二级减速器带式输送机传动装置设计说明书

1、二级减速器带式输送机传动装置设计说明书二级减速器带式输送机传动装置设计说明书各轴的输入转矩：电动机轴的输出转矩：轴：轴：轴（卷筒轴）： 计算及说明结果五、传动零件设计带传动设计：序号设计项目设计内容计算结果1确定计算功率查课本P199表6.7取工况系数2选择V带型号根据和，查课本P200表6.9选取A型V带A型V带3确定带轮基准直径、根据A型带，查课本P195表6.2，取，带传动的传动比，则大带轮基准直径为：查课本P195表6.2取基准直径为4验算带速带速在525范围内，符合要求5确定传动中心距和带的基准长度初步确定中心距 ， 初算带长：，查课本P198表6.6选取带的基准长度确定实际中心距：

2、考虑带传动的安装、调整和张紧需要，带传动中心距的变动范围：6验算小带轮包角符合要求7确定V带根数Z根据带的型号和查课本197表6.3得： 再根据，查课本P198表6.4得： 根据查课本198页表6.5得： 根据课本198页表6.6得： 取8计算初拉力根据A型带，查课本P192表6.1得：9计算作用于轴上的拉力 10设计带轮结构,画大带轮的工作图由于，且，故采用腹板式结构；大带轮基准直径采用孔板式结构小带轮采用腹板式结构；大带轮采用孔板式结构。带的型号：A型。小带轮结构标记：腹板带轮大带轮结构标记：孔板带轮中心距a=820mm带长Ld=2500mm带的根数Z=4轴压力FQ=1637.24kN齿轮

3、传动设计已知条件：主轴转速，输入功率齿轮单向传动，载荷平稳，三班制工作，预期工作5年，每年按300天计。 选择齿轮的材料，确定许用应力 因为是一般减速器，且转速不高、载荷平稳，故选用闭式软齿面齿轮传动。为了简化制造，降低成本，查课本240页表8.6，选择小齿轮材料为45钢，调质处理，硬度为255HBW；大齿轮材料45钢，正火处理，硬度为215HBW。输送机为一般机械，速度不高，查课本236页表8.5，选9级精度。按齿面接触疲劳强度设计 软齿面闭式传动主要的失效形式为齿面点蚀。根据齿面接触疲劳强度计算齿轮分度圆直径，即 查课本242页表8.8选弹性系数;查表8.7选载荷系数转矩为： 查课本240

4、表8.6，取，；查课本253页表8.12，取。代入后计算得： 确定参数，计算主要几何尺寸齿数：取，则模数：。 由课本229页表8.2取标准模数 实际传动比：， 因传动比误差小于允许范围，故符合要求。实际中心距：齿宽： 取，大小齿轮主要几何尺寸： 分度圆直径： 齿顶圆直径： 齿根圆直径： 全齿高：校核齿根弯曲疲劳强度查课本243页表8.9得：齿形系数, 应力修正系数：, 查课本240表8.6，取许用弯曲应力， 故两齿轮的齿根弯曲疲劳强度足够。验算齿轮的圆周速度 查课本236页表8.5取9级精度合适。因故选择齿轮传动的润滑方式为浸油润滑。齿轮结构设计 由于，大齿轮采用腹板式结构； 由于，采用实体式

5、结构小齿轮齿数：z1=21 大齿轮齿数： z2=88模数m=3 中心距a=163.5mm分度圆直径：d1=63mm，d2=264mm齿顶圆直径： da1=69mm，da2=270mm齿根圆直径： df1=56mm，df2=257mm齿宽：b1=75mm，b2=70mm 齿轮精度：9级计算及说明结果六、轴的设计（一）输入轴1.选择材料和热处理方法 减速器功率不大，又无特殊要求，故选最常用的45钢并作正火处理。初步估算轴的最小直径算：安装联轴器处轴的直径为轴的最小直径。根据式（10-2），查表10.3得,故： 增大：考虑该轴段上有一键槽，轴径应增大，即 靠标准：因为该轴段安装标准件联轴器，故应取其

