带式输送机传动装置设计说明书

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1、 . . . 成绩_机械设计基础课程设计说明书设计题目：带式输送机传动装置设计专业_装控2015-01学生：_指导工程大学材料工程学院2017年 6月 10 日目录绪论3第1章 传动方案的分析与拟定41.1机器工作条件及参数41.2传动方案的拟定41.3传动方案的比选5第2章 电动机的选型72.1由功率初选电动机72.2电动机转速的选择82.3电动机的确定9第3章 传动装置的运动和动力参数计算103.1计算传动装置总传动比及分配传动比103.2计算传动装置各轴的运动及运动参数11第4章 V带传动选型设计12第5章 减速器的设计计算145.1高速级齿轮的设计145.2低速级齿轮的设计205.3输

2、入轴的设计255.4输出轴的设计295.5中速轴的设计345.6轴承的设计345.7轴承端盖的设计与选择375.8润滑与密封385.9减速器其他部分的设计38第6章 联轴器的选择406.1联轴器类型的选择406.2联轴器型号的选择40第7章 箱体的选择41第8章 其他技术说明42设计小结42参考书目43绪论带式输送机是一种摩擦驱动以连续方式运输物料的机械。主要由机架、输送带、托辊、滚筒、紧装置、传带式输送机动装置等组成。它可以将物料在一定的输送线上,从最初的供料点到最终的卸料点间形成一种物料的输送流程。它既可以进行碎散物料的输送,也可以进行成件物品的输送。除进行纯粹的物料输送外,还可以与各工业

3、企业生产流程中的工艺过程的要求相配合,形成有节奏的流水作业运输线。带式输送机广泛地应用在冶金、煤炭、交通、水电、化工等部门,是因为它具有输送量大、结构简单、维修方便、成本低、通用性强等优点。带式输送机还应用于建材、电力、轻工、粮食、港口、船舶等部门。本说明书主要容是进行带式输送机传动系统的设计,采用V带传动及两级圆柱齿轮减速器。在设计计算中运用到了机械设计基础、机械制图公差与互换性、理论力学等多门课程知识,并运用AutoCAD软件进行绘图,因此是一个非常重要的综合实践环节,也是一次全面的、规的实践训练。通过这次训练,使我们在众多方面得到了锻炼和培养。主要体现在如下几个方面：（1） 培养了我们理

4、论联系实际的设计思想,训练了综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力,巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。（2） 通过对标准机械零件、常用机械传动或简单机械的设计,使我们掌握了一般机械设计的程序和方法,树立正确的工程设计思想,培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。（3） 另外,培养了我们查阅和使用手册、图册及其他相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。（4） 加强了我们对办公软件Office中Word及绘图软件AutoCAD功能的认识和运用。第1章 传动方案的分析与拟定1.1机器工作条件及参数1.1.1

5、机器工作条件1载荷性质单向运输,载荷较平稳；2工作环境室工作,有粉尘,环境温度不超过35C；3运动要求输送带运动速度误差不超过5%；滚筒传动效率为0.96；4使用寿命 8年,每年350天,每天16小时；5动力来源电力拖动,三相交流,电压380/220V；6检修周期半年小修,二年中修,四年大修；7生产条件中型机械厂,批量生产。1.1.2 工作装置技术数据1输送带工作拉力: F=3.2kN；2输送带工作速度: V=2m/s；3滚筒直径： D=250mm.1.2传动方案的拟定图11传动方案示意图1输送带；2滚筒；3联轴器；4减速器； 5V带传动；6电动机1、二级同轴式圆柱齿轮减速器它的主要优点是：瞬

6、时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠,可传递空间任意两轴之间的运动和动力； 适用的功率和速度围广；传动效率高,=0.92-0.98；工作可靠、使用寿命长；外轮廓尺寸小、结构紧凑。由齿轮、轴、轴承及箱体组成的齿轮减速器,用于原动机和工作机或执行机构之间,起匹配转速和传递转矩的作用,在现代机械中应用极为广泛。国的减速器多以齿轮传动、蜗杆传动为主,但普遍存在着功率与重量比小,或者传动比大而机械效率过低的问题。另外,材料品质和工艺水平上还有许多弱点,特别是大型的减速器问题更突出,使用寿命不长。国外的减速器,以德国、丹麦和日本处于领先地位,特别在材料和制造工艺方面占据优势,减速器工作可靠性好,使用寿命长

7、。但其传动形式仍以定轴齿轮传动为主,体积和重量问题,也未解决好。当今的减速器是向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。减速器与电动机的连体结构,也是大力开拓的形式,并已生产多种结构形式和多种功率型号的产品。近十几年来,由于近代计算机技术与数控技术的发展,使得机械加工精度,加工效率大大提高,从而推动了机械传动产品的多样化,整机配套的模块化,标准化,以及造型设计艺术化,使产品更加精致,美观化。在21世纪成套机械装备中,齿轮仍然是机械传动的基本部件。CNC机床和工艺技术的发展,推动了机械传动结构的飞速发展。在传动系统设计中的电子控制、液压传动、齿轮、带链的混合传动,将成为变

