设计用于带式运输机的二级圆柱齿轮减速器.doc

机械设计课程设计计算说明书 题 目 用于带式运输机的展开式 二级直齿圆柱齿轮减速器 院 别 机 电 工 程 学 院 专业班级 机械设计制造及其自动化12专升本 设 计 人 学 号 原始数据 （数 成 绩 目 录第1章 传动装置的总体设计11.1 讨论传动方案11.2 选定电动机11.3 确定传动装置的总传动比和分配传动比31.4 传动装置的运动和动力参数3第2章 传动零件的设计计算52.1 带传动的设计计算52.2 齿轮传动的计算7第3章 轴、键及轴承的设计计算13第4章 联轴器的选择25第5章 润滑方式的确定26第6章 减速器箱体设计和附件设计27总 结29参考文献30第1章 传动装置的总体设计1.1 讨论传动方案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。4） 工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为5%。在中小型机械厂小批量生产。5）已知条件：运输带卷筒直径360mm，运输带工作速度1.2m/s，运输机工作轴转矩800N.m其传动方案如下： 1.2 选定电动机（1）选择电动机的类型和结构型式 根据经济性、使用要求、工作条件等选择，选Y系列三相异步电动机。(2)选择电动机的额定功率 查机械基础课程设计课本P97表9-15： 带传动效率：0.96每对轴承传动效率：0.99圆柱齿轮的传动效率：0.96联轴器的传动效率：0.993卷筒的传动效率：0.96说明：电机至工作机之间的传动装置的总效率：=.=0.818=(8001.2)/180= 5.33kw ,=6.52kw查机械基础课程设计课本P202表17-1，=7.5kw确定电机转速：取V带传动比i=23， =(1000601.2)/(360)=64r/min二级圆柱齿轮减速器传动比i=840所以电动机转速的可选范围是：=.=64.(23).(840)=10247680r/min方案电动机型号额定功率同步转速r/min额定转速r/min1Y160M-67.5KW10009702Y132M-47.5KW150014403Y132S2-27.5KW30002920符合这一范围的转速有：1000、1500、3000综合考虑电动机和传动装置的尺寸、和带传动、减速器的传动比，可见第2种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y132M-4，其主要参数如下：额定功率kW满载转速同步转速ADEFGHLAB7.514401500216388010331325152801.3 确定传动装置的总传动比和分配传动比 =/=1440/64=22.5 分配传动比：取=2.95,则=22.5/2.95=7.63 取经计算=3.15,=2.42注：为带轮传动比，为高速级传动比，为低速级传动比。1.4 传动装置的运动和动力参数 计算各轴的转速、功率、转矩并列表备用。（1）各轴功率（输入功率） =6.520.96=6.26kw =6.260.960.99=5.95kw，=5.950.960.99=5.65kw（2）各轴转速 小带轮的转速为电机的满载转速。 =1440/2.95=488r/min=488/3.15=155r/min =155/2.42=64r/min 。 （3）各轴转矩 T1=9550P1/n1=95506.26/488=122.5N.m T2=9550P2/n2=95505.95/155=366.6N.m T3=9550P3/n3=95505.65/64=843.1N.m第2章 传动零件的设计计算2.1 带传动的设计计算计算项目计算内容计算结果1.确定计算功率2选择V带的带型3确定带轮的基准直径并验算带速4确定中心距a，和V带基准长度5验算小带轮包角查课本P156表8-7得KA=1.1，=KA.根据计算功率和小带轮转速根据V带带型，确定小带轮基准直径，应使 。验算带速，=（）/(100060)=6.78m/s,符合要求。大带轮基准直径=.，查课本p157表8-8.初定中心距a0，0.7（+）2（+）计算相应的带长Ldo，2+(+)/2+(-)2/4,查表得Ld实际中心距a+（-）/2180-(-)57.3/a90计算单根V带额定功率P，查课本P152表8-4a得。P=1.064kw。表8-4b，P=0.17kw。