机械设计课程设计用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器.docx

机械设计课程设计计算说明书设计题目：用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器学院：机械工程与应用电子技术学院 目录一、设计任务书 第3页二、传动系统方案的分析与拟定 第3页三、电动机的选择计算 第3页四、传动比的选择 第5页五、传动系统运动的动力参数的计算 第5页六、V带设计 第6页七、减速器外传动零件的设计计算 第7页八、 初步计算轴径、选择滚动轴承及联轴器 第10页九、 减速器高速轴的结构设计及强度校核 第11页十、滚动轴承的选择 第15页十一、键的选择及校核 第15页十二、联轴器的选择 第16页十三、减速器附件的选择及简要说明 第16页十四、润滑方式、润滑剂及密封装置的选择 第16页十五、箱体主要结构、尺寸的计算 第18页十六、设计总结 第18页十七、参考资料 第18页计算及说明结果一、设计任务书1、设计任务题目2：设计用于带式输送机的一级圆柱齿轮减速器.2、 原始数据（1）数据编号 A3（2）运输带工作拉力 F=1200Nm（3）运输带工作速度 V=1.7m/s3、工作条件 连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期限10年，小批量生产，两班制工作，输送机工作速度允许误差为。二、 传动系统方案的分析与拟定带式运输机传动系统方案如下图所示。 选用V带传动和闭式圆柱齿轮传动。该方案传动比不太大，效率较高，精度易于保证。闭式圆柱齿轮由电动机驱动，中间由V带相连。电动机1将动力传到大带轮2，再传到减速器3，经联轴器将动力传至卷筒轴，带动传送带工作。闭式齿轮传动瞬时速比稳定，传动效率高，工作可靠，寿命长，结构紧凑，外形尺寸小。其载荷平稳，空载起动，故轮齿可以做成直齿，用于的传动。三、 电动机的选择计算1、电动机类型的选择 按工作要求选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机 ，电压380V。因为此类型电动机应用广泛、结构简单、起动性能好、工作可靠、价格低廉、维护方便。2、电动机功率的选择 工作机所需功率为：传动装置的总效率为：由设计书表2-3确定各部分效率:V带传动效率10.96 深沟球轴承效率（一对）20.99 一级闭式圆柱齿轮传动效率（油润滑）30.97； 联轴器效率40.99； 传动滚筒效率50.96。 传动装置的总效率为：工作机所需功率为： 工作时载荷平稳，选择电动机容量时应保证电动机额定功率等于或稍大于工作机所需的电动机功率，即。故由设计书表17-1选电动机额定功率。3、电动机转速的选择设i1为V带传动传动比，设i2为一级闭式圆柱齿轮传动比。滚筒轴工作转速。由设计书表2-1得到i1在2到4之间，i2在1到5之间。则其总传动比在4到20之间。由此可得，nd在481r/min到2405r/min之间。符合这一范围的同步转速有750r/min，1000r/min，1500r/min。现以三种转速方案进行比较。方案电动机型号额定功率Ped/kW电动机转速n(r/min)电机质量(kg)总传动比同步转速满载转速1Y100L2-431500143038122Y132S-6310009606383Y132M-83750710796现选定电动机型号为132S6。电动机额定功率,满载功率Ped=3kW转速。转速nm=960r/min。由表17-3可查得132S6主要外形及安装尺寸如下：中心高H外形尺寸底脚安装地脚螺栓直径K轴伸尺寸装键部位1122161401238801080四、 传动比的选择 运输及传动系统的总传动比 =nd/nw=960/120.258i1为带传动传动比，i2为一级闭式圆柱齿轮传动比，取，则=i1i2=8。五、传动系统运动的动力参数的计算 0轴（电动机轴）：P0=Pd=3kWn0=n=960r/minT0=9550P0n0=95503960=29.84Nm 1轴（高速轴）P1=P01=30.96=2.88kwn1=n0/i01=9602.5=384r/minT1=9550P0n0=95502.88384=71.63Nm 2轴（低速轴）P2=P112=2.880.990.97=2.77kwn2=n1i12=3843.2=120r/minT2=9550P2n2=95502.77120=220.45Nm 3轴（滚筒轴）P3=P223=2.770.990.99=2.71kwn3=n2=120r/minT3=9550P3n3=95502.71120=215.67Nm轴名功率转矩转速传动比效率输入输出输入输出0轴329.84960 2.53.2 10.960.960.981轴2.882.8571.6370.913842轴2.772.74220.45218.251203轴2.712.68215.67213.53120六.