8、速箱设计中优化传动组合的方向。在传动设计中的学科交叉,将成为新型传动产品发展的重要趋势。2、二级展开式圆柱齿轮减速器它的主要优点是：瞬时传动比恒定,工作平稳,传动准确可靠,可传递空间任意两轴之间的运动和动力；适用的功率和速度围广；传动效率高；工作可靠使用寿命长；外轮尺寸小,结构紧凑。由齿轮,轴,轴承及箱体组成的展开式齿轮减速器,用于原动机和工作机及执行机构之间,起匹配转速和传递转矩的作用,在现代机械中应用极为广泛。1.3传动方案的比选方案a为展开式两级圆柱齿轮减速器,其推荐传动比为840。展开式圆柱齿轮减速器的特点是其结构简单,但齿轮的位置不对称。高级速齿轮布置在远离转矩输入端,可使轴在转矩作

9、用下产生扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯矩变形部分的互相抵消,以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。方案b为同轴式两级圆柱齿轮减速器,其推荐传动比为840。同轴式圆柱齿轮减速器的特点是减速器横向尺寸较小,两对齿轮浸入油中深度大致相同,但轴向尺寸和重量较大,且中间轴较长、刚度差,使载荷沿齿宽分布不均,高速级齿轮的承载能力难于充分利用。综合比较展开式与同轴式齿轮减速器的优缺点,在本设计中,将采用同轴式圆柱齿轮减速器为设计模板。1.3.1方案分析机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要,是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直

10、接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外,还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。1.3.2方案构思本设计中原动机为电动机,工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动,第一级传动为带传动,第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。采用带传动与齿轮传动的组合,既可满足传动比要求,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。带传动承载能力较低,在传递相同转矩时,结构尺寸较其它形式大,但有超载保护的优点,还可缓和冲击和振动,故布置在传动的高速级,以降低传递的转矩,减小带传动的结构尺寸。齿轮传动的传动效率

11、高,适用的功率和速度围广,使用寿命较长,是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是直齿轮传动。减速器的箱体采用水平剖分式结构,用HT200灰铸铁铸造而成。第2章 电动机的选型按工作要求选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。因为该类型电动机效率高,工作可靠,结构简单,维护方便,价格低,使用于不易燃,不易爆,无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。2.1由功率初选电动机=FV=3.2kN*2m/s=6.4kw计算电动机的输出功率=根据机械设计课程设计手册表1-7确定各个部分的效率如下：胶带卷筒器及其轴承的效率=0.96,V带传动效率=0.95,滚动轴承效率=0.99共四对,三对减速器轴承,一对滚筒轴承

12、,圆柱齿轮传动效率=0.987级精度一般齿轮传动,弹性联轴器的传动效率=0.99。其中=为电动机轴至卷筒轴的传动装置总效率将各数据代入=*中,得；电动机至工作机的总效率=0.95*0.99=0.868输送机效率：=*=0.99*0.96=0.95所以电动机输出功率为；=7.46kw因要保证载荷平稳。电动机核定功率只需稍大于即可。由机械设计课程设计手册表12-1 Y系列IP44电动机的技术数据可知；表21电动机的技术参数电动机型号额定功率/kw满载转速/r/min同步转速/堵转转矩最大转矩质量/kg额定转矩额定转矩Y132S2-27.5290030002.02.370Y132M-47.51440

13、15002.22.381Y160M-67.597010002.02.0119Y160L-87.57207502.02.01452.2电动机转速的选择按表1-9推荐的传动比合理围,二级圆柱齿轮减速器传动比=840,而工作机卷筒轴的转速为= =152.79r/min所以电动机转速的可选围为=8-40*152.76=1222.316111.6r/min2.3电动机的确定符合这一围的同步转速的电动机为Y132M-4型号的电动机,其同步转速为1500r/min,其主要性能如下表:表22Y132M-4型号电动机技术参数电动机型号额定功率/kw满载转速/r/min同步转速/堵转转矩最大转矩质量/kg额定转矩

14、额定转矩Y132M-47.5144015002.02.381由表12-3机座带底脚、端盖无凸缘B3、B6、B7、B8、V5、V6型电动机的安装及外形尺寸,得:表23电动机的安装及外形尺寸机座号机数ABCDEFGHKABACADHDBBL132M2,4,6,8216178893880103313212280270210315238515图31 Y系列电动机的结构第3章 传动装置的运动和动力参数计算由选定电动机的满载转速可得传动装置的总传动比i=/,对于多级传动i=计算出总传动比后,应合理的分配各级传动比,限制传动件的圆周速度减少动载荷。3.1计算传动装置总传动比及分配传动比总传动比= =9.42

