机械设计设计一用于带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器.doc

机械基础综合课程设计说明书设计题目：学 院： 机械工程学院 专业年级： 姓 名： 班级学号： 指导教师： 二 年 月 日目 录一、 课程设计任务书-1二、 传动方案的拟定与分析-2三、 电动机的选择-3四、 计算总传动比及分配各级传动比-4五、 动力学参数计算- 5六、 传动零件的设计计算-6七、 轴的设计计算-9八、 滚动轴承的选择及校核计算-12九、 键连接的选择及校核计算-14十、 联轴器的选择及校核计算-15十一、减速器的润滑与密封-16十二、箱体及附件的结构设计-17设计小结-18参考文献-19机械基础综合课程设计设计说明书一、 课程设计任务书设计一用于带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器1. 布总体置简图2. 工作情况工作平稳、单向运转3. 原始数据运输机卷筒扭矩（Nm）运输带速度（m/s）卷筒直径（mm）带速允许偏差（%）使用年限（年）工作制度（班/日）12501.4542051014. 设计内容(1) 电动机的选择与参数计算(2) 斜齿轮传动设计计算(3) 轴的设计(4) 滚动轴承的选择(5) 键和联轴器的选择与校核(6) 装配图、零件图的绘制(7) 设计计算说明书的编写5. 设计任务(1) 减速器总装配图1张（1号图纸）(2) 齿轮、轴零件图各一张（3号图纸）(3) 设计计算说明书一份(4) 装配草图一张1 第 页机械基础综合课程设计设计说明书三、电动机的选择1.1 电动机类型的选择电动机的类型根据动力源和工作条件,选用Y系列三相异步电动机。1.1 电动机功率的选择根据已知条件计算出工作机滚筒的转速为：0/(220X3.14159)=86.8112 r/min工作机所需要的有效功率为:为了计算电动机的所需功率，先要确定从电动机到工作机之间的总效率。设为弹性联轴器效率为0.99，为齿轮传动（8级）的效率为0.97，为滚动轴承传动效率为0.98，为鼓轮的效率为0.97。则传动装置的总效率为:电动机所需的功率为:2.6/0.8419 = 3.0883 kW二级齿轮传动比840，则电动机转速的可选范围为符合这一范围的同步转速有750、1000、1500和300r/min。由机械设计手册与实际经验选出电机型号Y112M-4表11电动机技术数据及计算总传动比方 案型 号额定功率(kW)转速 (r/min)质量Kg参考价格(元)总传动比同步满载12把这两种方案进行比较，方案1电动机质量最小，价格便宜，但是总传动比大，传动装置外廓尺寸大，制造成本高，结构不紧凑故不可取，为了能合理地分配传动比，使传动装置结构紧凑，综合考虑两种可选方案后，选择方案2比较合适。选用方案2电动机型号Y112M-4，根据机械设计手册查得电动机的主要参数如表12所示。表12 Y132S-6电动机主要参数型 号中心高Hmm轴伸mm总长Lmm1. 装置运动及动力参数计算2.1传动装置总传动比和分配各级传动比根据电动机的满载转速和鼓轮转速可算出传动装置总传动比为：1440/86.8112=16.59 双级圆柱齿轮减速器分配到各级传动比为： 速级的传动比为：=4.8193低速级的传动比为：=/=16.59/4.8193=3.44242.2传动装置的运动和动力参数计算：a) 各轴的转速计算：= =1440r/min= /=1440/4.8193=298.7986r/min=/=298.7986/3.4424=86.7995r/min=86.7995r/minb) 各轴的输入功率计算：=3.08830.99=3.0574kW=3.05740.99X0.97=2.9360kW=2.9360 0.990.97=2.8218kW=2.82180.99X0.99=2.7656kWc) 各轴的输入转矩计算： =955095503.0574/1440=20.2765Nm =955095502.9360/298.7986=93.8386Nm =955095502.8218/86.7995=311.1249Nm =955095502.7656/86.7995=304.2815Nm由以上数据得各轴运动及动力参数见表13。13各轴运动及动力参数轴号转速n/(r/min)功率P/kW转矩T/N.mm传动比114403.057420.27654.81932298.79862.936093.83863.4424386.79952.8218311.12491.0000486.79952.7656304.2815 六、传动零件的设计计 直齿轮传动设计计算按低速级齿轮设计：小齿轮转矩，小齿轮转速，传动比。（1） 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用直齿圆柱齿轮运输机为一般工作机器，速度不高，故选8级精度（GB10095-88）由机械设计表10-1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），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。选小齿轮齿数：大齿轮齿数则齿数比（2） 按齿面接触强度设计按式(10-11）试算，即确定公式内各计算数值a) 试选载荷系数b) 由图10-20选取区域系数c) 查得，d) 小齿轮传递的转矩e) 由表10-7选取齿宽系数f) 由表10-5查得材料弹性影响系数g) 由图10-25d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限h) 由式10-15计算应力循环次数：i) 由图10-23查得接触疲劳寿命系数j) 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，由式(10-14)得k) 许用接触应力计算a) 试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得b) 计算圆周速度c) 齿宽b及模数mntd) 计算纵向重合度e) 计算载荷系数K由表10-2查得使用系数 根据 ，8级精度，由图10-8查得动载系数 ；由表10-4查得的值与直齿轮的相同，故 ；表10-3查得 ；图10-13查得 故载荷系数： f) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得g) 计算模数（3） 按齿根弯曲强度设计由式(10-17)确定计算参数a) 计算载荷系数b) 根据纵向重合度 ，从图10-28查得螺旋角影响系数 c) 计算当量齿数 d) 查取齿形系数由图10-17查得e) 查取应力校正系数由图10-18查得f) 计算弯曲疲劳许用应力由图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式(10-14)得g) 计算大、小齿轮的，并加以比较大齿轮的数值大设计计算对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 ，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径 来计算应有的齿数。