专业课程设计带式运输机传动装置的二级圆柱齿轮减速器.doc

专业课程设计带式运输机传动装置的二级圆柱齿轮减速器啊机械设计课程设计任务书目 录一、设计任务书3二、传动方案的拟定4三、电动机的选择 4四、计算总传动比及配合的传动比 5五、传动装置的运动和动力参数计算6六、传动零件的设计计算 71、高速级齿轮传动的设计计算72、低速级齿轮传动的设计计算9七、轴的设计计算 131、轴的材料选择和最小直径估算132、轴的结构设计143、轴的校核17八、滚动轴承的选择及校核231、中间轴的滚动轴承232、高速轴的滚动轴承 243、低速轴的滚动轴承25九、键连接的选择及核计算26十、减速器机体结构尺寸27十一、联轴器的选择29十二、润滑方式的确定29十三、其它有关数据30十四、参考资料目录30十五、课程设计总结30（一）、机械设计课程设计任务书题目：带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器1、总体布置简图1电动机；2联轴器；3齿轮减速器；4带式运输机；5鼓轮；6联轴器2、工作情况：载荷平稳、单向旋转，有轻微振动，经常满载，空载起动。3、原始数据输送带拉力F（N）：1800； 滚筒直径D（mm）：340； 运输带速度V（m/s）：2.35；带速允许偏差（）：5； 使用年限（年）：8； 工作制度（班/日）：单班制。4、 设计内容1.电动机的选择与运动参数计算；2.斜齿轮传动设计计算3.轴的设计4. 滚动轴承的选择5.键和连轴器的选择与校核；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 减速器总装配图一张；2 齿轮、轴零件图各一张；3 设计说明书一份6设计进度第一阶段：总体计算和传动件参数计算； 第二阶段：轴与轴系零件的设计；第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制； 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写。三)电动机选择1电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。2电动机容量的选择1）工作机所需功率Pw PwFv/1000=18002.35/(10000.96)=4.41 KW2） 电动机的输出功率PdPw/ kW其中：带传动效率：0.96每对滚子轴承的传动效率：0.988级精度圆柱齿轮的传动效率：0.97弹性联轴器的传动效率：0.99卷筒的传动效率：0.96则总的效率：=0.98PdPw/=4.41/0.80=5.5125kW从表22-1中可选出额定功率为5.5kw的电动机。3电动机转速的选择卷筒轴转速为 n=601000v/(D)=6010002.35/(3.14340)=132.07r/min按表2-2推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比i=840,则从电动机到卷筒子轴的总传动比合理范围为i=840。故电动机转速的可选范围为：n= in=(8-40) 132.07=1056.565282.8 r/min可见，电动机同步转速可选1500r/min和3000r/min三种。根据相同容量的三种转速，从表19-1中查出三个电动机型号，再将总传动比合理分配给V带传动和减速器，就得到三种传动比方案，如下表：其中总传动比为：。式中-电动机满载转速,r/min；-工作机转速，r/min.一般推荐展开式二级圆柱齿轮减速器高速传动比i1与低速级传动比i2之间满足i1=(1.31.5)i2.表中取i1=1.4i2;i=i2i21.4.两种不同的传动比方案：方案电动机型号额定功率Pkw电动机转速r/min传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比高速i低速i1Y 132S-45.51500144010.903.912.792Y 132S1-25.53000292022.113.975.564电动机型号的确定由表221查出电动机型号为Y 132S-4,其额定功率为5.5kW，满载转速1440r/min。基本符合题目所需的要求。(四)计算总传动比及配各级的传动比1 计算总传动比由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：i总nm/nw=1440/132.07=10.902 传动比分配分配原则：各级传动尺寸协调,承载能力接近,两个大齿轮直径接近以便润滑.(浸油深度)i总=i减=i高*i低=nm/nw i减减速器传动比i高减速器内高速级传动比 i低减速器内低速级传动比nm电动机满载转速 nw工作机转速i高=1.4* i低， i低i高= i总 由上表可得： i高=i1=3.91 ； i低=i2=2.79 。