尺 寸AX

6、B地脚螺栓孔 直径K轴伸尺寸DXE装键部位尺寸FXGD132520X345X216X1781228X8010X41315三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比AC/?AD口IH遂11 I口由选定的电动机满载转速 nm和工作机主动轴转速 n1、可得传动装置总传动比为：ia=nm/n=nm/n卷筒=960/86=11.16总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比ia=ioXi（式中 io、i 分别为带传动和减速器的传动比）2、分配各级传动装置传动比：按表 14-8，取 io=2.8（普通V带i=24）因为：ia= ioxi所以：i1= ia/ io=11.16/2.8= 3.99四、传动装置

7、的运动和动力设计将传动装置各轴由高速至低速依次定为I轴，H轴， 以及io,i1,为相邻两轴间的传动比no1,n12,为相邻两轴的传动效率Pi,Pn,为各轴的输入功率（KW）Ti,Tn,为各轴的输入转矩（N m）ni,nn为各轴的输入转矩（r/min ）可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动 力参数1、 运动参数及动力参数的计算 (1)计算各轴的转数：I轴：ni=nm/ io=960/2.8=342.86(r/min )H轴：nn= ni/ ii=342.86/3.99=85.93 r/min卷筒轴：n山=nn(2)计算各轴的功率：I轴：Pi=PdX n01=PdX ni=5.4

8、4X0.96=5.22(KW)n轴：Pn= PiX n12= PiXn2Xn3=5.22X0.99X0.97=5.02( KW)卷筒轴：Pm= Pn23= Pnn2 耳4=5.02X0.99X0.99=4.92(KW)计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为：Td=9550Pd/nm=9550X5.44/960=54.12 N mI轴：Ti= Td i0n01= Td i0ni=54.12X2.8X0.96=145.47 NmH轴：Tn= Ti iin12= Ti iin2 n3=145.47X3.99X0.99X0.97=557.38 Nm卷筒轴输入轴转矩：T山=Tnn2 n4=546.29

9、N m计算各轴的输出功率：由于in轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率:故：P =PiX n轴承=5.22X0.99=5 KWP=PHX n轴承=5.02X0.99=4.95 KWP卷筒=p卷筒Xn轴承=4.92X0.99=4.87 KW计算各轴的输出转矩：由于in轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率: 则：T= TiX n轴承=145.47X0.99=144.02 NmT= TnXn轴承=557.38X0.99=551.81 NmT筒=T卷筒Xn轴承=546.29X0.99=540.83 Nm综合以上数据，得表如下:轴名效率P(KW)转矩T(N m)转速 nr/mi n传动比i效率n输入

10、输出输入输出电动机轴5.4454.129602.50.96i轴5.225.17145.47144.02342.864.460.96五.V 带的设计(1 )选择普通 V 带型号由PC=KAP=1.1X5.5=6.05 ( KW)根据机械工程设计基础表9-7 得知其交点在 A、B 型交界线处，故 A、B 型两方案待定：方案 1:取 A 型 V 带确定带轮的基准直径，并验算带速：则取小带轮 di=100mmd2=ni di (1-e)/n2=idi (1-e)=2.8X100X(1-0.02)=274.4mm由表 9-2 取 d2=274mm(虽使 n2 略有减少，但其误差小于5%，故允许带速验算：

11、 V=n1 d1n/ (1000X60)=960X100 n/(1000X60)=5.024 m/s介于 525m/s 范围内，故合适确定带长和中心距 a：0.7(d1+d2) aow2(d1+d2)0.7X(100+274)wa02X(100+274)262.08wao120 合适确定带的根数Z=Pc/(P0+AP0)KLKa)=6.05/(0.95+0.11)x0.96x0.95)=6.26故要取 7 根 A 型 V 带计算轴上的压力由 9-18 的初拉力公式有Fo=500PC(2.5/Ka-1)/zc+qv22=500 x6.05X(2.5/0.95-1)/(7X5.02)+0.17X5

12、.022= 144.74 N由 9-19 得作用在轴上的压力FQ=2zFosin(a/2)=2X7X242.42Xsin(155.01/2)=1978.32 N方案二：取 B 型 V 带确定带轮的基准直径，并验算带速：则取小带轮 d1=140mmd2=ni di (1-e)/n2=idi (1-e)=2.8X140X(1-0.02)=384.16mm由表 9-2 取 d2=384mm(虽使 n2 略有减少，但其误差小于5% ，故允许 )带速验算： V=n1 d1n/ (1000X60)=960X140 n/(1000X60)=7.03 m/s介于 525m/s 范围内，故合适确定带长和中心距

