机械设计课程设计-皮带运输机传动装置二级减速箱设计说明书

目 录

设计任务书…………………………………………………………2 一、电动机的选择…………………………………………………3 二、传动装置的运动参数…………………………………………5 三、V带的设计……………………………………………………6 四、齿轮的设计……………………………………………………8 五、轴的设计及校核………………………………………………18 六、轴承的校核计算………………………………………………27 七、键连接的选择和校核…………………………………………28 八、箱体结构设计…………………………………………………30 九、设计小结………………………………………………………35 参考文献……………………………………………………………36

设计任务书

一、课题名称：皮带运输机传动装置

二、技术数据：输送带有效拉力F=2000N，带速V=0.85m/s,滚筒直径D=300mm。 三、工作条件及技术要求：电源：380V；工作年限：10年；工作班制：两班制，运输机单向运转，工作平稳。 四、传动装置总体示意图 Iη2η3η1IIη5PwPdIIIη4IV 1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。 2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， 要求轴有较大的刚度。

3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。 五、设计要求

1.减速器装配图一张(A1)。

2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3)。 3.设计说明书一份。

1 电动机的选择

一、选择电动机系列：按工作要求及工作条件选用Y系列三相异步电动机，封闭式结构，电压380V。 二、选择电动机功率： 工作机的有效功率为：

Pw=Fv/10000=(2000×0.85)/1000=1.7kw

从电动机到工作机输送带间的总效率为：

????1?24?32?4?5

按表9.1取： V带轮传动的效率：滚动轴承的效率： 齿轮传动的效率： 联轴器的传动效率：

（球轴承）

（8级精度的一般圆柱齿轮传动）

鼓轮上的传动效率：?5?0.97 则传送总效率：

??＝0.96×0.994×0.972×0.98×0.97＝0.825

Pw1.7=2.06kw 0.825电动机所需工作功率为： Pd＝

??=

查表14.1，可选Y系列三相异步电动机Y132S-8型，Y112M-6 型, Y100L1-4 型。 这三者的额定功率都是2.2KW。

三、确定电机转速

鼓轮转速：

经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，二级圆柱齿轮减速器传动比i＝8～40，

按表9.1查找推荐的传动比合理范围，得到传动比范围 i??16~160，所以

（16~160）?54?(864~8640)r/min r/min 电动机转速的可选范围为nd?i?nw?现以同步转速为1000r/min、1500r/min三种方案比较，由表14.1查得电动机数据计算出总传动比：

额定 电动 方案号 机型号 （KW） 1 2 Y112M-6 Y100L1-4 2.2 2.2 r/min 1000 1500 r/min 940 1420 17.41 26.30 功率 转速 转速 动比 同步 满载 总传 比较两方案可得：方案2选用电机虽然价格较低（高速电机的磁极对数少，结构简单，外部尺寸小，价格低），但总传动比大。综合比较，为使传动装置结构紧凑，决定选用方案1.电动机型号为Y112M-6，额定功率为2.2KW，同步转速为1000r/min，满载转速为940r/min,由表14.2查得电动机中心高位H=112mm，外伸轴D×E=28mm×60mm。

单位：mm 型号 H A 190 190 B 140 115 C 70 H 265 D 28 AA 50 E 60 BB 180 F×GD 8×7 HA 15 G 24 400 K 12 Y112M-6 112 b 245

2 传动装置的运动参数

一、分配传动比（初步分配）

据表9.1取i带=2 减速器的传动比为i＝i总/i带＝17.41/2＝8.705,考虑到润滑条件，为使两级大齿轮的直径相近，取两级齿轮减速器高速级的传动比：

i1?1.4i=1.4?6.964=3.49 则低速级传动比：i2?i8.705??2.49 i13.49二、传动装置的运动和动力参数计算

从电动机开始计算各轴运动及动力参数，此时选Pd=2.06kw即为工作机所需功率。

（1）各轴转速

n?＝nm/i0＝940/2＝470r/min nⅡ＝n＝470/3.49＝134.7r/min Ⅰ/i　1 nⅢ＝ nⅡ/ i2＝120.51/2.23=54.1 r/min