于是由 取 ，则 （4） 几何尺寸计算计算中心距 将中心距圆整为222mm按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数等不必修正计算大、小齿轮的分度圆直径计算齿轮宽度圆整后取由于是同轴式二级齿轮减速器，因此两对齿轮取成完全一样，这样保证了中心距完全相等的要求，且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速级齿轮传动的要求。为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分，故高速级小齿轮采用左旋，大齿轮采用右旋，低速级小齿轮右旋大齿轮左旋。高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比模数(mm)螺旋角中心距(mm)齿数齿宽(mm)直径(mm)分度圆.齿根圆.齿顶圆旋向七、轴的设计计算 轴的设计计算1. 高速轴的设计(1) 高速轴上的功率、转速和转矩转速（）高速轴功率（）转矩T（）58410.56207.22(2) 作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为=98.75 (3) 初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取,于是得(4) 轴的结构设计 1）拟订轴上零件的装配方案（如图） VII2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足V带轮的轴向定位，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径d-=37mm。V带轮与轴配合的长度L1=99mm，为了保证轴端档圈只压在V带轮上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比L1略短一些，现取L-=95mm。初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d-=37mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为dDT=40mm90mm25.25mm，故d-=d-=40mm；而L-=24+24=48mm，L-=15mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30308型轴承的定位轴肩高度h=5mm，因此，套筒左端高度为5mm，d-=50mm。取安装齿轮的轴段-的直径d-=45mm，取L-=115mm齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。轴承端盖的总宽度为36mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与V带轮右端面间的距离L=24mm，故取L-=60mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的轴向定位V带轮与轴的周向定位选用平键10mm8mm80mm，V带轮与轴的配合为H7/r6；齿轮与轴的周向定位选用平键14mm9mm90mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-9535与V带轮键联接配合-6037定位轴肩-4840与滚动轴承30307配合，套筒定位-11545与小齿轮键联接配合-1550定位轴环-2640与滚动轴承30307配合总长度359mm（5） 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30307型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=19.5mm。因此，轴的支撑跨距为L1=129mm， L2+L3=83.5+76.5=160mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的MH、MV及M的值列于下表。83.512976.5载荷水平面H垂直面V支反力F，C截面弯矩M总弯矩扭矩（6） 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。 中速轴的设计(1) 中速轴上的功率、转速和转矩转速（）中速轴功率（）转矩T（）195.9710.14494.14(2) 作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为，则已知低速级齿轮的分度圆直径为，根据式则(3) 初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取,于是得(4) 轴的结构设计 1）拟订轴上零件的装配方案（如图） 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d-=d-=50mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为dDT=50mm110mm29.25mm，故L-=L-=29+20=49mm。两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。由手册上查得30310型轴承的定位轴肩高度h=5mm，因此，左边套筒左侧和右边套筒右侧的高度为5mm。取安装大齿轮出的轴段-的直径d-=50mm；齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。