15、为使传动装置尺寸协调、结构匀称、不发生干涉现象,现选V带传动比=3所以减速器的传动比为:=3.14由于减速箱是展开布置,考虑润滑条件,为使结构紧凑,各级传动比均在推荐值围之,所以 =1.:又因为=1.35所以=2.64=1.35=1.35*2.64=3.57表31传动比的分配总传动比电动机满载转速电机-高速轴高速轴-中速轴中速轴-低速轴滚筒转速9.42144033.572.64152.793.2计算传动装置各轴的运动及运动参数3.2.1各轴的转速1轴： = = =480r/min2轴： = = =134.45r/min3轴: = =50.93r/min卷筒轴: =50.93r/min3.2.2

16、各轴的输入功率1轴：=*=7.46*0.95=7.087kw2轴: =*=7.087*0.99*0.98=6.876kw3轴: =*=6.876*0.99*0.98=6.67kw卷筒轴 =6.67kw3.2.3各轴的输入转矩电机轴： =9549* =9549* =49.47 Nmm1轴： =9549* =9549*=140.99 Nmm2轴： =9549* =9549* =488.32 Nmm3轴： =9549* =9549* =1250.58 Nmm滚筒轴： =1250.58 Nmm表32带式传动装置的各项运动参数轴名功率P/kw转矩T/Nmm转速n/r/min传动比i效率/%电动轴7.46

17、49.4714403991轴7.087140.994803.57972轴6.876488.32134.452.64973轴6.671250.5850.931974轴6.671250.5850.9398第4章 V带传动选型设计4.1确定计算功率查机械设计课程设计手册可知 工作情况系数=1.1=1.1*7.46=8.206kw4.2选择V带的带型因为=8.206kw且=1440r/min,查资料可知,选用A型带4.3确定带轮的基准直径并验算带速v初选小带轮的基准直径,由教材可知,取小带轮的基准直径=150mm V= = =11.304m/s因为5m/sv4.7计算V带的额定功率因为=150mm及=

18、1440r/min,n=1500r/min,查资料的=2.49kw,=0.17kw由教材的=0.92,=1.03=2.49+0.17*0.92*1.03=2.5kw4.8计算V带的根数带的根数z= = = =3.28所以应取4根4.9计算单根V带初拉力的最小值 查资料得,单位长度质量q=0.1kg/m=500 +q=500* +0.1*=220.56N应使实际初拉力4.10计算压轴力压轴力的最小值=2z=2*4*220.56* =1688.72N由资料得大、小带轮的总宽度：B=2*19+2*9=48mm表41V型带传动相关数据计算功率/kw传动比i带速v/带型根数单根初拉力/N压轴力/N8.2

19、06311.304A4220.561688.72小带轮直径/mm大带轮直径/mm中心距/mm基准长度/mm带轮宽度/mm小带轮包角150450510200048第5章 减速器的设计计算5.1高速级齿轮的设计5.1.1齿轮类型的选择根据选定的传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动。5.1.2齿轮精度等级的选择 根据机械设计课程设计手册及选定的传动方案,选择7级精度GB/T10095.1。5.1.3齿轮材料的选择 根据机械设计课程设计手册,选择材料硬度差为40HBS表51高速级齿轮材料小齿轮40Cr调质硬度280HBS大齿轮45调质硬度240HBS5.1.4齿轮齿数的选择初选小齿轮齿数 =25则大齿轮齿数

20、为 =*=3.57*25=89.25取=90齿数比=3.575.1.5按齿面接触强度设计计算由资料查得小齿轮分度圆直径为：2.32*5.1.5.1确定公式各计算数值1、初选载荷系数=1.32、小齿轮转矩=9549 *=9549*=1.476*Nmm3、由机械设计课程设计手册查得,材料弹性影响系数=189.84、由机械设计课程设计手册查得,齿宽系数=15、根据设计课程设计手册,按齿面硬度查得齿轮接触疲劳强度极限为：=600MPa =550MPa6、计算应力循环次数=60j=60*480*1*2*8*300*10=1.382*= = =3.872*7、由机械设计课程设计手册查得,取接触疲劳寿命系数

21、=0.90 =0.958、计算接触疲劳许用应力由机械设计课程设计手册查得,取失效概率为1%,安全系数S=1= =0.90*600=540MPa=0.95*550=522.5MPa5.1.5.2计算各项结果1、计算小齿轮分度圆直径2.32*=2.32*=62.67mm2、计算圆周速率v v= =1.575m/s3、计算齿宽bb=*=62.67mm4、计算齿宽与齿高比模数= = =2.5齿高h=2.25=2.25*2.5=5.64所以齿宽比与齿高比为 = =11.115、计算载荷系数因为v=1.575m/s且为7级精度,所以查表得载荷系数=1.04直齿轮=1使用系数=1由机械设计课程设计手册得,用

22、插入法查得7级精度、小齿轮非对称布置时：=1.12+0.18*1+0.6*+0.23*b=1.12+0.18*1+0.6+0.23*62.67=1.422由 =11.11=1.422查得=1.35所以载荷系数K=1*1.04*1*1.422=1.496、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由机械设计课程设计手册查得:=* =62.67* =65.59mm7、计算模数mm= = =2.625.1.6按齿根弯曲强度设计计算查教材得弯曲强度设计公式m5.1.6.1确定公式各计算数值1、通过机械设计课程设计手册查个项数据得：小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MP