速度偏差为0.2%5%, ，所以可行。(五)运动参数及动力参数的计算1、计算各轴转速:I轴 n1= nm/1=1440 r/minII轴 n2= n1/ i高=1440/3.91=368.29/minIII轴 n3=n2/ i低=368.29/2.97=132.00 r/min滚筒 n4=n3=132.00 r/min2)各轴输入功率:电动机轴：Pd=5.5kw I轴: P I = Pd 4 =5.50.99=5.445kw II轴: P I I= P I 23=5.4450.980.97=5.176kwIII轴:pIII= P I I23=5.1760.980.97=4.92 kw滚筒:p= pIII24=4.920.980.99=4.774 kw各轴的输出功率为输入功率乘轴承效率0.98，分别为：I轴 0.98=5.337KwII轴 kWIII轴 kw滚筒轴 kw3)各轴扭矩电动机轴：Td=9550Pd/nm=95505.5/1440=36.48 (Nm)I轴： TI= 9550PI/ n1=95505.445/1440=36.11 (Nm)II轴：TII= 9550PII/n2=95505.176/368.29=134.22 (Nm)III轴：TIII=9550pIII/n3=95504.92/132.00=355.95 (Nm)滚筒：T滚=9550p滚/ n4=95504.774/132.00= 345.39 (Nm)（六）传动零件的设计计算一）、高速级齿轮的设计计算设计参数： P1=5.337 Kw T1=36.11 Nm； N1=1440 r/minN2=368.29 r/min；i1=3.91； 1、选材：因要求结构紧凑，故采用硬齿面的组合。小齿轮用45号表面淬火钢，,；大齿轮参数也一样。（书本表11-1）根据书本表11-5得：取=1.25, =1.0;根据书本表11-4得:2、确定许用应力：；3小齿轮的工作转矩：4根据接触强度，求小齿轮分度圆直径：设齿轮按8级精度制造。取载荷系数K=1.3，齿宽系数选取，； 初选螺旋角： 15 螺旋度系数：选小齿轮齿数 Z1=24，大齿轮齿数Z2=iZ1=3.9119=93.84, 取Z2=94。 实际传动比为 i=74/19=3.9167，所以，取齿数 ；Z2=94。 齿数系数 查书本图11-8得： YFa12.68， YFa22.22，查书本图11-9得： YSa11.60 ， YSa21.79.因, 故要对小齿轮进行弯曲强度计算。法向模数：取中心距 ： 取a=92mm.确定螺旋角: 齿轮分度圆直径: 小齿轮齿顶圆: =37.42+21.5=40.42mm 大齿轮齿顶圆:=146.57+21.5=149.57mm小齿轮齿根圆:=37.42-31.25=34.92mm 大齿轮齿根圆: =146.57-31.25=114.17mm齿轮宽度: b 0.830.64=24mm, 取b130mm b2=25mm3、验算齿面接触强度将各参数代入下面得：齿面硬度 : =Z189.8*2.5*=68.163Mpa 故要对小齿轮进行弯曲强度计算。法向模数：m=2.42mm取m=2.5mm中心距：a=(Z+Z)m/2cos=(24+67)*25/2*cos15= 117.763取a=120mm确定螺旋角: =arccos18.75齿轮分度圆直径: d= mz/cos=25*24/cos18.57=63.30mm d= mz/cos=25*67/cos18.57=176.6mm小齿轮齿顶圆: =63.30+22.5=68.30mm 大齿轮齿顶圆:=176.70+23=181.70mm小齿轮齿根圆:=63.30-51.25=57.05mm 大齿轮齿根圆: =176.70-51.25=170.45mm齿轮宽度: b 0.863.3=50.64mm, 取b160mm b2=55mm3、验算齿面接触强度将各参数代入下面得：齿面硬度 : =Z189.8*2.5*=68.163Mpa R取R2，倒角为C2。2、高速轴的结构设计高速轴轴系的结构如下图：图3 高速轴（1）各轴段的直径的确定：最小直径，安装联轴器的外伸轴段，20mm ：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，定位高度，以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封），=22mm：角接触轴承处轴段，=25mm，角接触轴承选取7205AC，其尺寸为dDB=25mm52mm16mm：过渡轴段，由于高速齿轮传动的线速度大于2m/s，角接触轴承可采用飞溅式润滑。考虑到用轴肩定位轴承，所以=33mm齿轮处轴段：由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。