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1、精选优质文档-倾情为你奉上上海理工大学机械工程学院课程设计说明书减速箱设计计算机械四班 杨浩 2010/1/22设计题目：设计一带式输送机的传动装置，传动简图如下：工作条件如下：用于输送碎料物体，工作载荷有轻微冲击（使用系数、工况系数），输送带允许速度误差4%，二班制，使用期限10年（每年工作日300天），连续单向运转，大修期三年（轴承寿命），原始数据为：运输带工作拉力Fw(N)运输带工作速度Vw(m/s)卷筒直径D(mm)16001.1220一、 电动机的选择1. 选用电动机1) 选择电动机类型按工作要求和工作条件选用Y系列封闭式三相异步电动机。2) 电动机的输出功率P电动机所需的输出功率为
2、：P= kW式中：Pw为工作装置所需功率，kW；为由电动机至工作装置的传动装置的总效率。工作装置所需功率Pw应由机器工作阻力和运行速度经计算求得：Pw=1.76kW式中：为工作装置的阻力，N；vw为工作装置的线速度，m/s。由电动机至工作装置的传动装置总效率按下式计算：查机械设计表2-4，得：取0.96，取0.995，取0.97，取0.99，取0.97则0.960.99520.970.990.97=0.885所以P0=1.99kW3) 确定电动机转速工作装置的转速为：nw=60=95.5r/min由于普通V带轮传动比为：i124圆柱齿轮传动比为：i235故总的传动比为：i=i1i2620则电动
3、机所需转速为：n=inw(620)95.5=(5731910)r/min查机械设计课程设计表8-184，选取电动机Y112M-6，技术数据如下：型号额定功率P（kW）满载转速n（r/min）质量（kg）Y112M-62.29402.02.2452. 计算传动装置的总传动比及分配各级传动比1) 总传动比为：ia=9.842) 分配传动比：Ia=i外i内考虑减速器结构，故：i外=3 ；i内=3.283. 计算传动装置的运动和动力参数1) 各轴转速n电=n=940r/minn1=313r/minn2=95r/minnw= n2=95r/min2) 各轴输入功率P1=P0带=1.990.961.910
4、kWP2=P1齿滚=1.9100.970.9951.843kWPw=P2联滚=1.8430.990.9951.815kW3) 各轴输入转矩T1=9550=9550=58.28NmT2=9550=9550=185.27NmTw=9550=9550=182.46Nm电动机轴输出转矩T0=9550=9550=20.22Nm将以上算得的运动和动力参数列表如下：轴名参数电动机轴1轴2轴工作轴转速n(r/min)9403139595功率P(kW)1.991.9101.8431.815转矩T(Nm)20.2258.28185.27182.46传动比i33.281效率0.960.9650.985二、 V带轮设
5、计1. 确定计算功率Pca由机械设计表8-7查得工作情况系数KA=1.1，故Pca=KAP=1.12.2kW=2.42kW2. 选择V带的带型根据Pca、n1由图8-10选用A型。3. 确定带轮的基准直径dd并验算带速v1) 初选小带轮的基准直径dd1。由机械设计表8-6和机械设计表8-8，取小带轮的基准直径dd1=106mm2) 验算带速v。v=m/s=5.22m/s因为5m/sv(F0)min。8. 计算压轴力Fp压轴力的最小值为(Fp)min=2z(F0)minsin=23133.16sinN=781.5N9. 带轮结构设计根据机械设计表8-6，取带宽75mm。三、 齿轮设计1. 选定齿
6、轮类型、精度等级、材料及齿数1) 选用斜齿圆柱齿轮传动。2) 由于速度不高，故选用8级精度。3) 材料选择。由机械设计表10-1选择小齿轮材料为40Cr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4) 选小齿轮齿数z1=20，大齿轮齿数z2=3.2820=65.6，取z2=66。5) 选取螺旋角。初选螺旋角=14。2. 按齿面接触强度设计d1t=(1) 确定公式内的各计算数值1) 试选载荷系数Kt=1.6。2) 由机械设计表10-7选取齿宽系数=1。3) 由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8。4) 由机械设计图
7、10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550MPa。5) 计算应力循环次数。N1=60n1jLh=609401(2830010)=9.01108N2=2.751086) 由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=1.01，KHN2=1.06。7) 由机械设计图10-30选取区域系数ZH=2.433。8) 由机械设计图10-26查得=0.750，=0.860则=+=1.61。9) 计算接触疲劳许用应力。取安全系数S=1，得1=1.01600MPa=606MPa2=1.06550MPa=583MPa则=594.5MP