23、a弯曲疲劳寿命系数=0.85,=0.882、计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4= = =303.57MPa = =238.86MPa3、计算载荷系数KK=1*1.04*1*1.35=1.4044查表取齿形系数=2.62=2.1775查表取应力校正系数=1.59 =1.7936、比较大小齿轮的数值大小小齿轮 = =0.0137大齿轮 = =0.0163易知大齿轮的数值大5.1.6.2计算结果m = =2.21mm5.1.6.3结果分析通过对比计算结果可知,由于齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强计算的模数,又由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面

24、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,可取由齿根弯曲疲劳强度计算的模数2.21,并根据GB1357-87就近圆整为标准m=3,按齿轮接触疲劳强度算得的分度圆直径65.59mm,算出小齿轮的齿数= = =21.86 取=22大齿轮的齿数=3.57*21.86=78.052 取=79所以实际传动比为：i= =3.59传动比误差为：=*100%=0.5%所以在误差允许的围5.1.7高速级齿轮的几何尺寸计算正常齿=0.25,=11、分度圆直径=*m=22*3=66mm =*m=79*3=237mm 2、齿顶圆直径=+2=+2m=66+2*3=72mm=+2=+2m=237

25、+2*3=243mm3齿根圆直径=-2=-2m=66-2*1.25*3=58.5mm=-2=-2m=237-2*1.25*3=229.5mm2、中心距a= =151.5mm3、齿轮宽度b=66mm 取=66mm,=61mm圆周力：= = =4472.73N径向力：=*tan=1627.94N表52高速级齿轮设计几何尺寸及参数齿轮压力角模数中心距/mm齿数比齿数分度圆直径/mm齿根圆直径/mm齿顶圆直径/mm齿宽/mm小齿轮3151.53.59226658.57266大齿轮79237229.5243615.2低速级齿轮的设计5.2.1齿轮类型的选择根据选定的传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动。5.2

26、.2齿轮精度等级的选择 根据机械设计课程设计手册及选定的传动方案,选择7级精度GB/T10095.1。5.2.3齿轮材料的选择根据机械设计课程设计手册,选择材料硬度差为40HBS表53低速级齿轮材料小齿轮40Cr调质硬度280HBS大齿轮45调质硬度240HBS5.2.4齿轮齿数的选择初选小齿轮齿数 =25则大齿轮齿数为 =*=2.64*25=66齿数比=2.645.2.5按齿面接触强度设计计算由资料查得小齿轮分度圆直径为：2.32*5.2.5.1确定公式各计算数值1、初选载荷系数=1.32、小齿轮转矩=9549 *=9549*=4.837*Nmm3、由机械设计课程设计手册查得,材料弹性影响系

27、数=189.84、由机械设计课程设计手册查得,齿宽系数=15、根据设计课程设计手册,按齿面硬度查得齿轮接触疲劳强度极限为：=600MPa =550MPa6、计算应力循环次数=60j=60*134.45*1*2*8*300*10=3.872*= = =1.467*7、由机械设计课程设计手册查得,取接触疲劳寿命系数=0.94 =0.988、计算接触疲劳许用应力由机械设计课程设计手册查得,取失效概率为1%,安全系数S=1= =0.94*600=564MPa=0.98*550=539MPa5.2.5.2计算各项结果1、计算小齿轮分度圆直径2.32*=2.32*=110.31mm2、计算圆周速率v v=

28、 =0.777m/s3、计算齿宽bb=*=110.31mm4、计算齿宽与齿高比模数= = =4.41齿高h=2.25=2.25*4.41=9.93所以齿宽比与齿高比为 = =11.115、计算载荷系数因为v=0.777m/s且为7级精度,所以查表得载荷系数=1.01直齿轮=1使用系数=1由机械设计课程设计手册得,用插入法查得7级精度、小齿轮非对称布置时：=1.12+0.18*1+0.6*+0.23*b=1.12+0.18*1+0.6+0.23*110.31=1.433由 =11.11=1.433查得=1.4所以载荷系数K=1*1.01*1*1.433=1.456、按实际的载荷系数校正所算得的分

29、度圆直径,由机械设计课程设计手册查得:=* =110.31* =114.34mm7、计算模数mm= = =4.575.2.6按齿根弯曲强度设计计算查教材得弯曲强度设计公式m5.2.6.1确定公式各计算数值1、通过机械设计课程设计手册查个项数据得：小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa弯曲疲劳寿命系数=0.95,=0.982、计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4= = =339.29MPa = =266MPa3、计算载荷系数KK=1*1.01*1*1.4=1.4144查表取齿形系数=2.6=2.225查表取应力校正系数=1.595 =1.776、