6、孔径系列标准值，查附表8，取3.结构设计强度足够输出轴减速器功率不大，又无特殊要求，故选最常用的45钢并作正火处理。由表10.2查得抗拉强度,许用弯曲应力。初步估算轴的最小直径算：安装联轴器处轴的直径为轴的最小直径。根据式（10-2），查表10.3得,故： 增大：考虑该轴段上有一键槽，轴径应增大，即 靠标准：因为该轴段安装标准件联轴器，故应取其孔径系列标准值，查附表8，取轴的结构设计 (1)拟定轴上零件的装配方案。轴上的大部分零件，包括齿轮、挡油环（兼做套筒）、左端轴承和轴承端盖及联轴器依次从左端装配，仅右端轴承和轴承端盖由右端装配。图2图2(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。根据

7、轴的结构设计要求，轴的结构草图设计如图2所示。轴段 EQ oac(,1)、 EQ oac(,2)之间应有定位轴肩；轴段 EQ oac(,2)、 EQ oac(,3)及 EQ oac(,3)、 EQ oac(,4)之间应设置非定位轴肩以利于装配；轴段 EQ oac(,5)为轴环。各轴段的具体设计如下：轴段 EQ oac(,1)：由2知：，查附表8，LT5弹性套柱销联轴器及轴配合部分的长度,为保证轴端挡圈压紧联轴器，应比略小，故取轴段 EQ oac(,2)：联轴器右端用轴肩定位，根据得：，然后查表10.6，得：并考虑满足密封件的直径系列（附表4）的要求，取轴肩高，故。该段长度可根据结构和安装要求最

8、后确定。轴段 EQ oac(,3)：这段轴径由滚动轴承的内径来决定。本题要求采用深沟球轴承，因为，所以选6012型轴承（其宽度，内径为），故取该轴段长度的确定如下：考虑箱体铸造误差，保证齿轮两侧端面及箱体内壁不相碰，齿轮端面至箱体内壁应有的距离，本题取12.5mm。为保证轴承含在箱体轴承座孔内，并考虑轴承的润滑（图示为脂润滑，为防止箱体内润滑油溅入轴承而带走润滑脂，应设档油环兼做套筒定位），为此轴承端面至箱体内壁应有的距离，取10.5mm，故档油环的总宽度为23mm。因此，（求解方法见下文轴段 EQ oac(,4)）即此时可确定轴段 EQ oac(,2)的长度：根据箱体箱盖的加工和安装要求，取

9、箱体轴承座孔长度为52mm，轴承端盖和箱体之间应有调整垫片，取其厚度为2mm；轴承端盖厚度取10mm；为了保证拆卸轴承端盖或松开端盖加润滑油及调整轴承时，联轴器不及轴承端盖链接螺钉相碰，联轴器右端面及端盖间应有mm的间隙，此处取15.5mm。故：轴段 EQ oac(,4)：安装齿轮，此直径查轴头标准系列值表10.4，取。该段长度应当小于齿轮轮毂宽度，轮毂宽度为85mm，则：轴段 EQ oac(,5)：齿轮右端用轴环定位，根据，查表10.6，取，故轴环直径。轴环宽度：轴段 EQ oac(,6)：因为同一轴的两端轴承常用同一尺寸，以便于保证轴承座孔的同轴度及轴承的购买、安装和维修，故：因是一级减速

10、器，齿轮相对箱体对称布置，基于和轴段 EQ oac(,3)同样的考虑如图2所示，深沟球轴承的支座反力作用点在轴承的结构中心处。因此两支座之间的跨距 及本题要求的轴的跨距149mm相同。轴上零件的周向固定。齿轮、半联轴器及轴的周向固定均采用平键链接。为了保证齿轮及轴有良好的对中性，采用H7/r6的配合，半联轴器及轴的配合为H7/k6。确定轴肩处的圆角半径及轴端倒角尺寸。查表10.6可得：轴段 EQ oac(,1)处圆角半径为1mm倒角为;轴段 EQ oac(,6)倒角为轴的强度校核画轴的计算简图由结构草图，可确定出轴承支点跨距由此画出轴的计算简图，如图3VDHDrtVB图3FFFFFHBFVDH