表8-5得K=0.925，表8-2得K=1.01，于是P=（P+P）.K.Kz=/P（F）=500（2.5-K）/(K.z.v)+qvq=0.1kg/mF=2zFsin（/2）选择A型V带=90mm=280mm=500mm=1761mm=1800mma=520mm=159P=1.15kwz=7F=133NF=667N2.2 齿轮传动的计算（1）高速级传动比计算项目 计算内容计算结果1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数2按齿面接触强度设计3计算圆周速度v4计算齿宽B5计算载荷系数6按实际载荷系数所得分度圆直径7计算模数m8按齿根弯曲强度设计按所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动运输机为一般工作机器，速度不高，故用7级度 材料选择。由课本P191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，二者材料硬度差为40HBS。选小齿轮齿数=22大齿轮齿数=69.74, 选70公式，选择载荷系数K=1.3，T1=129.69， 由表10-7选齿宽系数=1弹性系数=189.8MPa，查小齿轮接触疲劳强度极限=600MPa，大齿轮接触疲劳强度极限=550MPa，由P207取接触疲劳寿命系数K=0.98，=1.03.计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1，由式（10-12）得，=K/S =./SZ计算小齿轮分度圆直径，代入中较小值计算大齿轮的分度圆直径代入上式得V1=1.66m/sV2=0.74m/sB1=.=1*66.18=66.18B2=.=1*93.35=93.35根据v=1.44m/s，9级精度由图10-8查得动载荷系数=1.15，直齿轮，=1，由表10-2查使用系数=1，表10-4查，插值法得=1.423 =1.35，故载荷系数K=（K/K）m=d/z=77.792/22=3.5公式m,由图10-20c查得小齿轮弯曲疲劳极限=500MPa，大齿轮弯曲疲劳极限=380MPa。由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.85，=0.88，计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数S=1.4，得=/S =/S载荷系数K=，查齿形系数=2.65，=2.226查应力校正系数，=1.58，=1.764，计算大小齿轮的/=0.01379，/=0.01644.圆整为标准值m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径=61mm，算出小齿轮齿数=/m大齿轮齿数=124计算分度圆直径=m=39*2=78mm =124*2=248mm计算中心距a=（+）/2=（78+248）/2=163mm计算齿宽 b=.=1*78=78mm b=.=1*248=248mm=70=588MPa=566MPa=66.18mm=93.35V1=1.66m/sV2=0.74m/sB1=56.53mmB2=93.35K=1.5=77.792mmm=3.5mm=332.14MPa=257.86MPaK=1.553m1.925mm=124=78mm=248mma=163mmB=78mm=248mm（2）低速级传动比计算项目计算内容计算结果1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数2按齿面接触强度设计3计算圆周速度v4计算齿宽b5计算载荷系数6按实际载荷系数所得分度圆直径7计算模数m8按齿根弯曲强度设计9几何尺寸计算按所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动 运输机为一般工作机器，速度不高，故用9级精度 材料选择。由课本P191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，二者材料硬度差为40HBS。选小齿轮齿数=24，大齿轮齿数=54.2公式，选择载荷系数K=1.3，T=394.8N.m，由课本P205表10-7选齿宽系数=1，由表查得弹性系数=189.8MPa，查小齿轮接触疲劳强度极限=750MPa，大齿轮接触疲劳强度极限=550MPa，由P207取接触疲劳寿命系数K=0.90，=0.95.计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1，由式（10-12）得，=K/S =./S计算小齿轮分度圆直径，代入中较小值2.32v=b=.