为了使大齿轮轴向定位，取d-=66mm，又由于考虑到与高、低速轴的配合，取L-=110mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的轴向定位大小齿轮与轴的周向定位都选用平键18mm11mm90mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-5450与滚动轴承30309配合，套筒定位-11060与大齿轮键联接配合-11065定位轴环-11560与小齿轮键联接配合-5450与滚动轴承30309配合总长度433mm（5） 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30309型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=23mm。因此，轴的支撑跨距为L1=78.5mm， L2=217.5，L3=81mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的MH、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FC截面弯矩M总弯矩扭矩83.5-=74.5-=227.5=（6） 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。 低速轴的设计(1) 低速轴上的功率、转速和转矩转速（）中速轴功率（）转矩T（）65.769.741414.49(2) 作用在轴上的力已知低速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则(3) 初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取，于是得 (4) 轴的结构设计1） 拟订轴上零件的装配方案（如图） 2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位，-轴段左端需制出一轴肩，故取-段的直径d-=75mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=107mm，为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比L1略短一些，现取L-=105mm。初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d-=75mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30317，其尺寸为dDT=85mm180mm44.5mm，故 d-=d-=80mm；而L-=45mm，L-=45+20=65mm。左端滚动轴承采用轴环进行轴向定位。由表15-7查得30317型轴承的定位高度h=6mm，因此，取得d-=97mm。右端轴承采用套筒进行轴向定位，同理可得套筒右端高度为6mm。取安装齿轮出的轴段-的直径d-=95mm；齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为115mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l-=110mm。轴承端盖的总宽度为30mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离L=30mm，故取L-=60mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3） 轴上零件的轴向定位半联轴器与轴的联接，选用平键为20mm12mm85mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。齿轮与轴的联接，选用平键为25mm14mm95mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。4） 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-455与滚动轴承30314配合-1597轴环-11090与大齿轮以键联接配合，套筒定位-6585与滚动轴承30314配合-6079与端盖配合，做联轴器的轴向定位-10574与联轴器键联接配合总长度400mm81.566.5（5） 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30314型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=36mm。因此，轴的支撑跨距为根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。先计算出截面B处的MH、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FB截面弯矩M总弯矩扭矩（6） 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。（7） 精确校核轴的疲劳强度1） 判断危险截面截面只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合引起的应力集中将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起应力集中最严重；从受载情况来看，截面B上的应力最大。截面的应力集中影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面B上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而这里轴的直径也大，故截面B不必校核。截面显然更不必校核。由机械设计第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧。2） 截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩为截面上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2 经插值后可查得又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数为由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即q=1，则得综合系数值为查得碳钢的特性系数, 取；, 取；于是，计算安全系数值，按式(15-6)(15-8)则得故可知其安全。