2023年机制专业带式输送机二级同轴式减速器设计.doc

目录一、设计任务书1二、传动方案确实定及阐明1三、电动机选择3四、计算传动装置总传动比和分派各级传动比3五、计算传动装置运动和动力参数4六、传动件设计计算51.V带传动设计计算52.斜齿轮传动设计计算7七、轴设计计算121.高速轴设计122.中速轴设计153.低速轴设计19对的校核轴疲惫强度22八、滚动轴承选择及计算261.高速轴轴承262.中速轴轴承273.低速轴轴承29九、键联接选择及校核计算31十、联轴器选择32十一、减速器附件选择和箱体设计32十二、润滑和密封33十三、设计小结34十四、参照资料35设计计算及阐明成果一、 设计任务书设计一用于带式运送机上同轴式二级圆柱齿轮减速器1. 总体布署简图2. 工作状况工作平稳、单向运转3. 原始数据运送机卷筒扭矩（Nm）运送带速度（m/s）卷筒直径（mm）带速许可偏差（%）使用年限（年）工作制度（班/日）11000.854205824. 设计内容(1) 电动机选择和参数计算(2) 斜齿轮传动设计计算(3) 轴设计(4) 滚动轴承选择(5) 键和联轴器选择和校核(6) 装配图、零件图绘制(7) 设计计算阐明书编写5. 设计任务(1) 减速器总装配图1张(2) 零件图工作图23(3) 设计计算阐明书一份二、 传动方案确实定及阐明如任务书上布署简图所示，传动方案采用V带加同轴式二级圆柱齿轮减速箱，采用V带可起到过载保护作用，同轴式可使减速器横向尺寸较小。设计计算及阐明成果三、 电动机选择1. 电动机类型选择按工作规定和工作条件，选择一般见途（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭构造。2. 电动机容量(1) 卷筒轴输出功率(2) 电动机输出功率传动装置总效率式中，为从电动机至卷筒轴之间各传动机构和轴承效率。由机械设计课程设计（如下未作阐明皆为此书中查得）p86表12-8查得：V带传动；滚动轴承；圆柱齿轮传动；弹性联轴器；卷筒轴滑动轴承，滑动轴承效率则故 (3) 电动机额定功率由p193表19-1选择电动机额定功率。3. 电动机转速由p7表2-1查得V带传动常见传动比范围，由表2-2查得两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比范围，则电动机转速可选范围为设计计算及阐明成果可见同步转速为750r/min、1000r/min、1500r/min和3000r/min电动机均符合。4. 电动机技术数据和外形、安装尺寸由表20-1、表20-2查出Y132M-6型电动机关键技术数据和外形、安装尺寸，并列表记录备份。型号额定功率(kw)同步转速(r/min)满载转速(r/min)堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132M-67.510009702.02.0四、 计算传动装置总传动比和分派各级传动比1. 传动装置总传动比2. 分派各级传动比取V带传动传动比，则两级圆柱齿轮减速器传动比为所得符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传动比常见范围。设计计算及阐明成果五、 计算传动装置运动和动力参数1. 各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为轴，中速轴为轴，低速轴为轴，各轴转速为2. 各轴输入功率按电动机额定功率计算各轴输入功率，即 3. 各州转矩电动机轴高速轴中速轴低速轴转速（r/min）970323.33111.838.71功率（kW）7.57.1256.776.26转矩（）73.84210.45577.881544.38设计计算及阐明成果六、 传动件设计计算1. V带传动设计计算（1） 确定计算功率由于是带式输送机，每天工作两班，查机械设计（V带设计部分未作阐明皆查此书）表8-7得， 工作状况系数（2） 选择V带带型由、 由图8-11选择A型（3） 确定带轮基准直径并验算带速初选小带轮基准直径。由表8-6和表8-8，取小带轮基准直径验算带速v。按式(8-13)验算带速度,故带速合适。计算大带轮基准直径。根据式(8-15a),计算大带轮基准直径根据表8-8，圆整为（4） 确定V带中心距a和基准长度根据式(8-20)，初定中心距。由式(8-22)计算带所需基准长度由表8-2选带基准长度A型设计计算及阐明成果按式(8-23)计算实际中心距a。中心距变化范围为518.4599.4mm。（5） 验算小带轮上包角（6） 确定带根数 计算单根V带额定功率由和，查表8-4a得根据，i=2.5和A型带，查表8-4b得 计算V带根数z。取5根。（7） 计算单根V带初拉力最小值由表8-3得A型带单位长度质量q=0.1kg/m，因此应使带实际初拉力（8） 计算压轴力5根设计计算及阐明成果2. 斜齿轮传动设计计算按低速级齿轮设计：小齿轮转矩，小齿轮转速，传动比。