机械设计课程设计带式传动机装置的一级圆柱斜齿轮减速器.doc

机械设计基础课程设计说明书目录机械课程设计任务书2一、 电动机的选择4二、 计算传动装置的总传动比6三、 计算传动装置的运动参数和动力参数7四、 带传动设计8五、 齿轮传动设计12六、 轴的设计16七、 键的设计与校核24八、 轴承的选择与校核26九、 联轴器的选择28十、 减速器的箱体设计29十一、 减速器的润滑、密封和润滑油牌号的选择31十二、 参考资料31机械零件课程设计任务书设计题目：带式传动机装置的一级圆柱斜齿轮减速器。运动简图:工作条件：单向转动，轻微振动，连续工作。两班制。使用期限五年，卷筒转速允许误差为5.原始数据：已知条件数据传送带工作拉力FKN4卷筒转速430滚筒直径Dmm40设计工作量：设计说明书一份；减速器装配图一张；零件工作图1-3张。一、电动机的选择设计项目计算及说明主要结果（1）选电动机类型按已知工作要求和条件，选用Y型全封闭型笼型三相异步电机（2）选择电动机功率（3）确定电动机的转速工作机所需的电动机输出功率为： 由电动机至工作机之间的总效率(包括工作机效率)为：之中分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器、卷筒的效率。所以 =4.14卷筒轴的工作转速为：按推荐的合理传动比范围，取V带传动的传动比,单级齿轮传动比，则合理总传动比的范围，故电动机转速的可选范围为: 符合这一范围的同步转速有3000 再根据计算出的容量，由附录8附表8.1查出有三种适合的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况见下表。方案电动机型号额定功率电动机转速/传动装置的总传动比同步转速满载转速1Y132S1-25.5300029206.7Pd=4.14kwnw=430r/min选择Y132S1-2电动机二、计算总传动比和分配传动比设计项目计算及说明主要结果（1）计算总传动比 由选定电动机的满载转速和工作机主动轴的转速可得传动装置的总传动比为：对于一级传动有： 把总传动比合理地分配给各级传动比，限制传动件的圆周速度以减小动载荷，降低传动精度等级，在满足使传动装置结构尺寸较小、重量较轻和使各传动件的尺寸协调，结构匀称、合理、避免相互干涉碰撞的条件下取： 三、计算传动装置的运动和动力差数设计项目计算及说明主要结果（1）各轴的转速 由式（2.9）式(2.10)得出：（2）各轴的输入功率由式（2.112.13）得出： （3）各轴的转矩运动和动力参数的计算结果列与下表：轴参数电动机轴1轴2轴滚筒轴功率p/kw4.143.973.73.5转速n/r/min19201390421421转矩T/N.m13.527.383.979.4传动比i2.13.31效率0.960.970.99四、带传动设计设计项目计算过程及计算说明主要结果（1）确定计算功率查参考资料 ，查表8.21有 则5.4kw(2)选择V带的型号根据使用要求，选择普通A型V带普通A型V带(3)确定带轮基准值 根据表6-8和表6-5选取，且取所以大带轮按表8.3取大带轮的标准值则实际传动比 所以（4）验算带速（5）初定中心距a和基准带长初定中心距为=2137.57mm取标准值为得实际中心距a为：中心距a的变动范围为：（6）校验小带轮包角合格（7）确定V带根数Z由式得根据查表6-7用内插法得：由表6-8查得=0.17由表6-4查得带长度修正系数由图8.11查得包角系数得普通带根数圆整得Z=4根=0.17Z=4（8）单根V带的初拉力由表6-2得A型V带q=0.105kg/m（9）带轮轴上的压边力（10）设计结果选用3根A-4000GB/T 11544_1997V带;带基准长度2500mm；轴上压力；3根A-4000GB/T 11544_1997V带综上结果各参数列表如下：参数电动机轴1轴2轴滚筒轴功率p/kw3.863.713.453.29转速n/r/min9603208080转矩T/N.m38.4110.7411.8392.7传动比i341效率0.960.970.99五、齿轮设计设计项目计算过程及计算说明主要结果（1）选择齿轮材料及精度等级因传递功率不大，选用软齿面齿轮组合，小齿轮用45钢调质，硬度为220250HBS,大齿轮选用45钢正火。硬度为170210，选齿轮精度等级为9级，要求粗糙度。（）按齿面接触疲劳强度设计因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式（10.21）：确定相关参数：转矩：载荷系数K：查表10.10取 K=1.1齿数和齿宽系数：小齿轮的齿数取25，则大齿轮的齿数实际齿数比为齿数比的误差为因单级直齿圆柱齿轮为对称布置，而齿轮表面又为软齿面，由表10.20选取.