3） 截面右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面右侧的弯矩为截面上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2 经插值后可查得又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数为由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即q=1，则得综合系数值为又由3-1和3-2查得碳钢的特性系数, 取；, 取；于是，计算安全系数值，按式(15-6)(15-8)则得故可知其安全。八、滚动轴承的选择及校核计算 轴承预期寿命 1. 高速轴的轴承选用30308型圆锥滚子轴承，查课程设计表15-7，得 ， ，（1） 求两轴承所受到的径向载荷和由高速轴的校核过程中可知：，（2） 求两轴承的计算轴向力和由机械设计表13-7得 因为所以（3） 求轴承当量动载荷和 由机械设计表13-6，取载荷系数 （4） 验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求。 中速轴的轴承选用30310型圆锥滚子轴承，查课程设计表15-7，得 ， （1） 求两轴承所受到的径向载荷和由中速轴的校核过程中可知：，（2） 求两轴承的计算轴向力和由机械设计表13-7得 因为所以（3） 求轴承当量动载荷和 由机械设计表13-6，取载荷系数 （4） 验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求。 低速轴的轴承选用30317型圆锥滚子轴承，查课程设计表15-7，得 ， （1） 求两轴承所受到的径向载荷和由低速轴的校核过程中可知：，（2） 求两轴承的计算轴向力和由机械设计表13-7得 因为所以（3） 求轴承当量动载荷和 由机械设计表13-6，取载荷系数 （4） 验算轴承寿命因为，所以按轴承2的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求。九、键连接的选择及校核计算由机械设计式(6-1）得 键、轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表6-2，取（1） V带轮处的键取普通平键1080GB1096-79键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度（2） 高速轴上小齿轮处的键取普通平键1490GB1096-79键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度（3） 中速轴上大齿轮处的键取普通平键1890GB1096-79键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度（4） 中速轴上小齿轮处的键取普通平键1890GB1096-79键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度（5） 低速轴上大齿轮处的键取普通平键22595GB1096-79键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度（6） 联轴器周向定位的键取普通平键2085GB1096-79键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度联接挤压强度不够，而且相差甚远，因此考虑采用双键，相隔180布置。则该双键的工作长度为十、联轴器的选择及校核计算根据输出轴转矩，查课程设计表17-4选用HL6联轴器60142GB5014-85，其公称扭矩为符合要求。十一、减速器的润滑与密封1. 窥视孔和视孔盖查课程设计（减速器附件的选择部分未作说明皆查此书）表9-18，选用板结构视孔盖， 。2. 通气器查表9-7，选用经一次过滤装置的通气冒。3. 油面指示器查表9-14，选用油标尺。4. 放油孔和螺塞查表9-16，选用外六角油塞及封油垫。5. 起吊装置查表9-20，选用箱盖吊耳， 箱座吊耳，6. 定位销查表14-3，选用圆锥销GB 117-86 A12407. 起盖螺钉查表13-7，选用GB5782-86 M8358. 箱体的设计名称符号尺寸箱座壁厚10箱盖壁厚110箱体凸缘厚度b、b1、b2b=15;b1=15;b2=25加强筋厚m、m1m=9;m1=9地脚螺钉直径df21地脚螺钉数目n6轴承旁联接螺栓直径d116箱盖、箱座联接螺栓直径d211十二、箱体及附件的结构设计由于中速速轴上的大齿轮齿顶线速度大于2m/s，所以轴承采用油润滑。为防止润滑油外泄，用毡圈密封。1.检查孔和视孔盖检查孔用于检查传动件的啮合情况，润滑状态、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，故检查孔应开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖可用铸铁、钢板或有机玻璃制成，它和箱体之间应加密封垫，还可在孔口处加过滤装置，以过滤注入油中的杂质，如2图16-64所示。2放油螺塞放油孔应设在箱座底面的最低处，或设在箱底。在其附近应有足够的空间，以便于放容器，油孔下也可制出唇边，以利于引油流到容器内。箱体底面常向放油孔方向倾斜11.5，并在其附近形成凹坑，以便于污油的汇集和排放。放油螺塞常为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处，应加封油圈密封。也可用锥型螺纹或油螺塞直接密封。选择M101.5的外六角螺塞（2表7-11）。3 油标油标用来指示油面高度，应设置在便于检查及油面较稳定之处。常用油标有圆形油标（2表7-7），长形油标（2表7-8）和管状油标（2表7-9）、和杆式油标（2表7-10）等。由2表7-10得M14的杆式油标。4通气器通气器用于通气，使箱内外气压一致，以免由于运转时，箱内油温升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。简易的通气器钻有丁字型孔，常设置在箱顶或检查孔上，用于较清洁的环境。较完善的通气器具有过滤网及通气曲路，可减少灰尘进入。5起吊装置起吊装置用于拆卸及搬运减速器。它常由箱盖上的吊孔和箱座凸缘下面的吊耳构成2表11-3。6定位销为保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度，应在箱体联接凸缘上相距较远处安置两个圆柱销，并尽量不放在对称位置，以使箱座与箱盖能正确定位。选择销 GB/T 11986 A430。 安全 安全安全安全