（1） 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选择斜齿圆柱齿轮运送机为一般工作机器，速度不高，选8级精度由机械设计（斜齿轮设计部分未作阐明皆查此书）p191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，两者硬度差为40HBS。选小齿轮齿数：大齿轮齿数初选择螺旋角（2） 按齿面接触强度设计P203按式(10-9）试算，即确定公式内各计算数值a) 试选载荷系数b) 由p217图10-30选择区域系数c) 由图10-26查得，d) 小齿轮传播传矩e) 由p205表10-7选择齿宽系数f) 由p201表10-6查得材料弹性影响系数g) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲惫强度极限；大齿轮接触疲惫强度极限h) 由式10-13计算应力循环次数：斜齿圆柱齿轮8级精度设计计算及阐明成果i) 由图10-19查得接触疲惫寿命系数j) 计算接触疲惫许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，由式(10-12)得k) 许用接触应力计算a) 试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得b) 计算圆周速度c) 齿宽b及模数mntd) 计算纵向重叠度e) 计算载荷系数KP193由表10-2查得使用系数 根据，8级精度，由p194图10-8查得动载系数；p198由表10-13查得值和直齿轮相似，故；p195表10-3查得；p198图10-13查得设计计算及阐明成果故载荷系数： f) 按实际载荷系数校正所算得分度圆直径，由式(10-10a)得g) 计算模数根据国标Mn为3（3） 按齿根弯曲强度设计由式(10-17)确定计算参数a) 计算载荷系数b) 根据纵向重叠度，从p17图10-28查得螺旋角影响系数c) 计算当量齿数d) 查取齿形系数P200由表10-5查得e) 查取应力校正系数P200由表10-15查得f) 计算弯曲疲惫许用应力由p208图10-20c查得小齿轮弯曲疲惫强度极限；大齿轮弯曲疲惫强度极限设计计算及阐明成果由p206图10-18查得弯曲疲惫寿命系数取弯曲疲惫安全系数S=1.4，由式(10-12)得g) 计算大、小齿轮，并加以比较大齿轮数值大设计计算对比计算成果，由齿面接触疲惫强度计算法面模数不小于由齿根弯曲疲惫强度计算法面模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同步满足接触疲惫强度，需按接触疲惫强度算得分度圆直径来计算应有齿数。于是由取，则（4） 几何尺寸计算计算中心距将中心距圆整为175mm按圆整后中心距修正螺旋角设计计算及阐明成果因值变化不多，故参数等不必修正计算大、小齿轮分度圆直径计算齿轮宽度圆整后取由于是同轴式二级齿轮减速器，因此两对齿轮取成完全同样，这样保证了中心距完全相等规定，且根据低速级传动计算得出齿轮接触疲惫强度和弯曲疲惫强度一定能满足高速级齿轮传动规定。为了使中间轴上大小齿轮轴向力可以互相抵消一部分，故高速级小齿轮采用左旋，大齿轮采用右旋，低速级小齿轮右旋大齿轮左旋。高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比2.89模数(mm)3螺旋角中心距(mm)170齿数29842984齿宽(mm)90859085直径(mm)分度圆89.8260.289.8260.2齿根圆82.3252.782.3252.7齿顶圆95.8266.295.8266.2旋向左旋右旋右旋左旋设计计算及阐明成果七、 轴设计计算1. 高速轴设计(1) 高速轴上功率、转速和转矩转速（）高速轴功率（）转矩T（）323.337.125210.45(2) 作用在轴上力已知高速级齿轮分度圆直径为=89.8 ，根据机械设计（轴设计计算部分未作阐明皆查此书）式(10-14)，则(3) 初步确定轴最小直径先按式(15-2)初步估算轴最小直径。选择轴材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取,于是得(4) 轴构造设计 1）拟订轴上零件装配方案（图） 设计计算及阐明成果2）根据轴向定位规定确定轴各段直径和长度为了满足V带轮轴向定位，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段直径d-=32mm。V带轮和轴配合长度L1=80mm，为了保证轴端档圈只压在V带轮上而不压在轴端面上，故-段长度应比L1略短部分，现取L-=75mm。初步选择滚动轴承。因轴承同步受有径向力和轴向力作用，故选择单列圆锥滚子轴承。参照工作规定并根据d-=32mm，由轴承产品目录中初步选择0基础游隙组、原则精度级单列圆锥滚子轴承30307，其尺寸为dDT=35mm80mm22.75mm，故d-=d-=35mm；而L-=21+21=42mm，L-=10mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30308型轴承定位轴肩高度h=4.5mm，因此，套筒左端高度为4.5mm，d-=44mm。