机械设计课程设计(带式运输机的展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器的设计).doc

课程设计任务书课程名称： 机械设计课程设计 设计题目：带式运输机的展开式双级斜齿圆柱齿轮 减速器的设计 课程设计任务书1课程设计的内容和要求（包括原始数据、技术要求、工作要求等）：1.1设计题目一、 带式传输机的传动装置. 题目数据：运输带速度v/(m/s)2.0运输带工作拉力F/KN1.6卷筒直径D/mm450二、 运输机工作条件工作时不逆转，载荷有轻微冲击；工作年限为8年，二班制；1.2 设计任务1、进行二级斜齿圆柱齿轮减速器传动方案的设计（已拟定完成）2、 电动机功率及传动比分配，3 、主要传动零件的参数设计标准件的选用.4 、减速器结构、箱体各部分尺寸确定，结构工艺性设计。5 、装配图的设计要点及步骤等。6 、设计和绘制零件工作图7 整理和编写设计说明书1.3对课程设计成果的要求1. 二级圆柱齿轮减速器装配图1张；2. 零件工作图3张；3. 设计计算说明书1份。 3主要参考文献：1濮良贵，纪名刚.机械设计（第八版）.高等教育出版社，2006.2杨光等主编.机械设计课程设计.北京：高等教育出版社，2010. 3 毛谦德，李振清主编机械设计师手册（第三版）. 北京：机械工业出版社，2006 4 朱理主编机械原理(第二版)高等教育出版社5刘鸿文主编材料力学（第五版）高等教育出版社.6徐学林主编互换性与测量技术基础（第二版）湖南大学出版社.7庞国星主编工程材料与成形技术基础机械工业出版社.4课程设计工作进度计划：序号起 迄 日 期工 作 内 容12012.12.31-2013.01.01分析任务，建立模型，绘出草图22013.01.032-2013.01.03确定各零件，设计传动系统并确定起传动比分配3 2013.01.04-2013.01.04完成说明书、检查4 2013.01.05-2013.01.06绘制零件图和装配图主指导教师签名汤迎红日期： 2013 年 01 月 10 日课程设计说明书 课程名称： 机械设计课程设计 设计题目：带式运输机的展开式双级斜齿圆柱齿轮 减速器的设计 专 业：机械设计制造及自动化 班级： 学生姓名: 学 号: 指导教师: 汤迎红 湖南工业大学科技学院教务部 制目 录第1章 设计任务1第2章 传动方案分析2第3章 原动件的选择与传动比的分配23.1原动件的选择23.1.1工作机有效功率23.1.2查各零件传动效率值33.1.3电动机输出功率33.1.4工作机转速33.1.5选择电动机33.2传动比的分配4第4章 各轴动力与运动参数的计算44.1.各轴转速44.2.各轴输入功率：44.3.电机输出转矩：44.4.各轴的转矩54.5误差55.齿轮传动设计与校核计算55.1.选择齿轮材料，热处理方式和精度等级55.2齿轮传动校核计算65.2.1高速级65.2.2低速级10第6章 轴径计算及轴的校核156.1初算轴径156.2轴的校核166.2.1中间轴（轴II）166.2.2输入轴（轴I）216.2.3输出轴(轴III)24第7章 键的校核287.1.输入轴（轴I）上键的校核287.2.中间轴（轴II）上键的校核287.3.输出轴（轴III）上键的校核28第8章 轴承的寿命的校核298.1.输入轴（轴I）上轴承寿命的校核298.2.中间轴（轴II）上轴承寿命的校核308.3.输出轴（轴III）上轴承寿命的校核31第9章 选择联轴器32第10章 润滑方式32参考文献32第1章 设计任务 设计任务如图1.1所示，带式运输机的传动装置，其中带的圆周力F=1600N带速v=2m/s滚筒直径D=450mm；工作条件：两班制连续工作，工作时有轻度震动。使用寿命8年，每年按300天计算，轴承受命为齿轮寿命的三年以上。运输链的、速度误差为链速度的。1.电机2. 联轴器3齿轮传动4联轴器5.卷筒 6.运输带图1.1带式传动系统示意图第2章 传动方案分析 减速方案选用两级减速，传动简图如上图1-1所示 此方案的特点： (1)齿轮传动具有承载能力大、效率高、允许速度高、尺寸紧凑、寿命长等特点，因此在传动系统中一般应首先采用齿轮传动。