许用接触应力：由图10.24 查得由表10.10查得查图10.27得确定模数：由表10.3取标准模数 K=1.1da=187.5（3）主要尺寸计算：综合选择取（5）按齿根弯曲疲劳强度校核（6）验算齿轮的圆周速度由式（10.24）得出，如则校核合格。确定有关参数与系数：（1） 齿形系数查表（10.13）得查表10.14得由图10.25查得由表10.10查得 由图10.26查得1由式（10.14）可得： 故 齿根弯曲强度校核合格。由表10.22可知，选8级精度是合适的。齿轮的齿顶圆直径为由于200mm所以采用腹板式结构。由表11.21可知，选9级精度是合适的。六轴的设计高速轴设计设计项目计算及说明主要结果（1）选择轴的材料，确定许用应力。(2)按扭矩强度估算轴径。（最小直径）（3）设计轴的结构并绘制草图确定轴上零件的位置和固定方式确定各轴段的直径由已知条件知减速器传递的功率属于小功率，对材料无特殊要求，故选45钢并经调质处理。由表14.2查得强度极限B= 637MPa。由表14.2得. 根据表14.1得C=118107。又由式（14.2）得dC=（118107）=26.7124.22考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算的轴的最小直径加大3%5%,，取为，28.0524.94mm。由设计手册取标准直径d1=30mm由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装半联轴器。要确定轴的形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。轴承对称安装于齿轮的两侧，其轴向用轴肩固定，周向采用过盈配合固定。轴段（外伸端）直径最小，d1=30mm;考虑到要对安装在轴段上的联轴器进行定位，轴段上应有轴肩，同时为能顺利在轴段上安装轴承，轴段必须满足轴承内径的标准，因为齿轮为直齿，所以选角接触轴承，查参考资料2第87页附表7.2选6008型深沟型轴承。故取轴段直径为d2=40mm;用相同方法确定轴段的直径d3=47mm;d4=53mm;为了便于拆卸左轴承，可查出6008型深沟型轴承的安装高度为2.5mm。 齿轮轮毂宽度为80mm。齿轮轴段长度应略短于从动齿毂宽度，取为173mm，为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留一定的间距，取该间距为15mm,为了保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为 18mm）,并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm。 d1=30mmd2=40d3=47d4=53d5=40低速轴设计（1）选择轴的材料，确定许用应力。(2)按扭矩强度估算轴径。（最小直径）（3）设计轴的结构并绘制草图确定轴上零件的位置和固定方式确定各轴段的直径确定各轴段的长度选定轴的结构细节(4)按弯扭合成强度校核轴直径画出轴的受力图（见图1b）。作水平面的弯矩图（见图图1c）。支点反力为：作垂直内的弯矩图d，支点反力为：作合成弯矩图e作转矩图f:求当量转矩确定危险截面及校核强度(5)修改轴的结构由已知条件知减速器传递的功率属于小功率，对材料无特殊要求，故选45钢并经调质处理。由参考资料1第273页表14.4查得强度极限B= 637MPa。由表16.3得6.16=58.7Mpa. 根据表16.2得C=118107。又由式（16.2）得dC=（118107）=41.3837.52考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算的轴的最小直径加大3%5%,，取为，43.4538.65mm。由设计手册取标准直径d1=48mm由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装半联轴器。要确定轴的形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。参考资料，确定齿轮从轴的右端装入，齿轮的左端用轴肩（或轴环）定位，右端用套筒固定。这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮的周向定位采用平键连接。轴承对称安装于齿轮的两侧，其轴向用轴肩固定，周向采用过盈配合固定。