机械设计课程设计运送原料的带式运输机用的圆柱齿轮减速器

1、本科课程设计（论文）说明书 二级圆柱齿轮减速箱设计 院（系） 机械工程学院 专 业 04机电2班 学生姓名 学生学号 指导教师 提交日期 2007 年 7 月 12 日 机械设计课程设计任务书一、 设计题目运送原料的带式运输机用的圆柱齿轮减速器。设计内容：根据给定的工况参数，选择适当的电动机、选取联轴器、设计v带传动、设计两级齿轮减速器（所有的轴、齿轮、轴承、减速箱体、箱盖以及其他附件）和与输送带连接的联轴器。二、 传动简图 三、 原始数据运输带拉力f= 4550（n）运输带速度v=0.95（m/s）滚筒直径d=590（mm）滚筒及运输带效率h=0.94。工作时，载荷有轻微冲击。事内工作，水分

2、和颗粒为正常状态，产品生产批量为成批生产，允许总速比误差<±4%，要求齿轮使用寿命为10年，二班工作制，轴承使用寿命不小于15000小时，试设计齿轮减速器（两级）。四、 设计工作量及要求每个同学独立利用计算机绘制（使用autocad绘制）完成总装图一张（一号图纸），高速轴、低速大齿轮和箱盖零件图各一张（二号或三号图纸）、设计计算说明书一份。设计内容包括电机和联轴器选用，轴承选用与校核，v带、齿轮、轴、齿轮箱设计（包括v带、轴、齿轮的校核）。具体内容参见机械设计课程设计一书1。参数请参考下列文献：1 朱文坚、黄平：机械设计课程设计，广州：华南理工大学出版社2 机械零件设计手册，北

3、京：冶金工业出版社3 机械零件设计手册，北京：化学工业出版社课程设计（论文）评语： 课程设计（论文）总评成绩： 课程设计（论文）答辩负责人签字： 年 月 日 目录一. 传动方案拟定5二. 电动机的选择5三. 计算总传动比及分配各级的传动比6四. 运动参数及动力参数计算6五. 传动零件的设计计算7六. 轴的设计计算14七. 滚动轴承的选择及校核计算21八. 键联接的选择及计算22九. 课程设计小结23十. 参考文献24计算过程及计算说明一、 传动方案拟定设计传动图如上图所示第77组：运送原料的带式运输机用的圆柱齿轮减速器（1） 工作条件：使用年限10年，工作为二班工作制，载荷有轻微冲击，事内工作

4、，水分和颗粒为正常状态，产品生产批量为成批生产，允许总速比误差<±4%。轴承使用寿命不小于15000小时。滚筒及运输带效率h=0.94。（2） 原始数据：运输带拉力f=4550n；带速v=0.95m/s；滚筒直径d=590mm。二、电动机选择1、电动机类型的选择： y系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）传动装置的总效率：连轴器为弹性连轴器,轴承为深沟球轴承,齿轮为精度等级为8的闭式圆柱齿轮,带传动为v带传动.根据<机械设计课程设计>表2-3则有:总=带×4轴承×2齿轮×联轴器×滚筒=0.95×0.984

5、15;0.972×0.993×0.98=0.8099(2)电机所需的工作功率：p工作=fv/1000总=4550×0.95/1000×0.8099=5.339kw 查表16-1，16-2选取电动机为y123m2-6的y系列三相异步电动机ped=5.5kw 满载转速为960r/min3、确定电动机转速：计算滚筒工作转速：n筒=60×1000v/d=60×1000×0.95/×590=19.099r/min按<机械设计课程设计>表2-4推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动高速级为斜齿，传动比范围i1=36，

6、低速级用直齿取i2=34。取v带传动比i3=24，则总传动比范围为ia=1896。故电动机转速的可选范围为nd=（1896）×35.77=6433433r/min符合这一范围的同步转速有750、1000、1500r/min和3000r/min。综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选nd =960r/min 。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，由表16-1选定电动机型号为y123m2-6。其主要性能：额定功率：5.5kw，满载转速960r/min，额定转矩2.0。三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：

7、i总=n电动/n筒=960/19.099=50.2642、分配各级传动比（1） 取v带传动比i带=2.51,根据表2-4(一下无特殊说明则表格皆为<机械设计课程设计>一书表格)两级圆柱齿轮减速器的高速级传动比与低速级传动比i1=5.6 i2=3.55四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速（r/min）(0轴为电动机轴)n0=n电机=960r/minni=n0/i带=960/2.51=382.47(r/min)nii=ni/i齿轮1=382.47/5.6=68.298(r/min)niii=nii/i齿轮2=68.298/3.55=19.23(r/min)2、 计算各轴的功率（k