由于斜齿圆柱齿轮传动的承载能力和平稳性比直齿圆柱齿轮传动好，故在高速级或要求传动平稳的场合，常采用斜齿圆柱齿轮传动。 (2)带传动具有传动平稳、吸振等特点，且能起过载保护作用。但由于它是靠摩擦力来工作的，在传递同样功率的条件下，当带速较低时，传动结构尺寸较大。在设计时，为了减小带传动的结构尺寸，应将其布置在高速级。 (3)本传动装置传动比不大，采用二级传动，带传动平稳、吸振且能起过载保护作用，故在高速级布置一级带传动。在带传动与带式运输机之间布置一台单级直齿圆柱齿轮减速器，轴端连接选择弹性柱销联轴器。第3章 原动件的选择与传动比的分配3.1原动件的选择3.1.1工作机有效功率 3.1.2查各零件传动效率值 联轴器（弹性）效率， 轴承效率 ， 齿轮效率 滚筒效率 故：3.1.3电动机输出功率3.1.4工作机转速 电动机转速的可选范围： 取10003.1.5选择电动机 选电动机型号为Y112M-4，同步转速1500r/min，满载转速1440r/min，额定功率4Kw表1.电动机外形尺寸中心高H外形尺寸 底脚安装尺寸底脚螺栓直径K轴伸尺寸DE建联接部分尺寸FG1121901401228608243.2传动比的分配 （1）.理论总传动比 （2）.传动比分配 故 ， 第4章 各轴动力与运动参数的计算4.1.各轴转速 4.2.各轴输入功率： 4.3.电机输出转矩：4.4.各轴的转矩 4.5误差表2.带式传动装置的运动和动力参数 轴 名功率 P/Kw转矩 T/Nmm 转速 n/r/min传动比 i效率 /%电 机 轴3.7624936.1111440199 轴3.722424686.7514404.69696 轴3.5746111326.598306.6443.55496 轴3.5035379947.23586.281 轴3.4685376147.76386.2811985.齿轮传动设计与校核计算5.1.选择齿轮材料，热处理方式和精度等级 考虑到齿轮所传递的功率不大，故小齿轮选用45#钢，表面淬火，齿面硬度为4055HRC，齿轮均为硬齿面，闭式。 选用8级精度。5.2齿轮传动校核计算5.2.1高速级1传动主要尺寸 因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。由参考文献1P138公式8.13可得：式中各参数为： （1）小齿轮传递的转矩： （2）初选=24, 则 式中： 大齿轮数； 高速级齿轮传动比。 （3）由参考文献1 P205 表10-7，选取齿宽系数。 （4）初取螺旋角。由参考文献1P215公式图10-26可计算齿轮传动端面重合度： 由参考文献1 P216得 由参考文献1 P217图10-28查得螺旋角系数（5）初取齿轮载荷系数=1.3。（6）齿形系数和应力修正系数：齿轮当量齿数为 ， 由参考文献1 P200表10-5查得齿形系数=2.65，=2.17 由参考文献1 P200表10-5查得应力修正系数=1.58，=1.80（7）许用弯曲应力可由参考文献1 P205公式10-12算得： 由参考文献1 P208图10-20（c）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为：和。 取安全系数=1.25。 小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为： 式中：齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数； 齿轮工作时间。 由参考文献1 P206图10-18查得弯曲强度寿命系数为： 故许用弯曲应力为 = 所以 初算齿轮法面模数 2 计算传动尺寸 （1）计算载荷系数 由参考文献1 P193表10-2查得使用 由参考文献1 P194图10-8查得动载系数； 由参考文献1 P196表10-4查得齿向载荷分布系数； 由参考文献1 P195表10-3查得齿间载荷分配系数，则 （2）对进行修正，并圆整为标准模数 圆整为 （3）计算传动尺寸。