30、比较大小齿轮的数值大小小齿轮 = =0.0122大齿轮 = =0.0148易知大齿轮的数值大5.2.6.2计算结果m = =3.195.2.6.3结果分析通过对比计算结果可知,由于齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强计算的模数,又由于齿轮模数m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,可取由齿根弯曲疲劳强度计算的模数3.19,并根据GB1357-87就近圆整为标准m=4按齿轮接触疲劳强度算得的分度圆直径114.34mm, 算出小齿轮的齿数。= = =28.585 取=29大齿轮的齿数=2.64*29=75.4

31、6 取=76所以实际传动比为：i= =2.62传动比误差为：=*100%=0.76%所以在误差允许的围5.2.7低速级齿轮的几何尺寸计算正常齿=0.25,=11、分度圆直径=*m=29*4=116mm =*m=76*4=304mm 2、齿顶圆直径=+2=+2m=116+2*4=124mm=+2=+2m=304+2*4=312mm3齿根圆直径=-2=-2m=116-2*1.25*4=106mm=-2=-2m=304-2*1.25*4=294mm2、中心距a= =210mm3、齿轮宽度b=116mm 取=116mm,=111mm圆周力：= = =8339.66N径向力：=*tan=3035.39N

32、5.3输入轴的设计5.3.1轴的材料的确定根据机械设计课程设计手册,确定输入轴的材料为40Cr,锻件,调质。5.3.2初步确定轴的最小直径1、求作用在齿轮上的力根据输入轴的运动和运动参数,计算作用在输入轴的齿轮上的力：输入轴的功率：=7.087kw输入轴的转速：=480r/min输入轴的转矩：=147.6Nm圆周力：= = =4472.73N径向力：=tan=4472.73*0.364=1627.94N2、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45号钢,调质处理,由教材查得取C=112=C* =112* =34.67mm5.3.4初步设计输入轴的结构根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度1、由

33、上一步可知轴的最小直径=34.67mm,由于是高速轴,显然最小直径处将装大带轮,故应取标准系列值=40mm,为了与外连接件以轴肩定位,故取B段直径为=50mm。2、初选滚动轴承因该传动方案没有轴向力,高速轴转速较高,载荷不大,故选用深沟球轴承采用深沟球轴承的双支点各单向固定。参照工作要求并根据=50mm,由轴承产品目录中初选0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6311,其尺寸为d*D*B=55*100*21,为防止箱润滑油飞溅到轴承使润滑脂稀释或变质,在轴承向着箱体壁一侧安装挡油板,根据需要应分别在两个挡油板的一端制出一轴肩,故：=64mm=71mm3、由于轴承长度为21mm,查得挡油板总宽度

34、为18mm,所以=39mm,根据箱座壁厚,取12mm,齿轮的右端面与箱壁的距离,则取=12mm,挡油板侧与箱体壁取3mm,故=12-3=9mm。根据机械设计课程设计手册,知中间轴的两齿间的距离=1015,估取=10mm,且中间轴的小齿轮端面与箱体壁距离为=12mm,因=160mm,=97mm,=102mm, 故=12+160+10+ + +12-12-3-3-9=167.5mm4、设计轴承端盖的总宽度为45mm由减速器及轴承端盖的结构设计而定,根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与外连接件的右端面间的距离为30mm,故=75mm,根据带轮宽度可确定=118mm5.3.

35、5按弯曲合成应力校核轴的强度轴的受力分析图51输入轴的三维坐标图图52输入轴的受力分析图1计算支座反力 H面=0256+88.5-256-144.5=0= = =2696.31N=0-=0=+-=1771+1688.72-1627.94=1831.78N V面= =3323.71N=-=4472.73-3323.7=1149.03N2计算H面及V面的弯矩,并作弯矩图 H面 DA段：x=x=1688.72x0x 当x=0时,在D处=0当x=144.5时,在A处=1688.72*144.5=244020.04Nmm BC段：x=x=1771x0x当x=0时,在B处=0当x=88.5时,在C处=17

36、71*88.5=156733.5NmmV面=0=-x=-3327.71*256=-850869.76 Nmm3计算合成弯矩并作图=0=244020.04Nmm=865184.8Nmm4计算并作图=0.3*1.476*=44280Nmm5校核轴的强度按弯矩合成强度条件,校核危险点,即C截面圆周表面处的应力,扭转切应力为静应力,取=0.3,由机械设计课程设计手册可知,轴弯曲疲劳强度=335MPa,= = =3.38MPa综上所述：强度足够。5.4输出轴的设计5.4.1初步确定轴的最小直径1、求作用在齿轮上的力根据输入轴的运动和运动参数,计算作用在输入轴的齿轮上的力：输出轴的功率：=6.67kw输出

37、轴的转速：=50.93r/min输出轴的转矩：=1250.58Nm圆周力：= = =8227.5N径向力：=tan=8227.5*0.364=2994.57N2、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45号钢,调质处理,由教材查得取C=112所以最小直径为：=C* =112* =83.56mm5.4.2初步设计输出轴的结构1、输出轴最小直径显然是安装联轴器处的直径,为了所选的轴直径与联轴器的孔径相适应,故需同时联轴器的型号。联轴器的计算转矩=,考虑到转矩变化很小,查机械设计课程设计手册取=1.3,所以=1.3*1250.58=1625.75Nm2、初选联轴器计算出的应小于联轴器公称转矩的条件,查机