nⅣ=nⅢ=54.1r/min （2）各轴输入功率

PⅠ＝pd×?1＝2.06×0.96＝1.98kW

PⅡ＝pⅠ×η2×?3＝1.98×0.99×0.97＝1.90kW PⅢ＝PⅡ×η2×?3＝1.90×0.99×0.97＝1.83kW

PⅣ＝PⅢ×η2×η4=1.83×0.99×0.98＝1.78kW （3）各轴输入转矩 T1=Td×i×?1 N·m 电动机轴的输出转矩Td=9550

Pd =9550×2.06/940=20.93N·mm nw所以: Tm Ⅰ＝Td×i0×?1 =20.93×2×0.96=40.19N·

TⅡ＝Tm Ⅰ×i1×?2×?3=40.19×3.49×0.99×0.97=134.68N·m TⅢ＝TⅡ×i2×?2×?3=134.68×2.49×0.99×0.97=322.04N·

5、几何尺寸计算 （4）计算分度圆直径

d1?z1m?37?2?74mm

d2?z2m?93?2?186mm

（5）计算中心距

a?（6）计算齿轮宽度

d1?d274?186??130mm 22b??dd1?74mm

取B2?74mm，小齿轮宽度：因小齿轮齿面硬度高，为补偿装备误差，避免工作时在大齿轮面上造成压痕，一般B1应比B2宽些，取B1=80mm

6、结构设计及绘制齿轮零件图

低速级大齿轮如图

V带齿轮各设计参数附表

1.各传动比

V带 2 2. 各轴转速n

高速级齿轮 3.49 低速级齿轮 2.49 nI(r/min) 470 3. 各轴输入功率 P

nII(r/min) 134.7 nIII(r/min) 54.1 nIV(r/min) 54.1 PI（kw） 1.98

PII（kw） 1.9 PIII（kw） 1.83 PIV(kw) 1.78 4. 各轴输入转矩 T

TI(KN·m) 40.19 5. 带轮主要参数

小轮直径d1（mm） 112 TII(KN·m) 134.68 TIII(KN·m) 322.04 TIV (KN·m) 306.13 大轮直径d2（mm） 224 中心距a（mm） 430 基准长度Ld（mm） 1400 带的根数z 3 6. 齿轮主要参数 高速级 低速级 小轮直径（mm） 大轮直径（mm） 中心距a（mm） 52 74 182 186 117 130

5 轴的设计及校核

Ⅰ轴的设计计算 1、由表中得出Ⅰ轴的

P1=1.98Kw n1=470/min T1=40.19N.m

2、求作用在齿轮上的力，已知高速级小齿轮的分度圆d1?52mm

Ft?2T12?40.19??1546N d152?10-3

3、确定轴的最小轴径

按式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调制处理。根据表15-3，取A0?112，于是有

d?A0331.98P1?112?18.09mm n1470取dmin?20mm ，令其为安装带从动轮处的轴径。 4、确定轴承

选用深沟球轴承6206，能承受径向力。其参数d?D?B?30mm?62mm?16mm 5、拟定轴上零件的装配方案（从左向右）

从左到右

1）第一段轴用于安装带轮，外形尺寸为:d×l=20×60mm，直径为20mm，长度为60mm。

2）第二段轴肩用于对带轮进行轴向固定，取直径为24mm，长度为44mm。 3）第三段用于安装深沟球轴承6206和挡油盘，取内径为30mm,长度28mm 4）第四段为轴肩，为深沟球轴承进行轴向定位，直径为38mm，长度为92mm. 5）第五段为小齿轮，齿轮采用齿轮轴的形式，直径为50mm，长度为55mm。 6）第六段用于安装深沟球轴承6206和挡油盘及套筒，取内径为30mm,长度34mm 载荷分析