8、a(2) 计算1) 试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得d1tmm=45.00mm2) 计算圆周速度。v=m/s=2.21m/s3) 计算齿宽b及模数mnt。b=d1t=145mm=45mmmnt=2.18mmh=2.25 mnt=2.252.18=4.91mmb/h=45/4.91=9.164) 计算纵向重合度。=0.318z1tan=0.318120tan14=1.595) 计算载荷系数K。由机械设计表10-2查得使用系数KA=1.25；根据v=2.21m/s，8级精度，由机械设计图10-8查得动载系数Kv=1.1；由机械设计表10-4查得KH=1.466；由机械设计图10-13查得K
9、F1.35；由机械设计表10-3查得KH=KF=1.2。故载荷系数K=KAKvKHKH=1.251.11.21.466=2.426) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得d1= d1t=45mm=51.65mm7) 计算模数mn。mn=2.51mm3. 按齿根弯曲强度设计mn(1) 确定计算参数1) 计算载荷系数。K=KAKvKFKF=1.251.11.21.35=2.232) 由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380MPa。3) 由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.92。4)
10、计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得=303.57MPa=244.29MPa5) 根据纵向重合度=1.59，从机械设计图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.886) 计算当量齿数。zv1=21.89zv2=72.257) 查取齿形系数。由机械设计表10-5查得YFa1=2.72;YFa2=2.248) 查取应力校正系数。由机械设计表10-5查得YSa1=1.57;YSa2=1.759) 计算大、小齿轮的并加以比较。=0.01407=0.01605。(2) 设计计算mnmm=1.75mm对比计算结果，由齿面解除疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取m
11、n=2.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径d1=51.65mm来计算应有的齿数。于是由z1=25.05取z1=25，则z2=uz1=3.2825=82。4. 几何尺寸计算(1) 计算中心距a=110.28mm将中心距圆整为110mm。(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos=arccos=132443”因值改变不多，故参数、K、ZH等不必修正。(3) 计算大、小齿轮的分度圆直径d1=51.4mmd2=168.6mm(4) 计算齿轮宽度b=d1=151.4mm=51.4mm圆整后取B2=50mm；B1=55mm。四、 轴的设计1. 高速级
12、齿轮设计(1) 材料选择及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45钢，调制处理。(2) 初定轴的最小直径按钮转强度条件，得dA0由机械设计表15-3查得A0=103126。所以d(103126)=18.823.0mm取中间值d=20mm，由于该轴有一个键槽，故轴的直径应加大57%，故dmin=20(1+57%)=2121.4mm综合考虑，取dmin=25mm。(3) 轴的结构设计1) 拟定零件的装配方案，如下图BC2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，从右开始设计。a) 由于在L11这段上所连接的是大带轮，根据它的扭转强度已经计算得到此处的最小直径