38、械设计课程设计手册选用型号为LX4的Y型弹性柱销联轴器,其公称转矩为2500Nm,半联轴器的孔径=83.56mm,故取=85mm,半联轴器长度L=172mm3、轴的结构设计根据轴向定位要求初步确定轴的各处直径和长度（1） 根据已确定的=85mm,由于g段轴长与半联轴器的轴毂长相同,为了使联轴器以轴肩定位,故取f段直径为=115mm。（2） 初选滚动轴承。因该传动方案没有轴向力,故选用深沟球轴承采用深沟球轴承的双支点各单向固定。参照工作要求并根据=115mm,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承61924由机械设计课程设计手册查得,其基本尺寸为d*D*B=120*165*

39、22,根据需要在挡油板的一端制出以轴肩,所以=127mm。（3） 由于轴承长度为22mm,挡油板总宽度为18mm,故=40mm,根据两齿轮中心定位,且中速轴上的小齿轮端面与箱体壁为12mm,而挡油板测与箱体壁取3mm,另外为了使大齿轮更好的固定,则令轴端面在大齿轮孔,距离取3mm,综上累加得出=54.5mm,=152mm。根据高速轴的尺寸和低速轴的部分尺寸可以算出=108mm。（4） 设计轴承端盖的总宽度为44mm由减速器及轴承端盖的结构而定,根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与外联接件的右端面间的距离为30mm,故=74mm。4、按弯曲合成应力校核轴的强度1绘制空

40、间受力图图53输出轴的三维坐标图图54输出轴的受力分析图2作水平面H和垂直面V的受力图,并计算支座反力 H面=0= = =1022.75N=-=2994.57-1022.75=1971.75N V面= = =2809.97N=-=8227.5-2809.97=5417.53N 计算H面及V面的弯矩,并作弯矩图 H面=0=-118=-118*1022.75=-120684.5Nmm V面=0=118=118*2809.97=331576.46Nmm4计算合成弯矩并作图=0=352865.31Nmm（5） 计算T并作图=0.3*1250.58*=375174Nmm（6） 校核轴的强度按弯矩合成强度

41、条件,校核危险点,即C截面圆周表面处的应力,扭转切应力为静应力,取=0.3,由机械设计课程设计手册可知,轴弯曲疲劳强度=335MPa,= = =3.3MPa综上所述：强度足够。5.5中速轴的设计1、求作用在齿轮上的力根据输入轴的运动和运动参数,计算作用在输入轴的齿轮上的力：输出轴的功率：=6.876kw输出轴的转速：=134.45r/min输出轴的转矩：=488.32Nm圆周力：= = =N径向力：=tan=7197.02*0.364=2619.5N2、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45号钢,调质处理,由教材查得取C=112所以最小直径为：=C* =112* =60.48mm因为中间轴最小

42、直径与滚动轴承配合,故同时选取滚动轴承,根据轴的最小直径,初步选取型号为6414的深沟球轴承,其尺寸为d*D*B=70*110*20,根据前两个轴的尺寸,中速轴可以做出。5.6轴承的设计5.6.1输入轴轴承的设计5.6.1.1轴承类型的选择由于输入轴承受的载荷为中等,且只受径向载荷,于是选择深沟球轴承。轴承承受的径向载荷： =1627.94N轴承转速： =480r/min轴承的预期寿命： =350*8*16=44800h5.6.1.2轴承类型的选择求轴承应有的基本额定动载荷值：C=P =1627.94 =18.13kN根据机械设计课程设计手册选用C=21.0kN的6009轴承5.6.2输出轴轴

43、承的设计5.6.2.1轴承类型的选择由于输入轴承受的载荷为中等,且只受径向载荷,于是选择深沟球轴承。轴承承受的径向载荷： =2994.57N轴承转速： =50.93r/min轴承的预期寿命： =350*8*16=44800h5.6.2.2轴承型号的选择求轴承应有的基本额定动载荷值：C=P =2994.57 =15.434kN根据机械设计课程设计手册选用C=16.2kN的6007轴承5.6.3输入轴和输出轴键连接的选择及强度计算5.6.3.1输入轴键连接5.6.3.1.1、选择键连接的类型与尺寸由于输入轴上齿轮1的尺寸较小,故采取轮轴结构,只为其轴端选择键。输入轴轴端选择A型普通平键,其尺寸依据

44、轴颈d=40mm,由机械设计课程设计手册查得b*h=12*8,键长根据皮带轮宽度B=118选取键的长度系列,取键长L=110。5.6.3.1.2、校核键连接的强度键和联轴器的材料都是钢,由机械设计课程设计手册查得,许用压应力=100120MPa,取平均值=110MPa。键的工作长度l=L-b=110-12=98mm,键与轮毂键槽的接触高度K=0.5h=0.5*8=4mm实际应力为= =18.83MPa,所以强度合适。键b*l=12*110 GB/T 1096-20035.6.3.2输出轴键连接5.6.3.2.1输出轴与齿轮4的键连接5.6.3.2.1.1选择键连接的类型与尺寸一般8级以上的精度