13、a：0.7(d1+d2) aoW2(d1+d2)0.7X(140+384)w a120 合适 确定带的根数Z=Pc/(Po+APo)KLKa)=6.05/(2.08+0.30)x1.00 x0.95)=2.68 故取 3 根 B 型 V 带计算轴上的压力由 9-18 的初拉力公式有Fo=500PC(2.5/Ka-1)/zc+qv2=500 x6.05x(2.5/0.95-1)/(3x7.03)+0.17x7.032=242.42 N由 9-19 得作用在轴上的压力FQ=2zF0sin(a/2)=2x3x242.42xsin(16o.o/2)=1432.42 N综合各项数据比较得出 方案二 更适

14、合六、齿轮传动的设计(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45 号钢调质，齿面硬度为 250HBS，大齿轮选用 45 号钢正 火，齿面硬度为 200HBS。带轮示意图如下:齿轮精度初选 8 级(2)、初选主要参数Zi=20 , u=4.5Z2=Ziu=20X4.5=90取书a=0.3，贝 y 书d=0.5 ( i+1) =0.675(3)按齿面接触疲劳强度计算计算小齿轮分度圆直径确定各参数值1载荷系数 查课本表 6-6 取 K=1.22小齿轮名义转矩T仁9.55x 106XP/ni=9.55x106x4.23/342.86=1.18

15、x105N mm材料弹性影响系数由表 6-7 ZE=189.84区域系数 ZH=2.5重合度系数E t=1.88-3.2 ( 1/Z1+1/Z2) =1.88-3.2X(1/20+1/90) =1.69 许用应力 查图 6-21 (a)%/ =O錚皿=560查表 6-8 按一般可靠要求取SH=10H lim 2SHSH= 610MPa= 560MPa取两式计算中的较小值，即(TH1=560Mpa于是dihx 1.2x1,18xl054 5 + lp89 8x2 5x0.77?V1I 560；=52.82 mm(4) 确定模数m=d1/Z1 52.82/20=2.641取标准模数值 m=3(5)

16、 按齿根弯曲疲劳强度校核计算校核式中 小轮分度圆直径 d1=m Z=3x20=60mm2齿轮啮合宽度 b= d d1=1.0 x60=60mm3复合齿轮系数 YFS1=4.38 YFS2=3.95重合度系数 丫丫 & =0.25+0.75/t=0.25+0.75/1.69=0.6938许用应力 查图 6-22 (a)cr Fiim1=245MPaaFiim2=220Mpa1,5滚动轴承2轴3齿轮轴的轮齿段4套筒6密封盖7轴端挡圈8轴承端盖9带轮10键(2)按扭转强度估算轴的直径选用 45#调质，硬度 217255HBS轴的输入功率为 Pi=4.32 KW转速为 nI=342.86 r/

17、minYFS1查表 6-8，取 SF=1.25则 5=寺煜=1嘶CFIim2220FH2176MPaSF1.25计算大小齿轮的YFS并进行比较4.38=0.02234YFS2196叶殳3.95二0.02244176YFS1C3 =115呻一:=26.76mmY n】V 342.86(3 )确定轴各段直径和长度从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加 5%,取 D 仁30mm，又带轮的宽度B= (Z-1 ) e+2 f=(3-1)x18+2x8=52 mm则第一段长度 L1=60mm右起第二段直径取 D2=38mm根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端

18、盖的外端面与带轮的左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度 L2=70mm右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴 承有径向力，而轴向力为零，选用6208 型轴承，其尺寸为 dxDxB=40 x80 x18,那么该段的直径为D3=40mm，长度为L3=20mm4右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于 滚动轴承的内圈外径，取D4=O48mm，长度取 L4= 10mm5右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为66mm,分度圆直径为 60mm，齿轮的宽度为 65mm，贝 V, 此段的直径为 D5=66mm,长度为 L5=65mm6右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径

19、应小于滚动轴承的内圈外径，取 D6=O48mm长度取 L6= 10mm7右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=40mm,长度 L7=18mm(4) 求齿轮上作用力的大小、方向1小齿轮分度圆直径： d1=60mm作用在齿轮上的转矩为：T1 =1.18x105N mm3求圆周力： FtFt=2T2/d2=2x1.18x105/60=1966.67NGD 求径向力 FrFr=Fttana=1966.67xtan20=628.20NFt, Fr的方向如下图所示(5)轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置， 建立力学模型。水平面的支反力：RA=RB=F”2=983.3

20、3 N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则Fa=0那么RARB=FrX62/124=314.1 N(6) 画弯矩图右起第四段剖面 C 处的弯矩：水平面的弯矩：MC=PAX62=60.97 Nm垂直面的弯矩：MC1= MC2=RAX62=19.47 Nm合成弯矩：Me=MC2 =. Mc2M=60.97219.472=64.0Nm(7)画转矩图： T= FtXdi/2=59.0 Nm(8) 画当量弯矩图因为是单向回转，转矩为脉动循环，a=0.6可得右起第四段剖面 C 处的当量弯矩：MeC2=：MC22(a T)2=73.14Nm(9) 判断危险截面并验算强度右起第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直