设计V带1、确定V带型号电动机功率Ped=3kW，转速nm=960r/min， =8查机械设计基础课本表87得：=1.3，则，又=960r/min,根据图确定选取B型普通V带，查表86,88取小带轮直=90mm带速大带轮基准直径、确定中心距：得24590于是取=100mm，=250mm，nm=960r/min5、计算V带的根数Z：由表查得P0=0.95KW，由Pr=（P0+P0）KKl根据nm=960r/min，=2.5和A型V带，查表得P0=0.11kW，K=0.956，Kl=0.93，所以Pr=0.11+0.950.9560.93=0.95kWV带根数z=PcaPr=3.90.95=4.11因此取Z=5.6、计算作用在带轮轴上的载荷由表得A型V带单位长度质量q=0.1Kg/m,所以单根V带张紧力（F0）min=5002.5-KKZVPca+qv2=500(2.5-0.956)3.90.95655+0.152=128.5N对于新安装的v带，初拉力应为1.5（F0）min，对于运转后的v带初拉力因为1.3（F0）min压轴力最小值为（Fp）min=2z（F0）minsin12=25128.5sin1632=1271N七、减速器外传动零件的设计计算1、选定齿轮类型、精度等级、材料和齿数（1）选用斜齿圆柱齿轮传动。（2）运输机为一般工作机器，转速不高，故可选用7级精度。（3）由表101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240HBS，二者硬度差为40HBS。（4）选取小齿轮齿数Z1=24，传动比i=2.5，大齿轮齿数Z2=77。初选螺旋角=142、按齿面接触强度设计d1t32KtT1da1（ZHZEH）2(1) 确定公式内的各计算数值(2) 由图查得H1min= 600MP, aH2min=550MP(3) 计算接触疲劳许用应力（失效概率1%，安全系数S=1）。H1KHN1Hmin1S=0.95600=570MpaH2KHN2Hmin2S=0.93550=512MpaH=H1+H22=570+5122=541MPa(4) 试选载荷系数Kt=1.6(5) 计算小齿轮传递的转矩T1=95.5105P1n1=95.52.88105384=7.163104Nmm(6) 由表查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12(7) 计算应力循环次数N1=60n1jLh=6038412830010=1.106109N2=1.1061092.5=4.424108（9）由图可得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95，KNH2=0.93（10）选取区域系数ZH=2.433（11）由图查得1=0.78，2=0.87，则=1+2=0.78+0.87=1.65(12)由表107得d=1（13）计算1）计算消除轮分度圆直径d1t，由计算公式得d1t321.67.16310411.654.23.2（189.82.433541）2=51.025mm2）计算圆周速度v=d1tn1601000=3.1438451.025601000=1.03m/s3)计算齿宽b及模数mnb=dd1t=151.02=51.02mmmnt=d1tcosZ1=51.02cos1424=2.06h=2.25mnt=2.252.06=4.64mmb/h=51.024.64=114）计算纵向重合度=0.318dZ1tan=0.318124tan14=1.9035)计算载荷系数k已知使用系数KA=1，根据v=1.03m/s，7级精度，由图可得动载荷系数KV=1.05，KH=1.419，KF=1.4，KH=KF=1.2故动载荷系数k=KAKVKHKH=11.051.21.419=1.646）按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径d1=d1t3KKt=51.0231.641.6=51.44mm计算模数mn=d1cosZ1=51.44cos1424=2.08mm3、按齿根弯曲强度设计mn32KT1Ycos2dZ12YFaYSaF（1）计算载荷系数k=KAKVKFKF=11.051.21.4=1.76（2）很据纵向重合度=1.903，从图1028中查得螺旋角影响系数Y=0.88（3）计算当量齿数ZV1=Z1cos3=24cos3=26.27ZV2=Z2cos3=49cos3=84.29（4）查取齿形系数由表105查得YF1=2.592，YF2=2.211（5）查取应力校正系数YS1=1.596，YF2=1.774（6)由表查得小齿轮的弯曲疲劳极限FE1=500MPa，大齿轮的弯曲强度极限FE2=380M