取安装齿轮轴段-直径d-=40mm，取L-=103mm齿轮左端和左端轴承之间采用套筒定位。轴承端盖总宽度为36mm（由减速器及轴承端盖构造设计而定）。根据轴承端盖装拆，取端盖外端面和V带轮右端面间距离L=24mm，故取L-=60mm。至此，已初步确定了轴各段直径和长度。3）轴上零件轴向定位V带轮和轴周向定位选择平键10mm8mm63mm，V带轮和轴配合为H7/r6；齿轮和轴周向定位选择平键12mm8mm70mm，为了保证齿轮和轴配合有良好对中性，故选齿轮轮毂和轴配合为H7/n6；滚动轴承和轴周向定位是由过渡配合来保证，此处选轴直径尺寸公差为m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参照表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合阐明-7530和V带轮键联接配合-6032定位轴肩-4235和滚动轴承30307配合，套筒定位-10340和小齿轮键联接配合-1044定位轴环-2335和滚动轴承30307配合总长度313mm（5） 求轴上载荷首先根据轴构造图作出轴计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30307型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=18mm。因此，轴支撑跨距为L1=118mm， L2+L3=74.5+67.5=142mm。根据轴计算简图作出轴弯矩图和扭矩图。从轴构造图和弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴危险截面。先计算出截面C处MH、MV及M值列于下表。设计计算及阐明成果设计计算及阐明成果载荷水平面H垂直面V支反力F，C截面弯矩M总弯矩扭矩（6） 按弯扭合成应力校核轴强度根据式(15-5)及上表中数据，和轴单向旋转，扭转切应力，取，轴计算应力已选定轴材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。2. 中速轴设计(1) 中速轴上功率、转速和转矩转速（）中速轴功率（）转矩T（）153.66.64422.36(2) 作用在轴上力已知高速级齿轮分度圆直径为，根据式(10-14)，则已知低速级齿轮分度圆直径为，根据式(10-14)，则安全设计计算及阐明成果(3) 初步确定轴最小直径先按式(15-2)初步估算轴最小直径。选择轴材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取,于是得(4) 轴构造设计 1）拟订轴上零件装配方案（图） 2）根据轴向定位规定确定轴各段直径和长度初步选择滚动轴承。因轴承同步受有径向力和轴向力作用，故选择单列圆锥滚子轴承。参照工作规定并根据d-=d-=45mm，由轴承产品目录中初步选择原则精度级单列圆锥滚子轴承30309，其尺寸为dDT=45mm100mm27.25mm，故L-=L-=27+20=47mm。两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。由手册上查得30309型轴承定位轴肩高度h=4.5mm，因此，左边套筒左侧和右边套筒右侧高度为4.5mm。取安装大齿轮出轴段-直径d-=50mm；齿轮左端和左端轴承之间采用套筒定位。为了使大齿轮轴向定位，取d-=55mm，又由于考虑到和高、低速轴配合，取L-=100mm。至此，已初步确定了轴各段直径和长度。设计计算及阐明成果3）轴上零件轴向定位大小齿轮和轴周向定位所有选择平键14mm9mm70mm，为了保证齿轮和轴配合有良好对中性，故选齿轮轮毂和轴配合为H7/n6；滚动轴承和轴周向定位是由过渡配合来保证，此处选轴直径尺寸公差为m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参照表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合阐明-4945和滚动轴承30309配合，套筒定位-9850和大齿轮键联接配合-9055定位轴环-10350和小齿轮键联接配合-4545和滚动轴承30309配合总长度385mm（5） 求轴上载荷首先根据轴构造图作出轴计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30309型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=21mm。因此，轴支撑跨距为L1=76mm， L2=192.5，L3=74.5mm。根据轴计算简图作出轴弯矩图和扭矩图。从轴构造图和弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴危险截面。先计算出截面C处MH、MV及M值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FC截面弯矩M总弯矩扭矩设计计算及阐明成果设计计算及阐明成果（6） 按弯扭合成应力校核轴强度根据式(15-5)及上表中数据，和轴单向旋转，扭转切应力，取，轴计算应力已选定轴材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。