减速器设计带式输送机的传动装置设计.doc

《减速器设计带式输送机的传动装置设计.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《减速器设计带式输送机的传动装置设计.doc（32页珍藏版）》请在沃文网上搜索。

1、一、课程设计任务书题目：带式输送机的传动装置设计。工作条件：连续单向运转，载荷有轻微冲击，空载起动；使用期5年，每年300个工作日，单班制工作，小批量生产，允许运输带速度偏差为5%。原始数据：输送带工作拉力F=3000N；带速V=0.8m/s；鼓轮直径D=300mm。二、传动方案的拟定与分析二级直齿圆柱齿轮减速器具有结构简单，地成本等优点，其传动主要是直齿轮之间的传动，直齿轮相对于其他形式的齿轮具有加工简单，成本低廉等优点。三、电动机的选择1、电动机类型的选择选择Y系列三相异步电动机。2、电动机功率选择（1）传动装置的总效率： =0.9940.9720.9920.960.97=0.825（2）

2、电机所需的功率：3、确定电动机转速计算卷筒工作转速： 按机械设计课程设计指导书P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动二级减速器传动比范围，则总传动比合理范围为。故电动机的速度可选范围为；符合这一范围的同步转速有750、1000、和1500r/min。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，因此有三种传动比方案，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3方案比较适合，则选n=1500r/min。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，选定电动机型号为Y100L2-4。其主要性能：额定功率3KW；同步转速1500r/

3、min；满载转速1420r/min；额定转矩2.0；质量34kg。四、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比 2、分配各级传动比(两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比则低速级的传动比五、动力学参数计算1、计算各轴转速 2、计算各轴的功率 3、计算各轴扭矩 六、传动零件的设计计算 齿轮传动的设计计算1、选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240260HBS。大齿轮选用45钢调质，齿面硬度220HBS；根据教材P210表10-8选8级精度。齿面粗糙度Ra1.63.2m一.高速级齿轮设计2、按齿面接触疲劳强度设计根据教材P203式10-

4、9a：d12.32进行计算。1）确定有关参数如下：1.传动比取小齿轮齿数Z1=25。则大齿轮齿数：Z2=Z1=6.225=155实际传动比传动比误差：可用齿数比：u=6.22.试选载荷系数。3.由教材P205表10-7取d=14.转矩 5.由查表选取材料的弹性影响系数6. 由表查按齿面硬度小齿轮接触疲劳强度大齿轮接触疲劳强度。(在那本书查的表？)7.应力循环次数小齿轮的应力循环次数为：大齿轮的应力循环次数为8.由机械设计及207页表10-9查得接触疲劳系数：小齿轮大齿轮9.接触疲劳许用应力，取安全系数S=1。小齿轮大齿轮2）计算1.带入2.32所以有2.计算圆周速度3.计算齿宽b4.计算齿高与

5、齿厚之比5.计算载荷系数：根据，8级精度齿轮查图（机械设计194页10-8图）得，直齿轮 ，由表查。用插值法查表8级精度，小齿轮非对称支撑时由，查图（机械设计198页10-13）顾载荷系数 模数3、校核齿根弯曲疲劳强度设计m1) 确定公式内各计算值1. 由图（机械设计208页10-20c）小齿轮弯曲疲劳强度极限大齿轮弯曲疲劳强度极限2. 由图（机械设计206页10-18图）弯曲疲劳寿命系数 小齿轮 大齿轮3. 安全系数S=1.4 4. 计算载荷系数 5. 查齿形系数 小齿轮 大齿轮6. 应力校正系数 小齿轮 大齿轮7. 计算大小齿轮的 小齿轮大齿轮大齿轮的数值比较大。2）计算 m对比计算结果，

6、由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.31mm并就近圆整为标准值m=1.5mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数：大齿轮齿数： ,取。3）几何尺寸计算： 1.计算分度圆直径 2.计算中心距： 3.计算齿宽： 取，。 4计算齿轮的圆周速度VV=d1n1/601000=3.14451420/601000=3.4m/s二.低速级齿轮设计2、按齿面接触疲劳强度设计根据教材P203式10-9a：d12.32进