水平面上，将带轮的轴向力看成作用在水平面上。

F0=782N

计算得到FR1?1117N，FR2?335N 弯矩图

垂直方向，受力图为

Ft=782N，计算得到FR1?430N，FR2?1116N 弯矩图

9、按弯扭合成应力校核轴的强度

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面，即危险截面。危险截面是低速级大齿轮定位截面，轴径为r=52。从当量弯矩图中已知

Mmax?260129N?mm

?ca?M?18.5MPa W 前已选定轴的材料为45钢，调制处理，查表15-1得[?1]?60MPa。因此，轴安全。

6 轴承的校核计算

二、轴承的校核和计算

在设计中，选用深沟球轴承，直径根据所配合的轴的轴径选择恰当的直径系列。

根据表12.1深沟球轴承（GB/T276-1994摘录）查得轴承参数：

型号 6206 6210 D/mm 30 50 D/mm 62 92 B/mm 16 20 da/mm Cr/KN 36 57 19.5 35.1 已知：

106C3Lh?（）60nP

对I轴：

左边轴承受力最大，FR1?1197N，将其带入公式内，得到

106C310619.5?10003Lh?（）??（）?153310h?48000h，合格

60nP60?4701197对II轴：

左边轴承受力最大，FR1?3161N，带入公式，得

106C310619.5?10003Lh?（）??（）?110487h?48000h，合格

60nP60?134.73161对III轴：

左边轴承受力最大，FR1?2390N，带入公式，得

106C310635.1?10003Lh?（）??（）?975841h?48000h，合格

60nP60?54.12390

7 键联接的选择和校核

一、I轴键校核：

查表11.3已知II轴带处选择的键规格为：公称尺寸b×h=6×6，工作长度

l?L?b?50-6?44mm，已知T1?40.19N?m 选择[?p]?110MPa。 键连接的挤压强度条件为：

2T?1032?40.19?103[?]???30.45MPa?[?p]?110MPa

kld0.5?6?44?20所以键满足强度条件。 二、II轴键校核：

1、校核低速级小齿轮处链接键：

查表11.3已知该键规格为：公称尺寸b×h=10×8，工作长度

l?L?b?70-10?60mm，已知T2?134.68N?m

键连接的挤压强度条件为：

2T?1032?134.68?103[?]???29.54MPa?[?p]?110MPa

kld0.5?8?60?38键满足强度条件。

2、校核高速级大齿轮处链接键：

查表11.3已知该键规格为：公称尺寸b×h=10×8，工作长度

l?L?b?40-10?30mm，已知T2?134.68N?m 键连接的挤压强度条件为：

2T?1032?134.68?103[?]???59.07MPa?[?p]?110MPa

kld0.5?8?30?38所以键满足强度条件。 三、III轴键校核：

1、校核低速级大齿轮处链接键：

查表11.3已知该键规格为：公称尺寸b×h=16×10，工作长度

l?L?b?63-16?47mm，已知T2?322.04N?m 键连接的挤压强度条件为：

2T?1032?322.04?103[?]???52.71MPa?[?p]?110MPa

kld0.5?10?47?52键满足强度条件。

2、校核联轴器处的链接键：

查表11.3已知该键规格为：公称尺寸b×h=12×8，工作长度

l?L?b?100-12?88mm，已知T3?322.29N?m 键连接的挤压强度条件为：

2T?1032?322.04?103[?]???45.74MPa?[?p]?110MPa

kld0.5?8?88?40所以键满足强度条件。 选用普通平键，材料为钢制。

工作功用 型号 安装处直（平键） 径 （mm） 6×6 10×8 10×8 16×10 12×8 20 38 38 52 40 工作 传递的转长度 矩(N.m) （mm） 44 60 39 47 88 40.19 134.68 134.68 322.04 322.04 挤压应力?p(Mpa) 30.45 29.54 59.07 52.71 45.74 许用挤压应力??? p带轮 齿轮a 齿轮b 齿轮c 联轴器 110 110 110 110 110

8 箱体结构的设计

减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用1、机体有足够的刚度

在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 2、考虑到机体内零件的润滑，密封散热。

因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm，为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为

3、机体结构有良好的工艺性.

铸件壁厚为8，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.

H7配合。 is6。

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