所以轴和齿轮的材料和热处理方式需一样，均为45钢，调质处理;：滚动轴承处轴段，25mm （2）各轴段长度的确定：由连轴器的轴孔宽度L1=30（根据表19-5）,确定：由箱体结构、轴承挡圈、装配关系等确定，=55mm：由滚动轴承、挡油盘及装配关系决定，=46mm：由装配关系、箱体结构等确定，=58mm：由高速级小齿轮宽度=30mm确定，=30mm：由角接触轴承、挡油盘及装配关系等确定50mm（3）细部结构联轴器处键取C型：bh-L=6mm6mm-30mm (t=3.5，r=0.160.25)在 处采用过盈配合，起到密封作用：角接触轴承与轴的配合采用过渡配合，此轴段的直径公差选为参考课程设计查表14-27、14-29得：各轴肩处的过渡圆角半径，若a=(0.071)d，ac，取R2，倒角为C2。3、低速轴的结构设计低速轴轴系的结构如下图：图4 低速轴（1）各轴段直径的确定：动轴承处轴段，=55mm。角接触轴承选取7211AC，其尺寸为dDTB=55mm100mm22.75mm21mm：低速级大齿轮轴段，=60mm：轴环，根据齿轮的轴向地位要求，=70mm：过渡轴段，考虑挡油盘的轴向定位，=63mm：角接触轴承处轴段，=55mm：密封处轴段，根据联轴器的轴向定位要求，以及密封圈的标准（拟采用毡圈密封），=50mm：最小直径，安装联轴器的外伸轴段，d37= 40mm （2）各轴段长度的确定：由滚动轴承、挡油环以及外伸轴段等确定，=42mm：由低速大齿轮的毂孔宽度55，确定=53mm：轴环宽度，=10mm：由装配关系、箱体结构等确定，=40mm：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定，=40mm：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，=55mm：由连轴器的轴孔宽度,确定（3）细部结构设计低速大齿轮处取A键：bh-L=18mm11mm-45mm（t=7.0mm,r=0.250.40mm）；联轴器处键取C型：bh-L=12mm8mm-70mm (t=5.0，r=0.2560.40)齿轮轮毂与轴的配合选为；滚动轴承与轴的配合采用过渡配合. 参考教材查表8-2得：各轴肩处的过渡圆角半径，若70d50 取C2。三）轴的校核1）高速轴的校核L1=40mm，=55mm，=46mm，=58mm，=30mm，=50mmL1=57mm L2=111mm L3=78mm作用在齿轮上的圆周力为：=236.111000/37.42=1930N径向力为=19300.364=702.46N作用在轴1带轮上的外力：F=1800N 求垂直面的支反力：=(111702.46)/(57+111)=464.13 N=702.46-464.13=238.3N求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：=238.3111/1000=26.45N.m=464.1357/1000=26.45 N.m求水平面的支承力：由得=1111930/(57+111)=1275.2N=1930-1275.2=654.82N求并绘制水平面弯矩图：=1275.257/1000=72.69N.m=654.82111/1000=72.69N.m求F在支点产生的反力：=781800/(111+57)=853.7N=853.7+1800=2635.7N求并绘制F力产生的弯矩图：=180078/1000=140.4N.m=853.757/1000=48.6N.mF在a处产生的弯矩：=853.757/1000=48.6N.m求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把与直接相加。=48.6+ =126.0N.m=48.6+=126 N.m求危险截面当量弯矩：最危险截面其当量弯矩为：（取折合系数）=127.85N.m计算危险截面处轴的直径：因为材料选择调质，查课本第166页表11-1得，许用弯曲应力，则：mm因为=55mmd，所以该轴是安全的。轴承寿命校核：轴承寿命可由式进行校承受径向载荷核，由于轴承主要的作用，所以，查课本279页表16-8,9，10取取按最不利考虑，则有：=+853.7=2210.4N=+2635.7=3291N则=5.5年5年因此所该轴承符合要求。