7、行计算。1）确定有关参数如下：1.传动比取小齿轮齿数Z1=30。则大齿轮齿数：Z2=Z1=4.430=132实际传动比传动比误差：可用齿数比：u=4.42.试选载荷系数。3.由教材P205表10-7取d=14.转矩 5.由查表选取材料的弹性影响系数6. 由表查按齿面硬度小齿轮接触疲劳强度大齿轮接触疲劳强度。7.应力循环次数小齿轮的应力循环次数为：大齿轮的应力循环次数为8.由机械设计及207页表10-9查得接触疲劳系数：小齿轮大齿轮9.接触疲劳许用应力，取安全系数S=1。小齿轮大齿轮2）计算1.带入2.32所以有2.计算圆周速度3.计算齿宽b4.计算齿高与齿厚之比5.计算载荷系数：根据，8级精度

8、齿轮查图（机械设计194页10-8图）得，直齿轮 ，由表查。用插值法查表8级精度，小齿轮非对称支撑时由，查图（机械设计198页10-13）顾载荷系数 模数3、校核齿根弯曲疲劳强度设计m2) 确定公式内各计算值8. 由图（机械设计208页10-20c）小齿轮弯曲疲劳强度极限大齿轮弯曲疲劳强度极限9. 由图（机械设计206页10-18图）弯曲疲劳寿命系数 小齿轮 大齿轮10. 安全系数S=1.4 11. 计算载荷系数 12. 查齿形系数 小齿轮 大齿轮13. 应力校正系数 小齿轮 大齿轮14. 计算大小齿轮的 小齿轮大齿轮大齿轮的数值比较大。2）计算 m对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m

9、大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.99mm并就近圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数：大齿轮齿数： ,取。3）几何尺寸计算： 1.计算分度圆直径 2.计算中心距： 3.计算齿宽： 取，。 4计算齿轮的圆周速度VV=d1n1/601000=3.1468300/601000=1.07m/s七、轴的设计计算 输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径根据工作要求设计轴的结构如图1图1选用45调质，硬度217255HBS

10、根据教材P370（15-2）式，d并查表15-3，取A0=115dmm=16.11mm考虑有键槽，将直径增大5%，则：d=16.11(1+5%)mm=16.9mm由于轴承的需要，选d=17mm2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配二级减速器中可将齿轮安排在箱体两侧，相对两轴承非对称布置，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，周向用平键连接。右轴承以轴承盖和套筒定位，左轴承。用轴肩和轴承盖定位。（2）确定轴各段直径和长度1段：d1=17mm 长度取L1=62mm2段：d2=d1+3=17+3=20mm 长度取L2=78mm3段：d3=d2+5=20+5=25mm 长度取L3=161.

11、5mm初选用6404型深沟球轴承，其内径为20mm，宽度为19mm4段：直径d4= d3+5=25+5=30 mm4段与齿轮配合所以L4=75-3=72mm5段：直径d5=25mm考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为23.5mm，d5=35mm，考虑到套筒与齿轮和轴承的关系取L5=24.5mm6段：直径d6=20mm. 长度L6=25mm在3段和4段之间为了固定齿轮，设计了一个宽5mm，半径为46mm的轴环。由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=311mm，总长L=448mm（3）按弯矩复合强度计算求小齿轮分度圆直径：已知d1=45mm求转矩：已知T1=2.626N

12、mm求圆周力：Ft根据教材P198（10-3）式得：Ft=2T1/d1=21.9/45=944.44N求径向力Fr根据教材P198（10-3）式得：Fr=Fttan=944.44tan20=421.68N因为该轴两轴承非对称，所以：LA=84mm LB=227mmn 绘制轴的受力简图（如图a）n 绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：由两边非对称，知截面A的弯矩也非对称。截面A在垂直面弯矩为：n 绘制水平面弯矩图（如图c）截面A在水平面上弯矩为：n 绘制合弯矩图（如图d）n 绘制扭矩图（如图e）转矩：绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化，取=1，截面A处的当量弯矩：n 校