中心距 圆整为106mm 修正螺旋角 小齿轮分度圆直径 大齿轮分度圆直径 圆整b=40mm 取 ， 式中： 小齿轮齿厚； 大齿轮齿厚。3校核齿面接触疲劳强度由参考文献1 P218公式10-20 式中各参数： （1）齿数比。 （2）由参考文献1 P201表10-6查得弹性系数。 （3）由参考文献1 P217图10-30查得节点区域系数。 （4）由参考文献1 P205公式10-12计算许用接 触应力 式中： 接触疲劳极限，由参考文献1 P209图10-21分别查得， ； 寿命系数，由参考文献1 P206图10-18查得 ，； 安全系数，由参考文献1 P147表8.7查得。故 满足齿面接触疲劳强度。5.2.2低速级1传动主要尺寸 因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。由参考文献1P216公式10-17可得： 式中各参数为： （1）小齿轮传递的转矩： （2）初选=23, 则 式中： 大齿轮数； 低速级齿轮传动比。 （3）由参考文献1 P205 表10-7，选取齿宽系数 （4）初取螺旋角。由参考文献1P215公式图10-26可计算齿 轮传动端面重合度： 由参考文献1 P216得 由参考文献1 P217图10-28查得螺旋角系数 （5）初取齿轮载荷系数=1.3。 （6）齿形系数和应力修正系数： 齿轮当量齿数为 ， 由参考文献1 P200表10-5查得齿形系数=2.618，=2.215 由参考文献1 P200表10-5查得应力修正系数=1.593， =1.776 （7）许用弯曲应力可由参考文献1 P205公式10-12算得： 由参考文献1 P208图10-20（c）可得两齿轮的弯曲疲劳极限 应力分别为：和。 取安全系数=1.25。 小齿轮3和大齿轮4的应力循环次数分别为： 式中：齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数； 齿轮工作时间。 由参考文献1 P206图10-18查得弯曲强度寿命系数为： 故许用弯曲应力为 = 所以 初算齿轮法面模数 2 .计算传动（1）计算载荷系数 由参考文献1 P193表10-2查得使用 由参考文献1 P194图10-8查得动载系数； 由参考文献1 P196表10-4查得齿向载荷分布系数； 由参考文献1 P195表10-3查得齿间载荷分配系数，则 对进行修正，并圆整为标准模数 圆整为 （2）计算传动尺寸。中心距 圆整为155mm修正螺旋角 小齿轮分度圆直径 大齿轮分度圆直径 圆整b=55mm 取 ， 式中： 小齿轮齿厚； 大齿轮齿厚。3.校核齿面接触疲劳强度由参考文献1 P218公式10-20 式中各参数： （1）齿数比。 （2）由参考文献1 P201表10-6查得弹性系数。 （3）由参考文献1 P217图10-30查得节点区域系数。 （4）由参考文献1 P205公式10-12计算许用接触 应力 式中： 接触疲劳极限，由参考文献1 P209 图10-21分别查得， ； 寿命系数，由参考文献1 P206图 10-18查得 ，； 安全系数，由参考文献1 P147表8.7查 得。 故 满足齿面接触疲劳强度。第6章 轴径计算及轴的校核6.1初算轴径 按照需要取轴的材料为45钢，调质处理。由1P370表15-3取故有：由参考文献1P370公式15-2可得： 输入轴的最小直径：。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取。 中间轴的最小直径：。考虑到键对轴强度的削弱及轴承寿命的要求，最后取 输出轴的最小直径：。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取。 式中：由许用扭转应力确定的系数6.2轴的校核6.2.1中间轴（轴II）1.齿轮2（高速级从动轮）的受力计算：由参考文献1P213公式10-14可知式中：齿轮所受的圆周力，N； 齿轮所受的径向力，N； 齿轮所受的轴向力，N； 2.齿轮3（低速级主动轮）的受力计算：由参考文献1P213公式10-14可知 式中：齿轮所受的圆周力，N； 齿轮所受的径向力，N； 齿轮所受的轴向力，N；3.齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩为： 4.轴向外部轴向力合力为：5.计算轴承支反力： 竖直方向，轴承1 轴承2 水平方向，轴承1 ， 轴承2，与所设方 向相反。 轴承1的总支撑反力： 轴承2的总支撑反力：6.计算危险截面弯矩 a-a剖面左侧，竖直方向 水平方向 b-b剖面右侧，竖直方向 水平方向 a-a剖面右侧合成弯矩为 b-b剖面左侧合成弯矩为故a-a剖面右侧为危险截面。7. 计算应力 初定齿轮2的轴径为=32mm，轴毂长度为10mm，连接键由参考文献1P106表6-1选择=108，t=5mm,=25mm。齿轮3轴径为=35mm，连接键由P106表6-1选择=128，t=5mm,=32mm，毂槽深度=3.3mm。 由 ， 故齿轮3可与轴分离。 又a-a剖面右侧（齿轮3处）危险，故： 抗弯截面系数 抗扭截面系数 弯曲应力 扭转切应力 8.计算安全系数对调质处理的45#钢，由参考文献1P362表15-1知:抗拉强度极限=640MPa弯曲疲劳极限=275 Mpa剪切疲劳极限=155Mpa轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献附图3-4查得绝对尺寸系数由附图3-2和3-3查得：又由3-1及3-2的碳钢的特性系数键槽应力综合系数得：（插值法）由参考文献1P374公式15-6，15-7，15-8得，安全系数7许用安全系数S=1.51.8，显然SS，故危险截面是安全的6.2.2输入轴（轴I）1.计算齿轮上的作用力 由作用力与反作用力的关系可得，齿轮轴1所受的力与齿轮2所受的力大小相等，方向相反。即：轴向力，径向力，圆周力2.平移轴向力所产生的弯矩为：3.计算轴承支撑反力 竖直方向，轴承1 轴承2 水平方向，轴承1 ， 轴承2， 轴承1的总支撑反力： 轴承2的总支撑反力：4.计算危险截面弯矩 a-a剖面左侧： 竖直方向 水平方向 其合成弯矩为a-a剖面右侧：竖直方向 水平方向 其合成弯矩为 故危险截面在a-a剖面左侧。5.计算截面应力抗弯截面系数抗扭截面系数 弯曲应力 扭剪应力 6计算安全系数对调质处理的45#钢，由参考文献1P362表15-1知:抗拉强度极限=640Mpa弯曲疲劳极限=275 Mpa剪切疲劳极限=155Mpa轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献附图3-4查得绝对尺寸系数由附图3-2和3-3查得：又由3-1及3-2的碳钢的特性系数键槽应力综合系数得：（插值法）由参考文献1P374公式15-6，15-7，15-8得，安全系数许用安全系数S=1.51.8，显然SS，故危险截面是安全的6.2.3输出轴(轴III)（三）1.计算齿轮上的作用力 由作用力与反作用力的关系可得，齿轮4所受的力与齿轮3所受的力大小相等，方向相反。即：轴向力，径向力，圆周力2.平移轴向力所产生的弯矩为：3.计算轴承支撑反力 竖直方向，轴承1 轴承2 水平方向，轴承1 ， 轴承2， 轴承1的总支撑反力： 轴承2的总支撑反力：4.计算危险截面弯矩 a-a剖面左侧，竖直方向 水平方向 其合成弯矩为 a-a剖面右侧，竖直方向 水平方向 其合成弯矩为 故危险截面在a-a剖面左侧。5.计算截面应力 初定齿轮4的轴径为=40mm，连接键由参考文献1P106表6-1选择=128，t=5mm,=28mm抗弯截面系数 抗扭截面系数 弯曲应力 扭剪应力 6计算安全系数对调质处理的45#钢，由参考文献1P362表15-1知:抗拉强度极限=640Mpa弯曲疲劳极限=275 Mpa剪切疲劳极限=155Mpa轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献附图3-4查得绝对尺寸系数由附图3-2和3-3查得：又由3-1及3-2的碳钢的特性系数键槽应力集中系数得：（插值法）由参考文献1P374公式15-6，15-7，15-8得，安全系数许用安全系数S=1.51.8，显然SS，故危险截面是安全的第7章 键的校核7.1.