Pa（7）由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88（8）计算弯曲疲劳需用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4，由式得F1=KFN1E1s=0.855001.4=303.57MPaF2=KFN2E2s=0.883801.4=238.86MPa（9）计算大、小齿轮的YFa1Ysa1F1并加以比较YFa1Ysa1F1=2.5921.596303.57=0.01363YFa2Ysa2F2=2.2111.774238.86=0.01642大齿轮的大（10）设计计算mn321.470.887.946104cos1420.82421.540.01259=1.55对比计算结果，有齿面接触疲劳计算的法面模数等于由齿根弯曲疲劳强度计算的发面模数，取mn=1.5mm。已可以满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度得到的分度圆直径d1=51.44mm来计算应有的齿数。于是有Z1=d1cosmn=51.44cos141.5=33.27取Z1=33，则Z2=iZ1=3.233=105.6，取Z2=106（11）几何尺寸计算计算中心距a=（Z1+Z2）mn2cos=33+1061.52cos14=107.44mm将中心距圆整为107mm1） 按中心距修正螺旋角=arccos（Z1+Z2）mn2a=arccos33+1061.52107=13.02 因值改变不多，故参数，K，ZH做修正。2） 计算大小齿轮的分度圆直径d1=Z1mncos=331.5cos13.02=50.81mmd2=Z2mncos=1061.5cos13.02=163.20mm3） 计算齿轮宽度 b=dd1=150.81=50.81mm圆整为B2=50mm，B1=55mm八、 初步计算轴径、选择滚动轴承及联轴器1、轴 45号钢 C=112d 按扭矩初步计算轴的直径轴1：高速轴最小轴径d1A13P1n1=11232.88384=21.92mm 有键槽增大5%d123.02低速轴最小轴径d2A23P2n2=11232.77120=31.89mm有键槽增大5%d234查联轴器型号T2=71.63Nm，Tca2=1.5T2=107.45Nm查标准，得d2=35mm，轴长L=60mm，联轴器型号为LT5（1）大齿轮搅油速度v=n60d=1206010003.14163.20=1.02m/s2m/s所以采用脂润滑（2）v理=1.70m/s，实际传动比i=2.5163.2050.81=8.03滚筒轴速n4=ni=119.6rmin滚筒实际转速v=n460D=119.66010003.14270=1.69m/sv=v理-vv理=1.69-1.71.7=0.6%5%满足设计要求。2由上知联轴器选用为：低速轴联轴器型号为LT53、滚动轴承（1）轴承的选择高速轴和低速轴和滚动轴都选用角接触轴承，因为角接触轴承能够同时承受轴向和径向载荷，比较保险，比较稳定，故选择角接触轴承。（2）轴承组合的设计因支撑跨距不大，采用两端固定式轴承组合方式。（3） 具体选择高速轴选用7007AC轴承，低速轴选用7009AC轴承。轴承选用脂润滑。九、 减速器高速轴的结构设计及强度校核1、高速轴结构设计（1）输入轴上的功率P1转速下和转矩n1为： p1=2.88kw T1=71.63kw n1=384r/min2）求作用在齿轮上的力：高速轴分度圆直径为d1=50mm3）确定轴的最小直径 先按式（15-2）初步估算轴的最小直径，选轴材料为45钢，调制处理，齿面淬火。由表15-3，取A0=120，得到： d1min=21.92mm 输入轴的最小直径是与皮带轮相连接的直径，其上有一键槽： d1min=24mm4） 轴的结构设计： （1）拟定轴上零件的装配方案装配的方案如图所示：（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。（a） 输入轴端要接皮带轮，右端需制出一定位轴肩，故取段的直径d=30mm，上要装轴承需要一非定位轴肩，故取d=35mm，轴肩为轴承定位，故d=42mm，为齿轮，d=42mm，两端轴承一样，d=35mm。（b）间要与皮带轮结合，根据B型v带宽度，取L =70mm，由公式t=l1+l2+（58）得到箱体内壁至轴承座端面长度为L=48mm。齿轮轴两端均用7007AC轴承，且轴承端面距箱体内壁取11mm，则端盖总厚度为18mm，取段长度L=25mm。齿轮轴齿轮端面距箱体内壁距离大于，取之为1.5=12mm，则L=10mm，齿轮轴另一端与之对称取，L=10mm，与间要放轴承，取其宽度等于轴承宽度。即L=L=30mm（c）轴上零件的周向定位。皮带轮的周向定位用平键连接，按d由表6-1得平键截面bh=8mm7mm，键槽用键槽铁刀加工，长63，带轮与轴的配合为H6。