根据v=0.84m/s，9级精度由图10-8查得动载荷系数=1.15，直齿轮，=1，由表10-2查使用系数=1，表10-4查，插值法得=1.423 =1.35，故载荷系数K=（K/K）m=/公式m,由图10-20c查得小齿轮弯曲疲劳极限=500MPa，大齿轮弯曲疲劳极限=380MPa。由图10-18取弯曲疲劳寿命系数=0.85，=0.88，计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数S=1.4，得=/S =/S载荷系数K=，查齿形系数=2.65，=2.226查应力校正系数，=1.58，=1.764，计算大小齿轮的,/=0.01379，/ =0.01644,取大值代入.圆整为标准值m=2mm，按接触强度算得的分度圆直径=100mm，算出小齿轮齿数=/m 大齿轮齿数=2.26*100=226计算分度圆直径=m=100mm，=2*226=452mm计算中心距a=（+）/2=（100+452）/2=276mm计算齿宽 b=.=1*100=100mm=54=566.5MPa=618MPa=103.5mmv=0.84m/sb=103.5mmK=1.636=112mmm=4.67mm=303.57MPa=238.86MPK=1.553m3.25mm=50=226=100mm=452mma=1276mm=100mm=90mm第3章 轴、键及轴承的设计计算 计算项目计算内容计算结果1 各轴段直径的确定2校核该轴3轴承寿命校核：4弯矩及轴的受力分析图5键的设计与校核: 1各轴段直径的确定2校核该轴：3轴承寿命校核：4弯矩及轴的受力分析图5键的设计与校核：从动轴的设计：1确定各轴段直径2确定各轴段长度3校核该轴：4 轴承寿命校核5 弯矩及轴的受力分析图6 键的设计与校核1.材料选用45号钢调质处理，=100。=装小带轮的电动机轴径mm，又因为高速轴第一段轴径装配大带轮，且所以查手册取mm。L1=1.75d1-3mm因为大带轮要靠轴肩定位，且还要配合密封圈，所以查手册取mm，L2=58mm。段装配轴承且，所以查手册62页表6-1取。选用6009轴承。L3=B+2=16+10+2=28mm段主要是定位轴承，取mm。L4根据箱体内壁线确定后在确定。装配齿轮段直径：判断是不是作成齿轮轴： 查手册51页表4-1得：得：e=5.96.25。段装配轴承所以 mm L6= L3=28mm。作用在齿轮上的圆周力为：径向力为=tg20作用在轴1带轮上的外力：F=667N1=73mm，2=211mm，3=96mm求垂直面的支反力：=-求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：=求水平面的支承力：由得:求并绘制水平面弯矩图：=求F在支点产生的反力：=+F求并绘制F力产生的弯矩图： =F =F在a处产生的弯矩： =求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把与直接相加。=+(+)=+(+)求危险截面当量弯矩：从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）=+()计算危险截面处轴的直径：因为材料选择调质，查，得许用弯曲应力，则：d/(0.1)因为，所以该轴是安全的。轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查课本259页表16-9，10取取按最不利考虑，则有：= (+)+=(+)+则=10(C/(P)/(60n) 因此所该轴承符合要求。根据=36mm，=122.5N.m，确定V带轮选铸铁HT200，查表,由于在范围内，故轴段上采用键：, 采用A型普通键.键校核：L1=1.75d1-3=60综合考虑取=50，查表表10-10，所选键为：材料：选用45号钢调质处理。查取C=100。根据式得：C（p/）段要装配轴承，所以查手册第9页表1-16取，查手册62页表6-1选用6208轴承，L1=B+=18+10+10+2=40mm。装配低速级小齿轮，且取，L2=93mm，因为要比齿轮孔长度少。段主要是定位高速级大齿轮，所以取，L3=10。装配高速级大齿轮，取 L4=62.5-2.5=60mm。段要装配轴承，所以查手册第9页表1-16取=40mm，查手册62页表6-1选用6208轴承，L=B+3+=18+10+10+2=43。