13、核危险截面A的强度由式（15-5）该轴强度足够。 中间轴的设计计算1、按扭矩初算轴径根据工作要求设计轴的结构如图2图2选用45调质，硬度217255HBS根据教材P370（15-2）式，d并查表15-3，取A0=115dmm=26.81mm考虑有键槽，将直径增大5%，则：d=26.81(1+5%)mm=28.25mm由于轴承的需要，选d=30mm2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配二级减速器中可将齿轮安排在箱体两侧，相对两轴承非对称布置，右边齿轮左面由轴环定位，右面用套筒轴向固定，左边齿轮右面由轴环定位，右面用套筒轴向固定，周向用平键连接。右轴承以轴承盖和套筒定位，左轴承。用套筒和

14、轴承盖定位。（2）确定轴各段直径和长度1段：d1=30mm 长度取L1=31mm初选用6406型深沟球轴承，其内径为30mm，宽度为23mm。2段：d2=d1+10=30+10=40mm 虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，考虑到套筒与齿轮和轴承的关系取长度取L2=21mm3段：直径d3= d2+5=40+5=45 mm3段与齿轮配合所以L3=113-3=110mm4段：直径d4=45mm L4=20mm5段：直径d5=50mm. 5段与齿轮配合长度L5=70-3=67mm6段:d6= 35 mm考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套

15、筒长为20mm，考虑到套筒与齿轮和轴承的关系取L6=21mm。7段:d7= 55mm 长度取L1=31mm在3段和4段之间5段和4段之间为了固定齿轮，设计了两个宽5mm，半径分别为69mm和72mm的轴环。由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=311mm，总长L=311mm（3）按弯矩复合强度计算求小齿轮分度圆直径：已知d1=68mm求大齿轮分度圆直径：已知d1=147mm求转矩：已知T2=1.2097Nmm求圆周力：Ft根据教材P198（10-3）式得：小齿论Ftx =2T2/d小=21.2097/68=3557.94N大齿论Ftd=2T1/d大=21.2097/147=1645.85N求径向

16、力Fr根据教材P198（10-3）式得：小齿轮Frx=Fttan=3557.74tan20=1294.91N大齿轮Frd=Fttan=1645.85tan20=599.04N因为该轴两轴承非对称,所以：LA=84mm LB=105.5mm LC=121.5mmn 绘制轴的受力简图（如图a）n 绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：由两边非对称，知截面B,A的弯矩也非对称。截面B,A在垂直面弯矩为：小齿轮大齿轮n 绘制水平面弯矩图（如图c）截面B,A在水平面上弯矩为：n 绘制合弯矩图（如图d）n 绘制扭矩图（如图e）转矩：绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化，取=1，截面B

17、,A处的当量弯矩：n 校核危险截面B,A的强度由式（15-5）该轴强度足够。 输出轴的设计计算1、按扭矩初算轴径根据工作要求设计轴的结构如图3图3选用45调质，硬度217255HBS根据教材P370（15-2）式，d并查表15-3，取A0=115dmm=51.8mm考虑有键槽，将直径增大5%，则：d=51.8(1+5%)mm=54.427mm由于轴承的需要，选d=55mm2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配二级减速器中可将齿轮安排在箱体左侧，相对两轴承非对称布置，齿轮左面由轴套定位，右面用轴肩轴向固定，周向用平键连接。右轴承以轴承盖和套筒定位，左轴承。用轴肩和轴承盖定位。（2）确定

18、轴各段直径和长度1段：d1=55mm 长度取L1=25mm初选用6406型深沟球轴承，其内径为30mm，宽度为23mm。2段：d2=55+5=60mm 长度取L2=29.5mm3段：直径d3= 60+5=65 mm3段与齿轮配合所以L3=108-3=105mm4段：直径d4=70mm 长度取L4=80mm5段：直径d5=60mm 长度L5=48.5mm6段：直径d6=55mm 长度L6=89.5mm7段：直径d7=50mm 长度L7=142mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距L=311mm，总长L=448mm（3）按弯矩复合强度计算求大齿轮分度圆直径：已知d1=305mm求转矩：已知T3=3.