8、w）p0=pd=5.5kwpi=p0×带=11×0.95=5.072kwpii=pi×轴承×齿轮=5.072×0.98×0.97=4.87kwpiii=pii×轴承×齿轮=4.87×0.98×0.97=4.677kw3、 计算各轴扭矩（n·mm）t0=9.55×106p0/n0=9.55×106×5.5/960=53.11n·mti=9.55×106pi/ni=9.55×106×5.072/382.47=126.64

9、4n·mtii=9.55×106pii/nii=9.55×106×4.87/68.298=680.964n·mtiii=9.55×106piii/niii=9.55×106×4.677/19.23=2322.691n·m运动和动力参数的计算数值可以整理列表备查：电动机输出i轴ii轴iii轴n（r/min）960382.4768.29819.23p（kw）5.55.0724.874.677t（nm）53.11126.644680.9642322.691五、传动零件的设计计算1、 皮带轮传动的设计计算（1）

10、确定计算功率 pca 由课本附表11.6得：ka=1.1pca=ka pi=1.1×5.5=6.05kw（2） 选择普通v带截型根据pca、ni，由教材的附图11.1确定选用a型v带。（3） 确定带轮基准直径，并验算带速由教材附表11.4和附表11.7 得，选取小带轮基准直径为d1=125mm根据教材式（9.14），计算从动带轮基准直径d2 d2= d1i带=125×2.51=313.75mm验算带速v：v=d1 ni /60×1000=×125×960/60×1000=6.28m/s <30m/s带速合适。（4） 确定带长和中

11、心矩根据0.7(d1+ d2)a02(d1+ d2)0.7(125+315)a02×(125+315)所以有：308mma0880mm初步确定中心矩a0=500mm由课本式（9.26）得：ld=2a0+1.57(d1+ d2)+( d1- d2)2/4a0=2×500+1.57(125+315)+(125-315)2/（4×500）=1708.85mm根据课本附表11.3取ld=1800mm根据课本式（9.17）计算实际中心矩a aa0+(ld- ld)/2=500+(1800-1708.85)/2=545.575mm(4)验算小带轮包角1=1800-( d2-d

12、1)/a×600=1800-190/545.575×600=159.10>1200（适用）（5）确定带的根数 由ni=960r/min、d1=125mm、i带=2.51，根据课本附表11.5a和附表11.5b得p0=1.4kw，p0=0.11kw根据课本附表11.8得k=0.95根据课本附表11.9得kl=1.01由课本式（9.29）得z= pca/(p0+p0)kkl=4.1757取z=5根。(6)计算预紧力f0由课本附表11.2查得q=0.10kg/m，由式（9.30）得f0=500（pca/zv）（2.5/k-1）+qv2=500×（6.05/（5&#

13、215;6.28）×(2.5/0.95-1)+0.10×6.282n=161.13n（7）计算作用在轴承的压力q由课本式（9.31）得q=2zf0sin（1/2）=2×5×161.13xsin（159.1/2）=1584.57n2、齿轮传动的设计计算1）高速级斜齿轮传动设计 （1）选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数a.大小齿轮都选用硬齿面。由附表6.8选大、小齿轮的材料均为45钢，并经调质后表面淬火，齿面硬度为hrc1=hrc2=45。b.初选8级精度。(gb10095-88)c.选小齿轮齿数z1=26，大齿轮齿数z2=i1 z1=5.6x26=145.

14、6，取z2=146。d.初选螺旋角为 =150考虑到闭式硬齿轮传动失效可能为点蚀，也可能为疲劳折断，故分别按接触强度和弯曲强度设计，分析对比再确定方案。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1 2kt1（zhze）2(1)/（ h2）1/3a. 确定公式内的各计算值载荷系数k：试选kt=1.5。小齿轮传递的转矩ti=126644n·mm齿宽系数：由附表6.4选取=1。弹性影响系数ze：由课本附表6.4查得ze=189.8。节点区域系数zh： zh= 由得=20.646900=14.076100则zh=2.425端面重合度：=29.419060=22.54910代入上式得=1.667接触疲劳