13、，在这个直径下是满足大带轮所传递的扭矩的强度，故：d1=dmin=25mm此处轴段的长度由大带轮的轮毂的宽度所决定，由机械设计图8-14(b)查得：L=(1.52)d=(1.52)25mm=37.550mm取L=44mm，为了使带轮上的挡板压紧带轮而不是压到轴，所以轴段长度略小于其轮毂值，取L11=42mm。b) 初选滚动轴承。一般运输机传递载荷不是很大，由斜齿产生的轴向力不是很大，再根据这段轴的尺寸，可选择7307C型轴承。查机械设计课程设计表13-1得，d3=d7=35mm，要求的定位轴肩是4.5mm。故，要求在这此处的定位套筒的直径是44mm。因此取d2=32mm。c) 由该说明书后面的
14、箱体设计可以得到L7=40mm。该箱体壁与齿轮的距离L6=L3=15mm，L8=10mm。由轴承端盖的厚度一般为10mm左右，因此，整个轴承盖的长度是20mm，它与右端大带轮的距离至少要留一个螺栓的长度25mm，再考虑轴承端盖的调整范围，可以确定L10=50mm。d) 如果再按照这种方法选择下去，那么d5=48mm，这样会使齿轮的齿根到键槽顶的距离小于2mt，齿轮很容易损坏，所以这里必须采用齿轮轴。由齿轮各参数可以得到d5=57.73mm，L4=60mm。e) L5处的宽度大于1.4h，取L5=L2=9mm，d4=d6=42mm；则L9=L6+L7-L8-L9=15+40-10-9=36mm。
15、f) 同样，也就确定了L1=34mm。至此，已初步了轴的各段直径和长度。3) 轴上零件的周向定位大带轮与轴的周向定位采用平键链接。按该截面直径查机械设计课程设计表8-61采用bhL=8mm7mm32mm，键槽用键槽铣刀加工，保证大带轮与轴配合有良好的对中性。故大带轮与轴的配合为。滚动轴承与轴周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。4) 确定轴上圆角和倒角尺寸按照机械设计课程设计表8-158确定轴两端的倒角均为145，各处圆角半径都为1.66mm。2. 低速轴的设计(1) 材料选择及热处理由于减速器传递的功率不大，可以和高速级轴的材料一致。并做调质处理。(2) 初定轴的最小直
16、径由机械设计表15-3查得A0=103126。所以d(103126)=27.733.9mm取中间值d=30mm，由于该轴有一个键槽，故轴的直径应加大57%，故dmin=30(1+57%)=31.532.1mm。综合考虑，取dmin=35mm。(3) 联轴器的选择根据轴所传递的扭矩T=185.27Nm，可选择弹性套柱销联轴器，因为它是由蛹状的弹性套传递转矩，故可缓冲减振，其制造容易，装拆方便，成本较低，适用于连接载荷平稳、起动频繁的中小转矩的轴。查机械设计课程设计表8-177选用LT7联轴器4284GB/T4323-2002综合考虑，取dmin=42mm。(4) 轴的结构设计1) 拟定结构方案如
17、下图：2) 根据轴各定位的要求确定轴的各段直径和长度，从左开始设计。a) 为了满足半联轴器的轴向定位要求，L1轴段右端需制出一轴肩，故取d2=46mm。由于前面已经对联轴器进行了选择，故d1=42mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm，为了保证轴端挡圈中压在半联轴器上而不压在轴的端面上，则L1就比84略短一点，现取L1=82mm。b) 初步选择滚动轴承。根据d2=46mm，初步选择0基本游隙组，选用角接触球轴承，由于该轴上轴力相对较大，故选择AC系列的轴承，查机械设计课程设计表8-158，选用7210AC，其尺寸为dDB=50mm90mm20mm，其定位轴肩为3.5，故定位套筒的直径为57
18、mm。因此，d3=d6=50mm。c) 取安装齿轮处的轴段的直径d4=55mm，为了使套筒更加压紧齿轮，此轴段应略小于轮毂的宽度，故取L4=52mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩的高度h0.07d=0.0755=3.85mm，取h=5mm,则轴环处的直径d5=65mm，轴环宽度应大于1.4h，取轴环宽度为8mm。d) 轴承端盖的总宽度为。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右端面的距离为，故取L2=50mm。e) 取齿轮与箱体之间的距离为15mm（由后面的箱体设计确定）。滚动轴承到箱体的距离为10mm，则L3=20+10+15+3=48mmL6=20+10+
19、15-8=37mm至此，已初步确定了轴的各段直径及长度。3) 轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接。半联轴器与轴的连接，按直径d1由机械设计课程设计表8-61查得平键选为bhL=16mm10mm40mm，配合为。齿轮与轴的连接，按d4查机械设计课程设计表8-61得，选用平键为bhL=12mm8mm70mm，配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。4) 确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计课程设计表8-158确定轴端倒角为，C、D、E处的圆角半径r=2mm，A、B处的圆角半径r=1.6mm。五、 轴承的确定及校核1. 对初选高速级轴承7