11、DrtVB图3FFFFFHBF计算轴上外力该齿轮上的扭矩为：分度圆直径为：圆周力为：径向力为：求支反力图4图4图5图5水平支反力(图4)：由,得即：垂直支反力(图5)：由，得：即：画弯矩图水平面弯矩：垂直面弯矩：合成弯矩：判断危险截面，计算当量弯矩由弯矩图可知C处弯矩最大，该截面为危险截面。对于减速器而言，轴所承受的扭转切应力一般可按照脉动循环变化考虑，故取修正系数，则截面C的当量弯矩为：校核轴的强度因为许用弯曲应力，故截面C的强度足够。七、轴承的选择计算（一）轴承 拟选用深沟球轴承，已知轴的直径40mm，转速n=286.6r/min，径向载荷=1199.71，有轻微冲击，常温下工作，预期寿命

12、=36000小时。（1）求当量动载荷P初选6008型号，其=10500N，因只收径向力，则P=，取=1.1，则P=1.11199.71=1319.68N,(2)计算，取=1，则11246.5N，查附表1，=16200N,所以6008型合适。型号：6008 寿命足够轴承拟选用深沟球轴承，已知轴的直径60mm，转速n=71.66r/min，径向载荷=1199.71，有轻微冲击，常温下工作，预期寿命=36000小时（1）求当量动载荷P初选6012型号，其=24200N，因只收径向力，则P=，取=1.1，则P=1.11199.71=1319.68N,(2)计算，取=1，则=15255.38N，查附表1

13、，=31500N,所以6012型合适。型号：6012寿命足够八、键联接的选择计算（1）高速轴及大带轮间的键连接要求对中性好，选用A型平键，根据轴的直径=28mm，及长度50mm，查表12.1得键宽b=8mm，键高h=7mm，键长L计算得L=56-(510)=5146mm. 取L=50mm，标记为键850GB/T10962003强度校核：由设计参数查表12.2得=100120MPa，键的工作长度l=42mm得=63.15 MPa，故键满足强度要求，（2）高速轴及小齿轮间的键连接要求对中性好，选用A型平键，根据轴的直径=45mm，轮毂宽度90mm，查表12.1得键宽b=14mm，键高h=9mm，键

14、长L计算得L=90-(510)=8085mm取L=80mm，标记为键1480GB/T10962003强度校核：由设计参数查表12.2得=100120MPa，键的工作长度l=66mm得=19.45 MPa，故键满足强度要求，（3）低速轴及大齿轮间的键连接要求对中性好，选用A型平键，根据轴的直径=67mm，轮毂宽度85mm，查表12.1得键宽b=20mm，键高h=12mm，键长L计算得L=90-(510)=7580mm由于结构原因取L=70mm，标记为键2070GB/T10962003强度校核：由设计参数查表12.2得=100120MPa，键的工作长度l=50mm得=49.2 MPa，故键满足强度

15、要求，（4）低速轴及联轴器间的键连接要求对中性好，选用A型平键，根据轴的直径=45mm，轮毂宽度82mm，查表12.1得键宽b=14mm，键高h=9mm，键长L计算得L=82-(510)=7772mm由于结构原因取L=70mm，标记为键1470GB/T10962003强度校核：由设计参数查表12.2得=100120MPa，键的工作长度l=56mm得=87.2 MPa，故键满足强度要求，键的标记：GB/T 1096-2003九、联轴器的选择及计算1、选择联轴器类型考虑减缓冲击作用，选用弹性套柱销联轴器。2、选择联轴器型号（1）计算转矩，由表13.1查取K=1.3=T=1.3494.425=642.75Nm（2）选择联轴器型号。按计算转矩、转速和轴径，查附表8选用LT7型弹性套柱销联轴器，其公称转矩 =500 Nm，许用转速n =3600r/min，允许轴径有40mm、42mm、45mm、48mm等几种，满足，nn 和；连接直径=45mm的要求，故所选联轴器合适。LT7型弹性套柱销联轴器计算及说明结果十、润