21、径与相邻段相差不大，所以剖面 C 为危险截面。已知 MeC2=73.14Nm ,由课本表 13-1 有:彷-1 =60Mpa 贝 V：(T e= MeC2/W= MeC2/(0.1 D43)=73.14X1000/(0.1X443)=8.59 Nm:彷-i右起第一段 D 处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：MD = . ( aT)= 0.6 59 = 35.4Nm(T e=MD/W=MD/(0.1 D13)=35.4X1000/(0.1X303)=13.11 Nm:T-1所以确定的尺寸是安全的。受力图如下：1,5滚动轴承2轴3齿轮4套筒6密圭寸盖7键8轴承端盖9轴端挡圈10半联轴器输

22、出轴的设计计算(1)确定轴上零件的定位和固定方式(如上图)(2)按扭转强度估算轴的直径19.47Nn饵TTP选用 45#调质，硬度 217255HBS轴的输入功率为 Pn=4.11 KW转速为 nn=77.22 r/min根据 13-2 式，并查表 13-2，取 c=1154 11=115377.22 3.28mm(3 )确定轴各段直径和长度1从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加 5%，取45mm,根据计算转矩TC=KAXTn=1.3X518.34=673.84Nm,查标准 GB/T 5014 2003，选用 LXZ2型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=84mm,轴

23、段长 L1=82mm2右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取52mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为 L2=74mm右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6211 型轴承，其尺寸为 dxDxB=55x100X21,那么该段的直径为 55mm，长度为 L3=36右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加 5%,大齿轮的分度圆直径为270mm，则第四段的直径取60mm,齿轮宽为 b=60mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为 L4=58mm5右起第五

24、段， 考虑齿轮的轴向定位，定位轴肩，取轴肩的直径为 D5=66mm ,长度取 L5=10mm6右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=55mm,长度 L6=21mm（4） 求齿轮上作用力的大小、方向1大齿轮分度圆直径：di=270mm2作用在齿轮上的转矩为：T1 =5.08x105Nmm3求圆周力：FtFt=2T2/d2=2x5.08x105/270=3762.96NGD求径向力 FrFr=Fttana=3762.96xtan20=1369.61NFt，Fr的方向如下图所示（5） 轴长支反力 根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力： RA=

25、RB=Ft/2 = 1881.48 N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则 Fa=0那么 RA=RB=Frx62/124= 684.81 N（6）画弯矩图右起第四段剖面 C 处的弯矩：水平面的弯矩： MC=RAx62= 116.65 Nm垂直面的弯矩： Mei MC2RA62=41.09 Nm合成弯矩：2 2 2 2Mei=Mc2 aMcMei60.97 19.47 =123.68Nm(7)画转矩图：T= FtXd2/2=508.0 Nm(8) 画当量弯矩图因为是单向回转，转矩为脉动循环，a=0.6可得右起第四段剖面 C 处的当量弯矩：Mec2二MC22(a T)2=307.56 Nm(9)

26、 判断危险截面并验算强度1右起第四段剖面c 处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面 e 为危险截面。已知 MeC2=307.56Nm，由课本表 13-1 有:彷-1 =60Mpa 贝 V：(T e= MeC2/W= MeC2/(0.1 D43)=307.56X1000/(0.1X603)=14.24 Nm:彷-12右起第一段 D 处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为 危险截面：MD= ( aT)2=0.6 508.0 = 304.8Nm(T e= MD/W= MD/(0.1 D13)=304.8X1000/(0.1X453)=33.45 Nm:T-1所以确定的尺寸是安全的以上计算所

27、需的图如下：八.箱体结构设计(1)窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥 视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑 油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内 和润滑油飞溅出来。(2)放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注(3)油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。(4)通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压 增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖 上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出， 达到集体内外气压相 等， 提高机体有缝隙处的密封性

28、能。(5)启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结 合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启 盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。 在轴承端盖上也可 以安装启盖螺钉， 便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装 上二个启盖螺钉，将便于调整。(6)定位销 为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联 结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是 对的，销孔位置不应该对称布置。(7)调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间 隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。(8)环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或

29、吊 钩，用以搬运或拆卸机盖。(9)密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防 止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很 大，应根据具体情况选用。箱体结构尺寸选择如下表:名称符号尺寸(mm)机座壁厚8机盖壁厚S18机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度bi12机座底凸缘厚度b220地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d116机盖与机座联接螺栓直径d212联轴器螺栓d2的间距l160轴承端盖螺钉直径d310窥视孔盖螺钉直径d48定位销直径d8df, d1,d2至外机壁距离C126, 22, 18df, d2至凸缘边缘距离C224, 16轴承旁凸台半径R124, 16凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为 准外机壁至轴承座端面距离1160,44大齿轮顶圆与内机壁距离112齿轮端面与内机壁距离210机盖、机座肋厚m1,m27,7轴承端盖外径