45、的齿轮有定心精度要求,应选用平键连接。由于齿轮不在轴端,故选用圆头普通平键A型。根据d=124mm,由机械设计课程设计手册查得,键的剖面尺寸为b=32mm,高度h=18mm。由轮毂宽度B=155mm及键的长度系列,取键长L=140mm。5.6.3.2.1.2校核键连接的强度键和联轴器的材料都是钢,由机械设计课程设计手册查得,许用压应力=100120MPa,取平均值=110MPa。键的工作长度l=L-b=140-32=108mm,键与轮毂键槽的接触高度K=0.5h=0.5*18=9mm实际应力为= =38.026MPa,所以强度合适。键b*l=32*140 GB/T 1096-20035.6.3

46、.2.2输出轴端与联轴器的键连接输出轴传递的扭矩应小于联轴器公称转矩。查国家标准GB/T 5014-85,选用HL7型弹性联轴器。其公称转矩为=6300Nm,半联轴器孔径=95mm。5.6.3.2.2.1选择键连接的类型及尺寸根据输出轴轴端直径d=85mm,联轴器Y型轴孔=85mm,轴孔长度L=172mm选取A型普通平键b*h*L=25*14*1605.6.3.2.2.2校核键连接的强度键和联轴器的材料都是钢,由机械设计课程设计手册查得,许用压应力=100120MPa,取平均值=110MPa。键的工作长度l=L-b=160-25=135mm,键与轮毂键槽的接触高度K=0.5h=0.5*14=7

47、mm实际应力为= =31.14MPa,所以强度合适。键b*l=25*160 GB/T 1096-20035.7轴承端盖的设计与选择5.7.1轴承类型的选择根据箱体设计,选用凸缘式轴承端盖。各轴上的端盖：闷盖和透盖：表55轴承端盖的安装参数D螺钉孔数/nm11401259110016626.6341551217014010311016627.636324520515816516627.633151175.8润滑与密封5.8.1润滑的选择确定5.8.1.1润滑方式1、齿轮应用喷油润滑,但考虑成本及需要,选用浸油润滑。2、轴承采用润滑脂润滑。5.8.1.2润滑油牌号及用量1、 齿轮润滑选用150号机

48、械油,最低-最高油面距1020mm,需油量为1.5L左右。2、 轴承润滑选用2L-3型润滑脂,用油量为轴承间隙的1/31/2为宜。5.8.2密封形式1、 箱座与箱盖凸缘接合面的密封选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法。2、 观察孔和油孔等处接合面的密封在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封。3、 轴承孔的密封闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部；轴的外伸端与透盖的间隙,由于V3m/s,故选用半粗羊毛毡加以密封。4、 轴承靠近机体壁处用挡油环加以密封,防止润滑油进入轴承部5.9减速器其他部分的设计 窥视孔盖与窥视孔：在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔, 大小只要够手伸进操作可

49、。以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙,了解啮合情况.润滑油也由此注入机体.放油螺塞放油孔的位置设在油池最低处,并安排在不与其它部件靠近的一侧,以便于放油,放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加强密封。油标油标用来检查油面高度,以保证有正常的油量.因此要安装于便于观察油面及油面稳定之处即低速级传动件附近；用带有螺纹部分的油尺,油尺上的油面刻度线应按传动件浸入深度确定。通气器减速器运转时,由于摩擦发热,机体温度升高,气压增大,导致润滑油从缝隙向外渗漏,所以在机盖顶部或窥视孔上装通气器,使机体热空气自由逸处,保证机体外压力均衡,提高机体有缝隙处的密封性,通气器用带空螺钉制成.启盖螺钉为了便于启盖,在机盖侧边的边

50、缘上装一至二个启盖螺钉。在启盖时,可先拧动此螺钉顶起机盖；螺钉上的长度要大于凸缘厚度,钉杆端部要做成圆柱形伙半圆形,以免顶坏螺纹；螺钉直径与凸缘连接螺栓相同。在轴承端盖上也可以安装取盖螺钉,便于拆卸端盖.对于需作轴向调整的套环,装上二个螺钉,便于调整.6定位销为了保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度,在机体联接凸缘的长度方向两端各安置一个圆锥定位销。两销相距尽量远些,以提高定位精度。如机体是对称的,销孔位置不应对称布置.环首螺钉、吊环和吊钩为了拆卸及搬运,应在机盖上装有环首螺钉或铸出吊钩、吊环,并在机座上铸出吊钩。调整垫片用于调整轴承间隙,有的起到调整传动零件轴向位置的作用.密封装置在伸出