3. 低速轴设计(1) 低速轴上功率、转速和转矩转速（）中速轴功率（）转矩T（）40.966.371370.92(2) 作用在轴上力已知低速级齿轮分度圆直径为，根据式(10-14)，则(3) 初步确定轴最小直径先按式(15-2)初步估算轴最小直径。选择轴材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取，于是得 (4) 轴构造设计1） 拟订轴上零件装配方案（图） 安全设计计算及阐明成果2） 根据轴向定位规定确定轴各段直径和长度为了满足半联轴器轴向定位，-轴段左端需制出一轴肩，故取-段直径d-=64mm。半联轴器和轴配合毂孔长度L1=107mm，为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上，故-段长度应比L1略短部分，现取L-=105mm。初步选择滚动轴承。因轴承同步受有径向力和轴向力作用，故选择单列圆锥滚子轴承。参照工作规定并根据d-=65mm，由轴承产品目录中初步选择原则精度级单列圆锥滚子轴承30314，其尺寸为dDT=70mm150mm38mm，故d-=d-=70mm；而L-=38mm，L-=38+20=58mm。左端滚动轴承采用轴环进行轴向定位。由表15-7查得30314型轴承定位高度h=6mm，因此，获得d-=82mm。右端轴承采用套筒进行轴向定位，同理可得套筒右端高度为6mm。取安装齿轮出轴段-直径d-=75mm；齿轮右端和右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂宽度为100mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l-=98mm。轴承端盖总宽度为30mm（由减速器及轴承端盖构造设计而定）。根据轴承端盖装拆，取端盖外端面和联轴器左端面间距离L=30mm，故取L-=60mm。至此，已初步确定了轴各段直径和长度。3） 轴上零件轴向定位半联轴器和轴联接，选择平键为18mm11mm80mm，半联轴器和轴配合为H7/k6。齿轮和轴联接，选择平键为20mm12mm80mm，为了保证齿轮和轴配合有良好对中性，故选齿轮轮毂和轴配合为H7/n6。4） 确定轴上圆角和倒角尺寸参照表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合阐明-3870和滚动轴承30314配合-1082轴环-9875和大齿轮以键联接配合，套筒定位-5870和滚动轴承30314配合-6068和端盖配合，做联轴器轴向定位-10563和联轴器键联接配合总长度369mm设计计算及阐明成果设计计算及阐明成果（5） 求轴上载荷首先根据轴构造图作出轴计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30314型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=31mm。因此，轴支撑跨距为根据轴计算简图作出轴弯矩图和扭矩图。从轴构造图和弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴危险截面。先计算出截面B处MH、MV及M值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FB截面弯矩M总弯矩扭矩（6） 按弯扭合成应力校核轴强度根据式(15-5)及上表中数据，和轴单向旋转，扭转切应力，取，轴计算应力已选定轴材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。（7） 对的校核轴疲惫强度1） 鉴定危险截面截面只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合引起应力集中将减弱轴疲惫强度，但由于轴最小直径是按扭转强度较为宽裕确定，因此截面无需校核。从应力集中对轴疲惫强度影响来看，截面和处过盈配合引起应力集中最严重；从受载状况来看，截面B上应力最大。截面应力集中影响和截面相近，但截面不受扭矩作用，同步轴径也较大，故不必做强度校核。截面B上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起应力集中均在两端），而这里轴直径也大，故截面B不必校核。截面显然更不必校核。由机械设计第三章附录可知，键槽应力集中系数比过盈配合小，因此该轴只需校核截面左右两侧。安全设计计算及阐明成果2） 截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧弯矩为截面上扭矩为截面上弯曲应力截面上扭转切应力轴材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得截面上由于轴肩而形成理论应力集中系数按附表3-2 经插值后可查得又由附图3-1可得轴材料敏性系数为故有效应力集中系数为由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即q=1，则得综合系数值为设计计算及阐明成果又由3-1和3-2查得碳钢特性系数, 取；, 取；于是，计算安全系数值，按式(15-6)(15-8)则得故可知其安全。