15、强度极限hlim：由课本附图6.6按硬齿面查得hlim1=hlim2=1000mpa应力循环次数n1=60n1jlh=60x382.47x1x(2x8x300x10)=1.102x109 n2= n1/i1=1.102x109/3.55=1.967x108接触疲劳寿命系数khn：由课本附图6.4查得khn1=0.91，khn2=0.98。接触疲劳许用应力h通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数sh=1.0h1 =hlim1 khn1/sh=1000×0.91/1.0mpa=910mpah2 =hlim2 khn2/sh=1000×0.98/1.0mpa=980

16、mpa因（h1+ h2）/2=945 mpa <1.23h2,故取h=945 mpab.计算(1) 试算小齿轮分度圆直径ddt1 2kt1（zhze）2(1)/（ h2）1/3= 2×1.5×126644×(5.6+1)/0.9×5.6×0.2372221/3mm=39.942mm(2)计算圆周速度v0.7999m/s(3)计算齿宽与齿高比b/h：b/h11.96(4)计算载荷系数k：由v0.7999m/s，查附图6.1,k=1.05 由附表6.2查得=1.0,由附表6.2查得使用系数=1参考附表6.3中6级精度公式,估计>1.34

17、=1.508取=1.55由附图6.2查得径向载荷分布系数=1.38载荷系数k=(5)按实际的载荷系数验算分度圆直径=41.043mm模数：mn=cosxd1/z1=41.043cos15°/26=1.5248mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计 (1) 确定公式中的参数1. 载荷系数kka=1 ka=1 kv=1.05 =1.38k=1x1.05x1x1.38=1.4492. 齿形系数yfa和应力修正系数ysa根据齿数z1=26,z2=146由表6-9相得yfa1=2.53 ysa1=1.62yfa2=2.1352 ysa2=1.83842. 计算螺旋角影响系数y：轴面重合度 0.318

18、2.215y11x15°/120°0.8753.许用弯曲应力f根据课本p136（6-53）式：f= flim ystynt/sf由课本图6-3查得：knf1=0.9, knf2=0.95flim1=flim2 =500mpa取sf1.44.计算两轮的许用弯曲应力f1=flim1 ystynt1/sf=0.9×500/1.4mpa=321.4mpaf2=flim2 ystynt2/sf =0.95x500/1.4mpa=339.3mpa5.确定ystynt/f：yst1ynt1/f10.01275；yst2ynt2/f20.01157；取大值。(2)计算齿轮模数：m

19、=1.5022比较两种强度校核结果，确定模数为mn24.几何尺寸计算（1） 计算齿轮传动的中心矩aa=mn (z1+z2)/2cos=2.5*(26+130)/2*cos15°=178.06mm取a178mm（2） 修正螺旋角：arccosmn*(z1+z2)/2*a=14.918694°°（3） 计算齿轮分度圆直径：d1mn*z1/cos53.814mmd2mn*z2/cos301.358mm（4） 计算齿轮齿宽：b153.814mm调整后取b255mm，b160mm1）低速级直齿轮传动设计 （1）选择齿轮类型、精度等级、材料及齿数a.大小齿轮都选用硬齿面。由附

20、表6.8选大、小齿轮的材料均为45钢，并经调质后表面淬火，齿面硬度为hrc1=hrc2=45。b.初选8级精度。(gb10095-88)c.选小齿轮齿数z1=26，大齿轮齿数z2=i2 z1=3.55x26=92.3，取z2=92。考虑到闭式硬齿轮传动失效可能为点蚀，也可能为疲劳折断，故分别按接触强度和弯曲强度设计，分析对比再确定方案。(2)按齿面接触疲劳强度设计由d1 2kt1（zhze）2(1)/（ h2）1/3a. 确定公式内的各计算值载荷系数k：试选kt=1.5。小齿轮传递的转矩tii=680964n·mm齿宽系数：由附表6.4选取=1。弹性影响系数ze：由课本附表6.4查得

21、ze=189.8。节点区域系数zh： zh= 2.5接触疲劳强度极限hlim：由课本附图6.6按硬齿面查得hlim1=hlim2=1000mpa应力循环次数n1=60n1jlh=60x68.298x1x(2x8x300x10)=1.967x108 n2= n1/i1=5.54x107接触疲劳寿命系数khn：由课本附图6.4查得khn1=0.95，khn2=0.98。接触疲劳许用应力h通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数sh=1.0h1 =hlim1 khn1/sh=1000×0.91/1.0mpa=950mpah2 =hlim2 khn2/sh=1000×0