19、8343Nmm求圆周力：Ft根据教材P198（10-3）式得：Ft=2T1/d1=23.8343/205=3740.78N求径向力Fr根据教材P198（10-3）式得：Fr=Fttan=3740.78tan20=1361.53N因为该轴两轴承非对称，所以：LA=205.5mm LB=105.5mmn 绘制轴的受力简图（如图a）n 绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力：由两边非对称，知截面B的弯矩也非对称。截面B在垂直面弯矩为：n 绘制水平面弯矩图（如图c）截面A在水平面上弯矩为：n 绘制合弯矩图（如图d）n 绘制扭矩图（如图e）转矩：绘制当量弯矩图（如图f）转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化，

20、取=1，截面A处的当量弯矩：n 校核危险截面A的强度由式（15-5）该轴强度足够。八、滚动轴承的选择及校核计算根据根据条件，轴承预计寿命：h=1630010=48000小时1、计算输入轴轴承1.计算当量动载荷P：已知为直齿轮传动，顾轴承不承受轴向力，所以有： 2.计算基本额定动载荷C：根据h=48000h选取寿命因数根据选取速度因数选取力矩载荷因数选用冲击因数温度因数根据计算出的基本额定动载荷选用深沟球轴承型号为64042、计算中间轴轴承1.计算当量动载荷P：已知为直齿轮传动，顾轴承不承受轴向力，所以有： 2.计算基本额定动载荷C：根据h=48000h选取寿命因数根据选取速度因数选取力矩载荷因

21、数选用冲击因数温度因数根据计算出的基本额定动载荷选用深沟球轴承型号为64063、计算输出轴轴承1.计算当量动载荷P：已知为直齿轮传动，顾轴承不承受轴向力，所以有： 2.计算基本额定动载荷C：根据h=48000h选取寿命因数根据选取速度因数选取力矩载荷因数选用冲击因数温度因数根据计算出的基本额定动载荷选用深沟球轴承型号为6213九、键连接的选择及校核计算1、输入轴与齿轮连接采用平键连接轴径d3=30mm L3=72mm T=26.26Nm查手册P51 选A型平键，得：b=12mm h=8mm 由得圆整即：键1225 GB/T1096-20032、中间轴与齿轮连接采用平键连接1）与小齿轮连接的平键

22、轴径d3=45mm L3=110mm T=120.97Nm查手册P51 选A型平键，得：b=18mm h=11mm 由得圆整即：键1840 GB/T1096-20032）与大齿轮连接的平键轴径d5=50mm L5=67mm T=120.97Nm查手册P51 选A型平键，得：b=20mm h=12mm 由得圆整即：键2036 GB/T1096-20033、输出轴与齿轮连接用平键连接轴径d3=65mm L3=105mm T=383.43Nm查手册P51 选A型平键，得：b=22mm h=14mm 由得圆整即：键2263 GB/T1096-20034、输入轴与联轴器连接采用平键连接轴径d1=17mm

23、 L1=110mm T=26.26Nm查手册P51 选A型平键，得：b=10mm h=8mm 由得圆整即：键1028 GB/T1096-20035、输出轴与联轴器连接采用平键连接轴径d6=20mm L6=159mm T=383.43Nm查手册P51 选A型平键，得：b=20mm h=12mm 由得圆整即：键2090GB/T1096-2003十、联轴器的选择及校核计算1、与输入轴连接的联轴器设计根据工作情况选取工况系数已知T=26.26Nm根据查机械设计手册得到联轴器的型号：GY2联轴器Y1762GB/T5843-20032、与输出轴连接的联轴器设计根据工作情况选取工况系数已知T=120.97N

24、m根据以及d7=50mm查机械设计手册得到联轴器的型号：GY4联轴器Y5062GB/T5843-2003十一、减速器的润滑与密封1、齿轮的润滑因齿轮的圆周速度45%，长度60%；（4）深沟球轴承6406、6409、6213的轴向游隙均为0.100.15mm；用润滑油润滑；（5）箱盖与接触面之间禁止用任何垫片，允许涂密封胶和水玻璃，各密封处不允许漏油；（6）减速器装置内装CKC150工业用油至规定的油面高度范围；（7）减速器外表面涂灰色油漆；（8）按减速器的实验规程进行试验。电动机型号：Y132M2-6Z1=25Z2=120u=4.8d=1S=1V=3.4m/sZ1=30Z2=99u=3.3d=