4）、弯矩及轴的受力分析图如下：2）中间轴的校核：L1=52.5mm L2=50mm L3=50.5mm作用在2、3齿轮上的圆周力：=2134.221000/146.57=1831.48N =2355.951000/63.3=1246.45N径向力：=1831.480.364=666.66N=1246.450.364=453.71N求垂直面的支反力:=-453.7150.5+666.66(50+50.5)/(185)=285.3N=453.71+285.3-666.66=72.34N计算垂直弯矩：=285.352.5/1000=14.98N.m=285.3(52.5+50)/1000-666.6650/1000=- 4.09N.m求水平面的支承力： =1619 N=1831.48+1246.45-1619=1458.9N2)、计算、绘制水平面弯矩图：=161952.5/1000=85N.m=-1458.9(52.5+50)/1000-1246.4550/1000=-211.86N.m求合成弯矩图，按最不利情况考虑： =86.3N.m=211.90N.m求危险截面当量弯矩： 最危险截面当量弯矩为：（取折合系数）=121.79N.m=3976N.m计算危险截面处轴的直径：因为材料选择调质，查课本第166页表11-1得，许用弯曲应力，则：mm因为=30mmd，所以该轴是安全的。3）、弯矩及轴的受力分析图如下：3）低速轴的校核：L1=58mm L2=106mm L3=147.5mm求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。作用在齿轮上的圆周力： 2355.951000/63.3=11246.4N径向力：=11246.40.36=4093.4N求垂直面的支反力：106418.75/(58+106)= 272.3mm=4093.4-272.3=3821.1mm计算垂直弯矩：= =3821.1106/1000=405.3 N.m=15.80N.m求水平面的支承力。=10611246.4/(58+106)= 7269N=11246.4-7269. =3977.4N计算、绘制水平面弯矩图。= 726958/1000=421.6N.mN.m求F在支点产生的反力N=+1800=3419.9N求并绘制F力产生的弯矩图：=1800147.5/1000=265.5N.m=1618.958/1000=93.9N.mF在a处产生的弯矩：N.m求合成弯矩图：=93.9+ =1378.7N.m求危险截面当量弯矩：最危险截面其当量弯矩为：（取折合系数）= 1395.1 N.m计算危险截面处轴的直径：因为材料选择调质，查课本第166页表11-1得，许用弯曲应力，则：mm因为=42mmd，所以该轴是安全的。3）弯矩及轴的受力分析图如下：（八）滚动轴承的选择及校核计算一）中间轴的滚动轴承（1）、角接触球轴承的选择根据载荷及速度情况，拟定选用角接触球轴承。由中间轴的结构设计，根据=30mm，角接触球轴承选取7206AC，根据表17-5得：尺寸为dDB=306216mm。（2）、角接触球轴承的校核轴承受力图：暂略1、 先计算轴承1、2的轴向力齿轮2产生的轴向力齿轮2的产生轴向力外部轴向力(方向见图示)(方向见图示)因为所以轴承1为松端 =556N所以轴承2为压紧端 =4972.3N2、 计算轴承1、2的当量载荷 查表得e=0.68查表得，故当量动载荷为：3、 验算轴承寿命因，故只需验算2轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为8（年）300（天）8（小时）=19200h。19200h其中，温度系数（轴承工作温度小于），（轻微冲击）轴承具有足够寿命。二）高速轴的滚动轴承（1）、角接触球轴承的选择根据载荷及速度情况，拟定选用角接触球轴承。由高速轴的结构设计，角接触球轴承选取7205AC，根据表17-5得：尺寸为dDB=255216mm。（2）、角接触球轴承的校核轴承受力图：暂略4、 先计算轴承1、2的轴向力外部轴向力 (方向见图示)(方向见图示)因为所以轴承1为松端 =403.58N所以轴承2为压紧端 =1624.08N5、 计算轴承1、2的当量载荷 查表得e=0.68查表得，故当量动载荷为：6、 验算轴承寿命因，故只需验算2轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为8（年）300（天）8（小时）=19200h。19200h其中，温度系数（轴承工作温度小于），（轻微冲击）轴承具有足够寿命。三）低速轴的滚动轴承（1）、角接触球轴承的选择根据载荷及速度情况，拟定选用角接触球轴承。由高速轴的结构设计，角接触球轴承选取7211AC，根据表17-5得：尺寸为dDB=5510021mm。（2）、角接触球轴承的校核轴承受力图：暂略先计算轴承1、2的轴向力外部轴向力(方向见图示)(方向见图示)因为所以轴承1为松端 所以轴承2为压紧端 7、 计算轴承1、2的当量载荷 查表得e=0.68 ； 查表得，故当量动载荷为：8、 验算轴承寿命因，故只需验算1轴承。轴承预期寿命与整机寿命相同，为8（年）300（天）8（小时）=19200h。19200h其中，温度系数（轴承工作温度小于），（轻微冲击）轴承具有足够寿命。