（d）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为1*45，各轴肩处的圆角见零件图。（5）.求轴上的载荷由图1可得轴计算简图，其中l1=103.5mm l2=59mm l3=59mm从轴的结构图以及弯矩和扭矩，图中可以看出截面c是轴的危险截面，将c处的MH，Mv及M列下表。载荷 水平面H 垂直面vFt=2Td=271.6350=2.87kNFr=Fttan1cos=2.87tan20cos13.02=1.07KNFa=Fttan=2.87tan13.02=0.664KN支承反力FNV1=FNV2=12Fr=121.07=0.535KNFNH1=FNH2=12Ft=122.87=1.435KN 弯矩 MH=75923 Nmm MV=27640N*mm 总弯矩 M=MH2+MV2=88524N*mm（6）按弯矩合成应力校核轴的强度扭矩切应力为脉动循环切应力取=0.6轴的计算应力=MH2+MV2W=9.44Mpa材料为45钢，调质处理。由表15-1查的-1=60Mpacap故安全。低速轴设计. 已知低速轴传递功率及转速P2=2.77KN n2=120r/min. 确定轴的最小直径d2min=A03P2n2=31.89mm其上有键槽，故d2min=34mm轴端需联轴器，查表得轴孔为35mm，故d2min=35mm处需要联轴器定位，故d=42mm上要求安装轴承，需要一非定位轴肩，以便安装，故d=45mm上要安装大齿轮，需要一非定位轴肩，以便安装，故d=48mm大齿轮左端要用套筒定位，右端用定位轴肩定位， 故d=55mmd同d故d=45mm. 确定各段长度查手册可知处联轴器轴孔长60mm，故L =60mm轴承距离箱体内壁为14mm，轴承厚16mm，故透盖总厚度为18mm，取L=25mm， 大齿轮端面距箱体内壁为14.5mm，故取L=45mm段装大齿轮，为防止套筒与轴肩和齿轮端面同时接触，取L=48mm。处轴肩定位，取长度L=10mm处与相似，取L=35mm. 轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接，按L由表6-1查得平键截面bh=14mm9mm。键槽由键槽铣刀加工，长为40 mm，为保证良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6，同样半联轴器与轴的连接，选用平键10mm8mm56mm，半联轴器与轴的配合为H7/r6。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的公差为 k6。. 确定轴上圆角与倒角尺寸参考表15-2，取轴倒角为1.245，各轴肩圆角半径见装配图。十滚动轴承的选择考虑轴受力较小且主要为径向力，故选用深沟球轴承。主动轴承根据轴颈值查手册选择7007AC，从动轴承选7009AC两轴承受径向载荷Fr=Fr2+Ft2=2.822+1.0532=3.01KNFa=0.651KNFaFr=0.6513.01=0.21610103h寿命符合要求，即选择7007AC轴承同理从动轴轴承寿命，角接触球轴承7009AC，基本额定动载荷为Cr =25.8KNfp=1，=3，Lh=10660ncp=1066012025.83.3113=65.8410310103h寿命轴承合格十一 键的选择及校核(1)主动轴外伸端d=24mm，考虑到键在中部安装，故选863GB1096-1990，b=8mm，L=63mm，h=7mm。选择45钢，其许用挤压应力为100Mpa2t1000kld=4000Thld=400071.63(76324)=27.07Mpap=100Mpa则强度合格(2)与齿轮连接处d=48mm，考虑键在中部安装，1440GB1096-1900故同一方向母线上选键，b=14mm，L=40mm，h=9mm，选 45钢，其许用应力为p=100Mpap2=2T2103K2L2d2=4000218.2585035=62.35MPap=100Mpa则强度足够，合格。(3)从动轴外伸端d=35mm，考虑键在中部安装，故选键1050，B=10mm，L=50mm，h=8mm。选择45钢，其许用挤压应力为p=100Mpa，p3=2T3103K3L3d3=4000220.4594048=51.03MPap=100Mpa十二、联轴器的选择 由于减速器载荷平稳，速度不高，考虑拆装方便及经济问题，选用LT6型联轴器。 由表14-1得Ka=1.3，Tca=KaT=283.476（Nm）选用TL6型（ GB/T4323-2003）凸缘联轴器公称尺寸转矩Tn=400（ Nm ）Tca12m/s时,采用喷油润滑。齿轮的圆周速度v=nd260=0.99m/s12m/s故采用浸油润滑。对于圆柱齿轮，通常取浸油深度为一个齿高，浸油深度不超过其分度圆半径的1/3。