20、307C校核(1) 受力分析FaeFr1F带轮Ft1FH1FH2FV1FV21) 计算两轴承的轴向力查机械设计课程设计表8-158，得到轴承7307C的对于70000C型轴承，它的派生轴向力，而轴向力未知，故先取，因此可估算Fd1=0.4Fr1=0.42011=804.4NFd2=0.4Fr2=0.42005=802N由于所以Fa2=Fd2=802N=0.057=0.030由机械设计课程设计表8-158进行插值计算，得。再计算各力Fd1=e1Fr1=0.4282011=860.7NFd2=e2Fr2=0.4002005=802N两次计算的的值相差不大，因此确定2) 计算轴承的当量载荷由机械设计
21、课程设计表8-158查得，径向系数和轴向系数为对轴承1：对轴承2：由机械设计表13-6查得，运输有轻微冲击，取P1=fp(X1Fr1+Y1Fa1)=1.1(0.442011+1.31544)=3187NP2=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=1.112005=2205.5N3) 计算轴承寿命由于，所以按轴承1的受力大小验算所选轴承满足寿命要求。故此轴承不用重选。2. 对初选低速级轴承7210AC进行校核64611) 计算两轴承的轴向力查机械设计课程设计表8-158，得到轴承7210AC的对于70000AC型轴承，它的派生轴向力。Fd1=0.68Fr1=0.681817.7=1236N由于所以由机
22、械设计课程设计表8-158进行插值计算，得。2) 计算轴承的当量载荷由机械设计课程设计表8-158查得，径向系数和轴向系数为对轴承1：对轴承2：由机械设计表13-6查得，运输有轻微冲击，取3) 计算轴承寿命由于，所以按轴承1的受力大小验算由于轴承寿命太大，应重新选择。对同一尺寸要求可选7210C。4) 对轴承7210C进行校核查机械设计课程设计表8-158，得到轴承7210C的对于70000C型轴承，它的派生轴向力，而轴向力未知，故先取，因此可估算由于所以由机械设计课程设计表8-158进行插值计算，得。再计算各力因此确定（插值计算）计算轴承的当量载荷由机械设计课程设计表8-158查得，径向系数
23、和轴向系数为对轴承1：对轴承2：由机械设计表13-6查得，运输有轻微冲击，取计算轴承寿命由于，所以按轴承1的受力大小验算所选轴承满足寿命要求。这相对7210AC来说更加合适。由于7210C和7210AC结构尺寸都是一样，故原来设计好的轴不必再重新设计。至此，轴承的选择及校核已全部完成。3. 键的校核(1) 高速轴上的键选择键连接的类型和尺寸一般8级以上精度的齿轮有定心精度的要求，应选用平键连接。由于在这根轴的键是在轴端，而轴端的直径又很小，所以选用单圆头键（C型）。由轴的设计里已确定的键尺寸为校核键连接的强度键、轴的材料都是钢，而带轮的材料为铸铁，由机械设计表6-2查得挤压应力。键工作长度，键
24、与带轮键槽的接触高度计算挤压强度由于有故，该键满足要求。键的标记为：键C 836 GB/T 10962003(2) 低速轴上的键选择键连接的类型和尺寸 一般8级以上精度的齿轮有定心精度的要求，应选用平键连接。由于键槽不在轴端，故选用普通平键（A型）。由低速轴的设计里已确定的键尺寸为齿轮处：联轴器处：校核键连接的强度键、轴、齿轮和联轴器的材料都是钢，由机械设计表6-2查得挤压应力，取其平均值。齿轮处键工作长度，键与齿轮键槽的接触高度,计算挤压强度故，该键满足要求。键的标记为：键 1640 GB/T 10962003联轴器处键工作长度，键与齿轮键槽的接触高度,计算挤压强度p=Nmm=63MPap故
25、该键满足要求。键的标记为：键 1263 GB/T 109620034. 联轴器的校核(1) 参数为了隔离振动与冲击，选用弹性套柱销联轴器。由前面的设计已经选择了LT7弹性套柱销联轴器，由机械设计课程设计表8-178查得，其公称转矩。(2) 载荷计算由机械设计表14-1查得，计算转矩得该联轴器合格。标记为：LT7联轴器 4284 GB/T 4323-2002六、 润滑密封1. 齿轮的润滑因齿轮的圆周速度所以才用浸油润滑的润滑方式。大齿轮浸入油高度不宜超过1个齿高（不小于10mm）。2. 滚动轴承的润滑对于高速级轴承 对于低速级轴承 它们的值都很小，故选用脂润滑，滚动轴承的装脂量一般以轴承内部空间容积的 为宜。3. 密封形式由于在轴承端处的轴表面速度两者的速度都小于，所以选择“粗羊毛毡圈油封”七、 参考文献机械设计课程设计第三版 陈秀宁 施高义 编著 浙江大学出版社 2009年机械设计第八版 濮良贵 纪名刚 主编 高等教育出版社 2006年专心-专注-专业