51、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.第6章 联轴器的选择6.1联轴器类型的选择为了隔离振动和冲击,选用弹性柱销联轴器。弹性柱销联轴器具有缓冲和吸震性,可频繁的启动和反转,可以补偿两轴的相对位移。6.2联轴器型号的选择6.2.1计算转矩由资料查得工作情况系数=1.5,计算转矩：=1.5*1250.58=1875.87Nm6.2.2选择联轴器型号根据机械设计课程设计手册查得,HL7型弹性柱销联轴器的许用转矩为6300Nm,最大许用转速为2240r/min,轴径为3242mm之间。所以联轴器合适所以联轴器的型号为：HL7联轴器85*160 GB5014-85第7章 箱体的选

52、择采用HT200铸造箱体,水平剖分式箱体采用外肋式结构。箱壁形状简单,润滑油流动阻力小,铸造工艺性好,但外形较复杂。表71箱体的技术参数名称 符号尺寸关系箱座壁厚=12mm箱盖壁厚=12mm箱座凸缘厚度bb=1.5=18mm箱盖凸缘厚度=1.5=18mm箱底座凸缘厚度=1.5=18mm箱座箱盖肋厚、箱座m=0.85=11mm箱盖m=0.85=11mm底脚螺钉直径0.036a+12=23.7取M24底脚螺钉数目nn=4轴承旁联接螺栓直径0.75=17.775取M20箱盖、箱座联接螺栓直径取M16轴承盖螺钉数目nn=6观察孔盖螺钉直径=0.30.4取M10、至箱壁外距离统一取34mm、至凸缘边缘的

53、距离统一取28mm轴承旁凸台高度半径=28mm外箱壁至轴承座端面的距离=+5=70mm齿轮顶圆至箱体壁的距离1.2=15mm齿轮端面至箱体壁的距离=12mm轴承顶圆至箱体壁的距离轴承用脂润滑取15mm第8章 其他技术说明1、减速器装配前,必须按图纸检验各个部分零件,然后需用煤油清洗,滚动轴承用汽油清洗,壁涂刷抗机油侵蚀的涂料两次。2、在装配过程中轴承装配要保证装配游隙。3、轴承部位油脂的填入量要小于其所在轴承腔空间的三分之二。4、减速器的润滑剂在跑合后要立即更换,其次应该定期检查,半年更换一次,润滑轴承的润滑脂应定期添加。5、在机盖机体间,装配是涂密封胶或水玻璃,其他密封件应选用耐油材料。6、

54、对箱盖与底座结合而禁用垫片,必要时可涂酒精漆片或水玻璃。7、箱底与底座装配好后,在拧紧螺栓前应用0.05mm塞尺检查其密封性。在运转过程中,不许接合面处有漏油、渗油现象。8、减速器装配完毕后要进行空载试验和整机性能试验。空载试验：在额定转速下正反转各12小时,要求运行平稳、声响均匀、各连接件密封处不得有漏油现象。负载试验：在额定转速及额定载荷下,试验至油温不在升高为止,通常,油池升温不得超过C,轴温升高不得超过C。9、搬动减速器应用底座上的吊钩起吊,箱盖上的吊环仅可用于起吊箱盖。10、机器出厂前,箱体外表面要涂防护漆,外伸轴应涂脂后包装。运输包装后,要注明放置要求。设计小结在本次的课程设计中,

55、我们综合运用了各方面的知识,如机械设计、机械原理、工程材料、机械制造基础、材料力学、理论力学、Auto CAD等科目,在本次的设计中,我们学会了把自己所有的知识学以致用,综合考虑各方面的因素,如质量,体积,材料,造价,安装,工艺等。通过本次的作业,让我们有了一个对问题的整体把握,最重要的是使我掌握了设计的基本步骤和设计的逻辑思维,相信在不久将来我们就都可以胜任一件复杂的机械设计工作,进而我们可以做一名机械设计的工程师。在本次设计中,也遇到许多问题,设计也不是很合理,如箱体的工艺性,齿轮的计算不够精确,螺钉的数量和大小的选用也不够合理,起用吊环和吊钩的设计有许多地方都是凭着自己的所谓的经验等等缺

56、陷,不过在最后都得到了妥善的解决,或是自己有了一定的认识与体会,能够确信下一次会合理的解决这些问题,并且在本次的设计中,对一些问题还有了一些突破性的认识,如只有多做才能够积累足够的经验,只有自己动手了,才能发现问题,有了自己的经验,才会在设计初选时能根据经验作出合理的初想。通过这次的课程设计,既是让我们锻炼自己的能力,也是对我们知识的一次全方位的检验,让我们能够在实践中发现自己的问题与不足,然后才能鞭策自己去学习、解决问题,也只有这样,我们才能在前进中不断的提升自己的实力,不断充实自己。参考书目1可桢. 机械设计基础第五版M. 高等教育:, 2005.2毕艳. 机械原理M. :清华大学, 2014.3濮良贵. 机械设计第九版M. :高等教育, 2012.4吴宗泽. 机械设计课程设计手册 M. 高等教育:, 2006.5高耀东. ANSYS Workbench机械工程应用精华30例M. :电子工业, 2013.45 / 45