为避免传动零件传动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，应使大齿轮齿顶圆距油齿底面的距离不小于30-50mm，取50 mm。为保证润滑及散热的需要，减速器内应有足够的油量。单级减速器每传递1kW的功率，需油量为。因为最大功率是2.08kW,所以取油量是0.7到1.4L,应使油池容积，油池容积越大则润滑油的性能维持越久。箱体内壁到大齿轮齿根圆的尺寸是：7222050 mm,所以装油量是V=0.792L，满足要求。2、确定轴承的润滑方法大齿轮搅油速度v=n60d=120603.14163.2=1.02m/s2m/s故采用脂润滑。3、箱体为保证密封，箱体剖分面处的联接凸缘应有足够的宽度，联接螺栓的间距亦不应过大，以保证足够的压紧力。为保证轴承座孔的精度，剖分面间不能加垫片，可以选择在剖分面上制处回油沟，使渗出的油可沿回油沟的斜槽流回箱内。但这种方法比较麻烦，为提高密封性能，选择在剖分面间涂密封胶。4、通气器减速器运转时，由于摩擦发热，箱内温度升高、气体膨胀，压力增大，对减速器的密封极为不利，因此在箱盖顶部的窥视孔盖上设置通气器，使箱体内的热胀气体自由排出，以保证箱体内外压力相等，提高箱体油缝隙处的密封性能。使用简易的通气器，注意通气孔不能直通顶端，以避免灰尘进入。这种通气器结构简单适用于比较清洁的场合。其它场合可选用较完善的其它类型通气器。选M12x1.25。5、防油孔及螺栓为将污油排放干净，应在油池的最低位置处设置防油孔。平时放油孔用螺塞及封油垫圈密封。选用圆柱螺塞，配置密封垫圈，采用纸封油圈，材料为工业用革。选用M14x1.5。设计放油螺塞在箱体底面的最低处，并在其附近做出一小凹坑，以便攻丝及油污的汇集和排放。6、油面指示器 箱体设计中，考虑到齿轮需要一定量的润滑油，为了指示减速器内油面的高度，以保持向内正常的油量，应在便有观察和油面比较稳定的部位设置油面指示器。选用带有螺纹的杆式油标。注意使箱座油标的倾斜位置便于加工和使用。最低油面为传动零件正常运转时所需的油面，最高油面为油面静止时高度。且游标位置不能太低，油标内杆与箱体内壁的交点应高于油面。油标插座的位置及角度既要避免箱体内的润滑油溢出，又要便于油标的插取及插座上沉头座孔的加工。2、密封方式 （1）箱盖与箱盖凸缘接合面的密封 选用在接合面涂水玻璃的方法。（2）观察孔和油孔处接合面的密封在观察孔或螺栓与机体见加入石棉橡胶纸、垫片进行密封。 （1） 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键的间隙，由于v取2=50mm大齿轮顶与箱体内壁距离为11.2,取1=15mm小齿轮端面到箱体内壁距离为=12mm上下机体肋板厚度m1=m2=7mm地脚螺栓M16，数量6.十六、设计总结这两周我一直在画图，画图，画图，平面图改了改立体图，立体图改完了该手绘草图，手绘草图改完了改机打装配图，似乎永远也改不完，我连续三天只吃了三顿饭，一天画图十几个小时，但是还是没能在规定时间花完，又拖延了两天交，我决定认认真真修改每个图，毕竟自己比别人多了两天时间，这次画图修修改改，前期设计的不够完善，一直在平面图都花完了的时候还要重新画，这次课设给我知道认真还要在认真，全力以赴还不够，我们要竭尽全力。十七、参考资料1.杨文通 主编 工程图学基础 北京工业大学出版社 2008年2.王大康 卢松峰 主编 机械设计课程设计北京工业大学出版 2009年3.孙桓 陈作模 葛文杰 主编 机械原理 高等教育出版社 2009年4.濮良贵 纪名刚 主编 机械设计 高等教育出版社 2010年 5.孙岩、陈晓罗、熊涌 主编机械设计课程设计 北京理工大学出版社2007年F=1200NmV=1.7m/s=0.859=2.376kw132S6Ped=3kWnm=960r/min=8P0=3kWn0=960r/minT0=29.84NmP1=2.88kwn1=384r/minT1=71.63NmP2=2.77kwn2=120r/minT2=220.45NmP3=2.71kwn3=120r/minT3=215.67Nm=100mm=520mmZ=5=100mm=250mmnm=960r/min（Fp）min=1171NZ1=24i=3.2Z2=77。N1=1.106109N2=4.424108mn=1.5ZV1=33ZV2=106a=107mmmn=1.5d1=50.81mmd2=163.20mmB2=50mmB1=55mmd1min=24mmd2min=34mmL=60mmLT5i=8v5%LT6所选轴承7007AC7009ACFt=2.88kNFr=1.09KNFa=0.78KNFNV1=FNV2=0.545KNFNH1=FNH2=1.44KNp1=27.07MPap=100Mpap2=62.35MPap=100Mpap3=51.03MPap=100MpaLT6