输入轴（轴I）上键的校核 联轴器处连接键由参考文献2P106表6-1选择=87，t=4mm,=40mm。轴径为=25mm联轴器处键连接的挤压应力由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献1P106表6-2查得，显然键连接的强度足够！7.2.中间轴（轴II）上键的校核 齿轮2处键连接的挤压应力 齿轮3处键连接的挤压应力由于键，轴，齿轮的材料都为45号钢，由参考文献1P106表6-2查得，显然键连接的强度足够！7.3.输出轴（轴III）上键的校核 联轴器处连接键由参考文献1P106表6-1选择=108，t=5mm,=70mm。轴径为=35mm 联轴器处键连接的挤压应力 齿轮选用双键连接，180度对称分布。参考文献1P106表6-1选择=128，t=5mm,=28mm。轴径为=44mm 齿轮处键连接的挤压应力 由于键，轴的材料都为45号钢，由参考文献1查得，显然键连接的强度足够！第8章 轴承的寿命的校核8.1.输入轴（轴I）上轴承寿命的校核 由参考文献2P191表8-33查7206C轴承得轴承基本额定动负荷=17.8KN，基本额定静负荷=12.8KN 轴承1的派生轴向力为： 轴承2的派生轴向力为：由于故轴承2为松端，轴承1为紧端 故轴承1的轴向力，轴承2的轴向力 由参考文献1P321表13-5可查得：又取故取 根据轴承的工作条件，查参考文献1P320321表13-4，13-6得温度系数，载荷系数，寿命系数。由P218公式11.1c得轴承1的寿命 已知工作年限为8年单班,故轴承预期寿命，故轴承寿命满足要求8.2.中间轴（轴II）上轴承寿命的校核 由参考文献2P191表8-33查7207C轴承得轴承基本额定动负荷=23.5KN，基本额定静负荷=17.5KN 轴承1的派生轴向力为： 轴承2的派生轴向力为：由于故轴承1为松端，轴承2为紧端 故轴承1的轴向力，轴承2的轴向力由参考文献1P321表13-5可查得：又取 故取 根据轴承的工作条件，查参考文献1P320321表13-4，13-6得温度系数，载荷系数，寿命系数。由P218公式11.1c得轴承1的寿命 已知工作年限为8年单班,故轴承预期寿命，故轴承寿命满足要求8.3.输出轴（轴III）上轴承寿命的校核 由参考文献2P191表8-33查7208C轴承得轴承基本额定动负荷=26.8KN，基本额定静负荷=20.5KN 轴承1的派生轴向力为： 轴承2的派生轴向力为：由于故轴承1为松端，轴承2为紧端 故轴承1的轴向力，轴承2的轴向力由参考文献1P321表13-5可查得：又取故取 根据轴承的工作条件，查参考文献1P320321表13-4，13-6得温度系数，载荷系数，寿命系数。由P218公式11.1c得轴承1的寿命 已知工作年限为8年单班,故轴承预期寿命，故轴承寿命满足要求第9章 选择联轴器由于电动机的输出轴径（d=38mm）的限制，故由参考文献2P196表8-36选择联轴器为Lx1型弹性柱销联轴器，孔径取25mm。由于输出轴上的转矩大，所选联轴器的额定转矩大，故选Lx3型，孔径取35mm。第10章 润滑方式由于所设计的减速器齿轮圆周速度较小，低于2m/s，故齿轮的润滑方式选用油润滑，轴承的润滑方式选用脂润滑。考虑到减速器的工作载荷不是太大，参考文献3P781表14-2故润滑油选用工业闭式齿轮油（GB59031995），牌号选68号。润滑油在油池中的深度保持在6880mm之间。参考3P779表14-1轴承的润滑脂选用通用锂基润滑脂（GB 73241994）。牌号为2号。由于轴承选用了脂润滑，故要防止齿轮的润滑油进入轴承将润滑脂稀释，也要防止润滑脂流如油池中将润滑油污染。所以要轴承与集体内壁之间设置挡油环。参考文献1濮良贵，纪名刚.机械设计（第八版）.高等教育出版社，2006.2杨光等主编.机械设计课程设计.北京：高等教育出版社，2010. 3 毛谦德，李振清主编机械设计师手册（第三版）. 北京：机械工业出版社，2006 4 朱理主编机械原理(第二版)高等教育出版社5刘鸿文主编材料力学（第五版）高等教育出版社.6徐学林主编互换性与测量技术基础（第二版）湖南大学出版社.7庞国星主编工程材料与成形技术基础机械工业出版社.