（九）键联接的选择及校核计算一）中间轴上键的选择与校核由中间轴的细部结构设计，选定：高速级大齿轮处的键为1键：bH-L=12mm8mm-20mm（轴深t=5.0mm,毂深t1=3.3；半径r=0.250.40mm）；标记：键 1236 GB/T1096-1979圆头普通平键（A型）；低速级小齿轮处取2键：bH-L=12mm8mm-40mm（轴深t=5.0mm,毂深t1=3.3；半径r=0.250.40mm）；标记：键1240GB/T1096-1979圆头普通平键（A型）；由于是同一轴的键，传递的扭矩相同，所以只需要校核短的键即可。齿轮轴段d=40mm,键的工作长度为l=L-b=36-12=28mm键的接触高度 k=0.5h=0.58=4.0mm;传递的转矩为：T2=134.42N/m;由书本表10-10 查得键静连接时的挤压许用应力 （45钢调质），键联接强度足够。二） 高速轴由于取了齿轮轴所以无需校核三）低速轴上键的选择与校核由低速轴的细部结构设计，选定：与联轴器联接处的键为5键：bh-L=12mm8mm-70mm (t=5.0，r=0.2560.40)标记：键 1270 GB/T1096-1979圆头普通平键（C型）；低速齿轮处的键为6键：bh-L=18mm11mm-50m（t=7.0mm,r=0.250.40mm）；标记：键 1863 GB/T1096-1979圆头普通平键（A型）；传递的转矩为：T3=355.95N.m; 由书本表10-10 查得键静连接时的挤压许用应力 （45钢调质）由于是同一轴的键，传递的扭矩相同，所以只需要校核短的键即可。因为d=60mm l=L-b=63-18=45mm;键的接触高度 k=0.5h=0.511=5.5mm;，键联接强度足够。(十),减速器机体结构尺寸1、减速器铸造箱体的结构尺寸减速器铸造箱体的结构尺寸名 称符 号结构尺寸箱座（体）壁厚8箱盖壁厚8箱座、箱盖、箱底凸缘的厚度、1 2、1 2、2 0箱座、箱盖上的肋厚 、7、7轴承旁凸台的高度和半径、43、16轴承盖（即轴承座）的外径106、160地脚螺栓直径与数目 、16、4联接螺栓轴承旁联接螺栓直径12机盖与机座联接螺栓直径10螺栓的间距1 6 0箱座、箱盖联接螺栓直径1 0通孔直径1 2沉头孔直径22沉头座直径161 4定位销直径8轴承盖螺钉直径8视孔盖螺钉直径6吊环螺钉直径12箱体外壁至轴承座端面的距离4 2大齿轮顶圆与箱体内壁的距离1 2齿轮端面与箱体内壁的距离1 2轴承端盖外径160轴承旁联接螺栓距离160(十一) 联轴器的选择根据工作要求，为了缓和冲击，保证减速器的正常工作，输出轴选用弹性柱销联轴器。考虑到转矩变化很小，取，则。按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 50141985，选用HL2型弹性柱销联轴器，其工程转矩为315Nm，孔径d=25mm,L=62mm,L1=44mm,许用转速为5600r/min，故使用。标记：HL2联轴器5014-1985 。同理，为了缓和冲击，保证减速器的正常工作，输出轴也选用弹性柱销联轴器。考虑到转矩变化很小，取，则。按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 50141985，选用HL2型弹性柱销联轴器，其工程转矩为1250Nm，孔径d=25mm,L=112mm,L1=84mm,许用转速为2800r/min，故使用。标记：HL4联轴器5014-1985 。(十二) 润滑方式的确定1、 齿轮的润滑2、 采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为15mm。3、滚动轴承的润滑轴承的润滑采用：润滑脂润滑。为防止箱内润滑油进入轴承，使轴承内润滑脂稀释流出，在箱体轴承座内侧一端安装挡油环。4、润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。5、密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用毡圈密封。轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。(十三)其它有关数据减速器附件的选择1、通气器：选通气器（二次过滤），采用M27.51.52、油面指示器 3、选用游标尺M164、起吊装置：选用箱盖吊耳5、箱座吊耳R 7.56、选用外六角油塞及垫片M161.5(十四) 参考资料1 机械设计基础 杨可桢、程光蕴、李仲生 高等教育出版社, 2006 2 机械设计课程设计 朱家诚 合肥工业大学出版社， 20073 机械课程设计说明书 殷玉枫 北京：机械工业出版社，20064 程材料与成形技术基础 鞠鲁粤 北京：高等教育出版社 20045 机械设计 谭庆昌、赵洪志 北京：高等教育出版社，20046 几何量公差与检测 甘永立 上海：科学技术出版社，20057 机械工程图学习题集 林玉祥 北京：科学出版社，20018 机械工程图学 侯洪生 北京：科学出版社，200135