作用在2、3齿轮上的圆周力：1=74mm，2=117mm，3=94mm =2T/d = 2T/d 径向力：=tg20=tg20求垂直面的支反力:=(+)-/(+)=+-计算垂直弯矩：=-(+)-求水平面的支承力： =+(+)/(+)=+-计算、绘制水平面弯矩图：= =-(+)+求合成弯矩图，按最不利情况考虑：=(+)=(+)求危险截面当量弯矩：从图可见，m-m,n-n处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）=+()+()计算危险截面处轴的直径： n-n截面:d/(0.1) m-m截面:d/(0.1)由于，所以该轴是安全的。轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查表16-9，10取取= (+)=(+)则=10(C/(P)/(60n)，因此所该轴承符合要求。已知=45mm=366.6N.m由于所以取因为齿轮材料为45钢。查表10-10得,L=93-18=75取键长为75mm. 另一个取键长为48mm所以所选键为: bh：14975 bh：14948因为轴主要承受转矩作用，所以按扭转强度计算，由式得：=C()考虑到该轴段上开有键槽，因此取=44.5(1+5)=46.7mm查手册9页表1-16圆整成标准值为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，则第二段轴径。查手册85页表7-2，此尺寸符合轴承盖和密封圈标准值，因此取。设计轴段，为使轴承装拆方便，查手册62页，表6-1，取，采用挡油环给轴承定位。选轴承6215:。设计轴段，考虑到挡油环轴向定位.设计另一端轴颈，取，轴承由挡油环定位，挡油环另一端靠齿轮齿根处定位。 轮装拆方便，设计轴头，取，查手册9页表1-16取。设计轴环及宽度b使齿轮轴向定位，故取取有联轴器的尺寸决定.，mm其它各轴段长度由结构决定。求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。1=97.5mm，2=204.5mm，3=116mm作用在齿轮上的圆周力： =2/径向力：=tg20求垂直面的支反力：=2/(+2)=-计算垂直弯矩：= =求水平面的支承力:=/(+2)=-计算、绘制水平面弯矩图。=2求F在支点产生的反力=F/(+2)=+F求F力产生的弯矩图: =F =F在a处产生的弯矩： =求合成弯矩图。考虑最不利的情况，把与直接相加。=+(+)求危险截面当量弯矩。从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数）=+()计算危险截面处轴的直径。因为材料选择调质，查表14-1得，表14-3得许用弯曲应力，则：d/(0.1) =50.7mm考虑到键槽的影响，d=1.0550.7,因为，所以该轴是安全的。轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，取取按最不利考虑，则有：=(+)+则=10(C/(P)/(60n),该轴承寿命为年,所以轴上的轴承是适合要求的。因为d1=47mm,装联轴器表10-9选键为,表10-10得因为L1=107初选键长为100,所以所选键为: mm,装齿轮查表10-9选键为表10-10得因为=88mm初选键长为70mm,所以所选键为:：221470.d=23.4mmmm=60mmmmL2=58mmmm=28mmmmmmL6= L3=28mm=3920N=1426.8N=1060N=367N=77.4Nm=77.4Nm=2912.4N=1007.6N=212.6Nm=212.6Nm=225.5N=892.5N=64N.m=16.5Nm=16.5Nm=242.8Nm=242.8Nm=253.7Nmd34.8mm=3324.8N=1964.9N=66885hmmL1=40mmmmL2=93mmmmL3=10mmmmL4=60mm=40mmL=43mm=3712N=6546N=1351N=2382N=214.6N=1245.6N=15.9Nm=117Nm=4907N=5351N=363.1Nm=256.2Nm=363.4Nm=281.6Nm=357.3N.m424.8N.md41.4mm=4911.7N=5494N=12506h=47mmmm=80mm=6176.6N=2248N=1522N=726N=148.5Nm=148.4Nm=4182.5N=1994.1N=407.8NM=407.8NM=1707N=6151N=515.5N.m=166.6N.m=166.6N.m=600.6N.m=785.2N.md=53.3mmP=6157.8N=16569h第4章 联轴器的选择计算联轴器所需的转矩： 查表17-1取 =1264.7N.m查手册94页表8-7选用型号为HL6的弹性柱销联轴器。