25、1S=1V=1.07m/sd=17mmd1=17mmL1=62mmd2=20mmL2=78mmd3=25mmL3=161.5mmd4=30mmL4=72mmd5=25mmL5=24.5mmd6=20mmL6=25mmL=311mmL=449mmFt =1167.11NFr=421.68NLA=84mm LB=227mmFAY =307.8NFBY =106.4NFAZ =845.63NFBZ =312.93NMC1=25.86NmMC2=71.04NmMC =75.13NmT=26.26Nm d=30mmd1=30mmL1=31mmd2=40mmL2=21mmd3=45mmL3=110mmd4

26、=45mmL4=20mmd5=50mmL5=67mmD6=35mmL6=21mmd7= 40mmL1=31mmL=311mmL=311mmFtx =3557.94NFtd=1645.85NFrx=1294.91NFrd=599.04NLA=84mmLB=105.5mmLC=121.5mmFAY =1876.51NFBY =1012.99NFAZ =2408.2NFBZ =2795.39NT=120.97Nm d=55mmd1=55mmL1=25mmd2=60mmL2=29.5mmd3=65mmL3=105mmd4=70mmL4=80mmd5=60mmL5=48.5mmd6=55mmL6=89.

27、5mmd7=50mmL7=142mmL=311mmL=448mmFt =3740.78NFr=1361.53NLA=205.5mm LB=105.5mmFAY =461.87NFBY =899.66NFAZ =1268.89NFBZ =2471.8NMC1=94.91NmMC2=260.78NmMC =277.51NmT=383.43Nm 轴承预计寿命48000h深沟球轴承型号为6404深沟球轴承型号为6409深沟球轴承型号为6213键1225GB/T1096-2003 键1840GB/T1096-2003键2036GB/T1096-2003键2263GB/T1096-2003键1028GB/

28、T1096-2003键2090GB/T1096-2003GY2联轴器Y1762GB/T5843-2003GY4联轴器Y5062GB/T5843-2003设计小结经过三周的课程设计，我完成了自己的设计，在整个设计过程中，学到了很多的关于机械设计的知识，这些都是在平时的理论课中不能学到的。还将过去所学的一些机械方面的知识系统化，使自己在机械设计方面的应用能力得到了加强。除了知识外，也学会作为设计人员在设计过程中必须严肃、认真，并且要有极好的耐心来对待每一个细节。在设计过程中，我们会碰到问题，这些都是平时上理论课中很难碰到，但是在设计中，这些就是必须解决的问题，面对这些问题我们不能退缩要敢于面对，并

29、最终解决它。刚刚开始时不知从何处下手，在画图的过程中，认为每一条线都要有一定的依据，尺寸的确定并不是自己来定的，不断地会冒出一些细节问题，都必须通过计算查表确定。 设计实际上还是很累的，每天在电脑前画图或是计算的确需要很大的毅力和耐心。从这里我才真的体会到了做设计的还是非常的幸苦的，通过这次课程设计我提前体会到了自己以后的职业生活。经过这次课程设计感觉到自己还学到了很多的其他的计算机方面的知识，经过训练能够非常熟练的使用Word和CAD。并且强化了一些细节知识，使我受益匪浅。所以这次课程设计，我觉得自己收获非常的大。凭借着自己的努力，我完成我的设计题目，虽然和辛苦但是我有了很大的收获，我会继续

30、努力强化我的专业知识，做一名合格的建设者。参考文献1 濮良贵、纪名刚机械设计（第八版）北京：高等教育出版社，20062 龚溎义、罗圣国机械设计课程设计指导书（第二版）北京：高等教育出版社，19903 吴宗泽、罗圣国机械设计课程设计手册（第二版）北京：高等教育出版社，19994 陈铁鸣新编机械设计课程设计图册北京：高等教育出版社，20035 周明衡联轴器选用手册北京：化学工业出版社，20056 成大先机械设计手册单行本连接与紧固北京：化学工业出版社，20047 成大先机械设计手册单行本轴承北京：化学工业出版社，20048 成大先机械设计手册单行本减（变）速器电机与电器北京：化学工业出版社，2004.忽略此处.第 - 32 -页