3） 截面右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面右侧弯矩为截面上扭矩为截面上弯曲应力截面上扭转切应力轴材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得截面上由于轴肩而形成理论应力集中系数按附表3-2 安全设计计算及阐明成果经插值后可查得又由附图3-1可得轴材料敏性系数为故有效应力集中系数为由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即q=1，则得综合系数值为又由3-1和3-2查得碳钢特性系数, 取；, 取；于是，计算安全系数值，按式(15-6)(15-8)则得故可知其安全。安全设计计算及阐明成果八、 滚动轴承选择及计算轴承预期寿命 1. 高速轴轴承选择30307型圆锥滚子轴承，查课程设计表15-7，得 ， （1） 求两轴承所受到径向载荷和由高速轴校核过程中可知：，（2） 求两轴承计算轴向力和由机械设计表13-7得 由于因此（3） 求轴承担量动载荷和设计计算及阐明成果 由机械设计表13-6，取载荷系数 （4） 验算轴承寿命由于，因此按轴承1受力大小验算故所选轴承满足寿命规定。2. 中速轴轴承选择30309型圆锥滚子轴承，查课程设计表15-7，得 ， （1） 求两轴承所受到径向载荷和由中速轴校核过程中可知：，（2） 求两轴承计算轴向力和满足寿命规定设计计算及阐明成果由机械设计表13-7得 由于因此（3） 求轴承担量动载荷和 由机械设计表13-6，取载荷系数 （4） 验算轴承寿命由于，因此按轴承1受力大小验算故所选轴承满足寿命规定。满足寿命规定设计计算及阐明成果3. 低速轴轴承选择30314型圆锥滚子轴承，查课程设计表15-7，得 ， （1） 求两轴承所受到径向载荷和由低速轴校核过程中可知：，（2） 求两轴承计算轴向力和由机械设计表13-7得 由于因此（3） 求轴承担量动载荷和 设计计算及阐明成果由机械设计表13-6，取载荷系数 （4） 验算轴承寿命由于，因此按轴承2受力大小验算故所选轴承满足寿命规定。满足寿命规定设计计算及阐明成果九、 键联接选择及校核计算由机械设计式(6-1）得 键、轴和轮毂材料所有是钢，由机械设计表6-2，取（1） V带轮处键取一般平键1063GB1096-79键工作长度键和轮毂键槽接触高度（2） 高速轴上小齿轮处键取一般平键1270GB1096-79键工作长度键和轮毂键槽接触高度（3） 中速轴上大齿轮处键取一般平键1470GB1096-79键工作长度键和轮毂键槽接触高度（4） 中速轴上小齿轮处键取一般平键1470GB1096-79键工作长度键和轮毂键槽接触高度（5） 低速轴上大齿轮处键取一般平键2080GB1096-79键工作长度键和轮毂键槽接触高度该键满足强度规定该键满足强度规定该键满足强度规定该键满足强度规定该键满足强度规定设计计算及阐明成果（6） 联轴器周向定位键取一般平键1880GB1096-79键工作长度键和轮毂键槽接触高度联接挤压强度不够，并且相差甚远，因此考虑采用双键，相隔180布署。则该双键工作长度为十、 联轴器选择根据输出轴转矩，查课程设计表17-4选择HL5联轴器60142GB5014-85，其公称扭矩为符合规定。十一、 减速器附件选择和箱体设计1. 窥视孔和视孔盖查课程设计（减速器附件选择部分未作阐明皆查此书）表9-18，选择板构造视孔盖， 。2. 通气器查表9-7，选择经一次过滤装置通气冒。3. 油面指示器查表9-14，选择油标尺。4. 放油孔和螺塞查表9-16，选择外六角油塞及封油垫。5. 起吊装置查表9-20，选择箱盖吊耳， 箱座吊耳，6. 定位销查表14-3，选择圆锥销GB 117-86 A12407. 起盖螺钉查表13-7，选择GB5782-86 M835该键满足强度规定设计计算及阐明成果8. 箱体设计名称符号尺寸箱座壁厚9箱盖壁厚19箱体凸缘厚度b、b1、b2b=14;b1=12;b2=23加强筋厚m、m1m=9;m1=8地脚螺钉直径df32地脚螺钉数目n4轴承旁联接螺栓直径d124箱盖、箱座联接螺栓直径d216十二、 润滑和密封由于中速速轴上大齿轮齿顶线速度不小于2m/s，因此轴承采用油润滑。为防止润滑油外泄，用毡圈密封。设计计算及阐明成果十三、 设计小结设计计算及阐明成果十四、 参照资料1机械设计（第八版） 高等教育出版社西北工业大学机械原理及机械零件教研室 编著濮良贵 纪名刚 主编 2机械原理（第六版） 高等教育出版社西北工业大学机械原理及机械零件教研室 编著孙 桓 陈作模 主编 3课程设计 高等教育出版社华中理工大学 王 昆重 庆 大 学 何小柏同 济 大 学 汪信远 主编4.机械制图 同济大学出版社 许连元 李强德 徐祖茂 主编5. 机械设计手册(软件版)R2.0