如图1：轴段（外伸端）直径最小，d1=48mm;考虑到要对安装在轴段上的联轴器进行定位，轴段上应有轴肩，同时为能顺利在轴段上安装轴承，轴段必须满足轴承内径的标准，因为齿轮为直齿，所以选角接触轴承，查参考资料选7011AC型角接触轴承。故取轴段直径为d2=55mm;用相同方法确定轴段的直径d3=60mm;d4=69mm;为了便于拆卸左轴承，可查出7011AC型角接触的安装高度为 2.5mm，取d5=60mm. 齿轮轮毂宽度为75mm。轴段的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取为65mm，为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留一定的间距，取该间距为15mm,为了保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为 18mm）,并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm，所以轴段的长度取为20mm，轴承支点距离L=132mm;根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定距离要求，取L1=92mm;查阅有关的联轴器手册；L2=84mm;在轴段，上分别加工出键槽，使两键槽处于同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮毂宽度小约510mm,查参考资料有轴段上的键槽键宽b=14mm,键高h=9mm，键长L=36160mm轴段上的键槽键宽b=18mm,键高h=11mm，键长L=50200mm。圆角r=2。轴环宽b=1.4，h=1.42.5=3.5mm.按计算结果画出轴的结构草图见（图1a）.查参考资料1第199页公式（10.34）有：Ft2=4612.5N Fr2= Ft2=1739.7NFa2= Ft2tan14=472.5NFHA=FHB=2306.25NI-I截面的弯矩为： MHI=2306.25=152212.5N.mmII-II截面处的弯矩为： MHII=2306.2532.5=74953.125N.mmFVA=771.41NFVB=Fr2FVA=968.29NI-I截面左侧弯矩为： MVI左= FVA=50913.06N.mm I-I截面右侧弯矩为：MVI右=FVB=63907.14N.mmII-II截面处的弯矩为：MVII= FVB32.5=31469.425N.mmM=I-I截面: MI左=160501.67 N.mm MI右=165084.12N.mm II-II截面: MII=293141.32 N.mm T=9.55106=9.55=20116.28 N.mm因减速器单向运转，故可以认为转矩为脉动循环变化，修正系数为0.6。I-I截面: MeI=530201.14 N.mmII-II截面: MEII=293141.34 N.mm由图1可以看出，截面I-I, II-II所受转矩相同，但弯矩MeIMEII，且轴上还有键槽，故截面I-I可能为危险截面。但由于轴径d3d2,故也应对截面II-II进行校核。I-I截面: eI=31.86MpaII-II截面: eII=23.45 Mpa查表14.2得-1b=65Mpa,满足e-1b的条件故设计轴有足够的强度，并有一定裕量。因所设计轴的强度裕度不大，此轴不必再作修改。d1=48mmd2=55mmd3=60mmd4=69mmd5=60mmL=132mmL1=92mmL2=84mmFt2=4612.5NFr2=1739.7NFa2=472.5NFHA=2306.25NMHI=152212.5N.mmMHII=74953.125N.mmFVA=771.41NMVI左=50913.06N.mmMVI右=63907.14N.mmMVII=31469.425 N.mmMI左=160501.67N.mmMI右=165084.12N.mmMII=293141.32 N.mmT=20116.28 N.mmMeI=530201.14 N.mmMEII=293141.34N.mmeI=31.86MpaeII=23.45 Mpa七、键的校核设计项目计算及说明主要结果（1）齿轮处的键低速轴 选择键的型号 A型确定键的基本尺寸 轴径 d=60mm由表14.8查得: b=18mm h=11mm、L=50200mm由表 14.9查得许用应力:jy=150MPa jy=jy =jy =78MPajy （满足）写出键的型号： A1850 GB/1096-2003 d=60mmjy =78MPa 低速轴A1850 