第5章 润滑方式的确定因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度。第6章 减速器箱体设计和附件设计 名称符号计算公式结果箱座厚度10箱盖厚度9箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直径M24地脚螺钉数目查手册6轴承旁联结螺栓直径M12盖与座联结螺栓直径=（0.5 0.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）10视孔盖螺钉直径=（0.30.4）8定位销直径=（0.70.8）8，至外箱壁的距离查手册表112342218，至凸缘边缘距离查手册表1122816外箱壁至轴承端面距离=+（510）50大齿轮顶圆与内箱壁距离1.215齿轮端面与内箱壁距离10箱盖，箱座肋厚98.5轴承端盖外径+（55.5）120（1轴）125（2轴）150（3轴）轴承旁联结螺栓距离120（1轴）125（2轴）150（3轴）总 结经过十几天的努力,我终于将机械设计课程设计做完了.在这次作业过程中,我遇到了许多困难,一遍又一遍的计算,一次又一次的设计方案修改，这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足，计算出现了很多小问题，令我非常苦恼，慢慢的一步步的修改.同时我还对机械设计基础的知识有了更进一步的了解.尽管课程设计的过程是曲折的,但我的收获还是很大的.不仅仅掌握了设计一个完整机械的步骤与方法;也对机械制图。对我来说,收获最大的是方法和能力.那些分析和解决问题的方法与能力.在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识,空有理论知识,有些东西很可能与实际脱节。特别是在画装配图的时候，说明书的一开始设计的东西问题就一下暴露出来了。在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。总体来说,我觉得做这种类型的课程设计对我们的帮助还是很大的,它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来，综合应用才能很好的完成包括机械设计在内的所有工作，更多了培养了自己主动学习的习惯，因为在设计的过程中必须自己不断的翻书，查找资料把自己不懂得东西搞懂，并为之所用。也希望学院能多一些这种课程。参考文献 机械设计课程设计手册(第二版)清华大学 吴宗泽，北京科技大学 罗圣国主编。机械设计课程设计指导书（第二版）罗圣国，李平林等主编。机械课程设计（重庆大学出版社）周元康等主编。机械设计基础（第四版）课本杨可桢 程光蕴 主编。 机械设计（第八版）课本-濮良贵 纪名刚 主编。机械基础课程设计课本-张美麟 阎华 张莉彦 编。目 录第一章 总论1第一节 项目背景1第二节 项目概况2第二章 项目建设必要性5第三章 市场分析与建设规模7第一节 汽车市场需求分析7第二节 市场预测12第三节 项目产品市场分析13第四节 建设规模16第四章 场址选择17第一节 场址所在位置现状17第二节场址建设条件17第五章 技术方案、设备方案、工程方案22第一节 技术方案22第二节 设备方案28第三节 工程方案33第六章 原材料、燃料供应38第七章 总图布置与公用辅助工程39第一节 总图布置39第二节 公用辅助工程43第八章 环境影响评价52第一节 环境保护设计依据52第二节 项目建设和生产对环境的影响52第三节 环境保护措施54第四节 环境影响评价56第九章 劳动安全卫生与消防57第一节 劳动安全卫生57第二节 消防64第十章 节能与节能措施67第一节 项目概况67第二节 项目综合能耗69第三节 节约及合理利用能源的主要措施71第十一章 项目实施进度与人力资源配置76第一节 建设工期76第一节 项目实施进度76第二节 生产组织与人员培训79第十二章 投资估算与资金筹措82第一节 建设投资估算82第二节 总投资估算86第三节 资金筹措86第十四章 财务效益分析88第一节 财务评价基础数据与参数选取88第二节 销售收入及销售税金估算89第三节 成本费用估算89第四节 财务评价91第五节 不确定性分析93第十三章 风险分析95第十四章 结论与建议97第一节 研究结论97第二节 建议9732