GB/1096-2003（2）联轴器处的键 选择键的型号 C型确定键的基本尺寸 轴径 d=48mm由表14.8查得: b=14mm h=9mm、L=36160mm由表 8.2查得许用应力:jy=150MPa jy=jy =jy =131.48MPajy （满足）写出键的型号： C1429 GB/T1096-2003jy =131.48MPaC1470 GB/T1096-2003（3）带轮处的键 选择键的型号 C型确定键的基本尺寸 轴径 d=30mm由参考资料1第121页表8.1查得: b=10mm h=8mm、L=22110mm由表 8.2查得许用应力:jy=150MPa jy=jy =jy =60MPajy （满足）写出键的型号： C870 GB/T1096-2003C870 GB/T1096-2003八、滚动轴承的校核设计项目计算及说明主要结果（1）轴承的选择低速轴：初选轴承用角接触球轴承7011AC型号高速轴：初选轴承用深沟球轴承6008型号(2)计算轴承的轴向力Fr Fa低速轴Fr=2431.84NFa=472.5N高速轴Fr=2168.97NFa=558.68N低速轴：Fr=2431.84NFa=472.5N高速轴：Fr=2168.97NFa=558.68N（3）轴承的寿命计算的校核由表15.13得X=0.4由表15.12得fp=1.2由参考资料得fT=1由参考资料得Cr=37.2KN Y=1.5低速轴P=fp(X Fr+ Y Fa)P=1.2(0.43123.9+1.5848.46)=2727.17 N轴承的工作时间为：=536524=43800hC=2467.23NCCr高速轴P=fp(X Fr+ Y Fa)P=1.2(0.42168.97+1.5558.68)P=1879.56N轴承的工作时间为：=536524=43800hC=47896.47N CCrP=2727.17 NCr=37.2KNC=2467.23NP=1879.56N=43800hC=47896.47N九、联轴器的选择设计目的计算及说明主要结果(1)选择联轴器的类型为缓和震动和冲击，选择弹性柱 销联轴器(2)选择联轴器的型号计算转矩：由参考资料查表16.1得K=1.3Tc=KT=1.3411.8=535.34NM由参考资料选用HL4型号的联轴器 Tm=1250NM因为Tc1.2 =15mm=15mm 齿轮端面与内箱壁的距 =8mm=8mm 箱盖、箱座肋板厚=0.85=6.8mm m=0.85=6.8mm=6.8mmm=6.8mm 轴承端盖外径=D+（55.5）=40+(55.5)10=9095mmD轴承外径（嵌入式轴承盖尺寸见表4.5）=90mm 轴承旁连接螺栓距离S=90mm尽量靠近，以和互不干涉为准，一般取S=S=90mm十一、加速器的润滑、密封和润滑油牌号选择设计项目计算及说明主要结果（）齿轮的润滑选择润滑方式：.256/采用浸油润滑。齿轮浸油深度h=15mm。油总深度h0=30mm.256/h=15mmh0=30mm（2）轴承的润滑采用脂润滑采用脂润滑（3）密封轴承与齿轮之间设挡油环轴承端盖采用毡圈密封毡圈密封十二、参考资料序号名称组编出版社出版年月1机械设计基础陈立德高等教育出版社2007年8月2机械设计基础课程设计陈立德高等教育出版社2007年8月目 录第一章 总论51.1项目概要51.2可行性研究报告编制依据81.3综合评价8第二章 项目背景及必要性112.1项目建设背景112.2项目建设的必要性13第三章 建设条件163.1项目区概况163.2项目建设条件优劣势分析21第四章 市场分析与销售方案264.1市场分析264.2销售策略、营销方案和模式294.3风险分析30第五章 项目建设方案325.1建设任务和规模325.2建设规划和布局325.3工艺（技术）方案325.4建设内容355.5实施进度安排36第六章 环境影响评价386.1环境影响386.2环境保护与治理措施38第七章 项目组织与管理407.1组织机构与职能划分407.2劳动定员407.3经营管理模式417.4经营管理措施417.5技术培训427.6劳动保护、安全卫生与消防42第八章 投资概算与资金来源448.1投资概算依据448.2投资概算448.3资金来源46第九章 财务评价479.1财务评价依据479.2销售收入、销售税金和附加估算479.3总成本及经营成本估算489.4财务效益分析499.5不确定性分析509.6财务评价结论51第十章 社会效益评价5210.1社会评价基本结论5210.2农业产业化经营5210.3农民增收、农业增效评价5410.4其它社会影响55第十一章可行性研究结论与建议5611.1可行性研究结论5611.2问题与建议5633