22、.98/1.0mpa=980mpa因（h1+ h2）/2=950 mpa <1.23h2,故取h=950 mpab.计算(1) 试算小齿轮分度圆直径ddt1 2kt1（zhze）2(1)/（ h2）1/3= 2×1.5×680964×(3.55+1)/0.9×3.55×0.2372221/3mm=86.766mm(2)计算圆周速度v0.31m/s(3)计算齿宽与齿高比b/h：b/h11.56(4)计算载荷系数k：由v0.31m/s，查附图6.1,k=1.02 由附表6.2查得=1.0,由附表6.2查得使用系数=1参考附表6.3中6级精度公

23、式,估计>1.34=1.508取=1.55由附图6.2查得径向载荷分布系数=1.38载荷系数k=(5)按实际的载荷系数验算分度圆直径=88.3mm模数：m= d1/z1=88.3/26=3.396mm3.按齿根弯曲疲劳强度设计 (2) 确定公式中的参数3. 载荷系数kka=1 ka=1 kv=1.02 =1.38k=1x1.02x1x1.38=1.40762. 齿形系数yfa和应力修正系数ysa根据齿数z1=26,z2=92由表6-9相得yfa1=2.60 ysa1=1.595yfa2=2.196 ysa2=1.7823.许用弯曲应力f根据课本p136（6-53）式：f= flim ys

24、tynt/sf由课本图6-3查得：knf1=0.95, knf2=0.97flim1=flim2 =500mpa取sf1.44.计算两轮的许用弯曲应力f1=flim1 ystynt1/sf=0.95×500/1.4mpa=339mpaf2=flim2 ystynt2/sf =0.97x500/1.4mpa=346.4mpa5.确定ystynt/f：yst1ynt1/f10.01223；yst2ynt2/f20.01130；取大值。(2)计算齿轮模数：=3.26比较两种强度校核结果，确定模数为m3.5mm4.几何尺寸计算（5） 计算齿轮传动的中心矩aa=m (z1+z2)/2=2.5*

25、(26+130)/2=206.5mm（6） 计算齿轮分度圆直径：d1m*z191mmd2m*z2322mm（7） 计算齿轮齿宽：b191mm取b291mm，b196mm六. 轴的设计计算输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度217255hbs根据课本p235（10-2）式，并查表10-2，取c=110d110 (5.072/382.47)1/3mm=26.04mm2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配考虑带轮的结构要求及轴的刚度,取装带轮处轴径=30mm,按轴的结构要求,取轴承处轴径d=40mm（2）确定轴各段直径和长度初选深沟球轴承6308,d=40mm,b=23m

26、m整个轴的设计结构尺寸简图见下图:(3) 按弯矩合成应力校核轴的强度1.绘出轴的计算简图2.计算作用在轴上的力 小齿轮受力分析圆周力 ft12*t1d14707n径向力 fr1ft1*tan（an）cos1773n 轴向力 fa1ft1tan=1261n带传动作用在轴上的压力为q1585n计算支反力：水平面 rah=1272n rbh=ft1-rah=3435n垂直面因为mb=0,rav- rav =2863n因为f=0， rbv=-rav+q+fr1=-495n4.作弯矩图水平面弯矩：mch=-rbhx63.5=-218.1225n.m垂直面弯矩：mav=-qx97=-153.745n.mm

27、cv1=-qx(97+171.5)+ravx171.5=65.432n.mmcv2=rbvx63.5=31.4325n.m合成弯矩：ma=mav=-153.745n.mmc1=mch2+mcv12=227.725n.mmc2=mch2+mcv22=220.376n.m5.扭矩计算： t=126.644n.m6.当扭转剪切应力为脉动循环变应力时，取系数0.6计算弯矩为： mcad=md2+(t)2=75.9864nm mcaa=ma2+(t)2=171.498nm mcac1=mc12+(t)2=240.068nm mcac2=mc22+(t)2=233.108nm7.按弯矩合成应力校核轴的强度

28、由于轴材料选择45号钢，调质处理，查表得b=650mpa,-1=60mpa，t=30mpa由计算弯矩图可见,c1剖面的计算弯矩最大,该处的计算应力为:caa=mcaaw=15.4mpa<-1,故安全。d剖面的轴径最小,该处得计算应力为:cad=mcadw=28.1mpa<-1,故安全。中间轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度230hbs根据课本p235（10-2）式，并查表10-2，取c=110d45.614mm2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配按轴的结构要求,取轴承处轴径d=50mm,轴承处为最小直径处.用键连接高速轴大齿轮.（2）确定轴各段直径和长度

29、初选深沟球轴承6310,d=50mm,b=27mm整个轴的设计结构尺寸简图见下图:(4) 按弯矩合成应力校核轴的强度1.绘出轴的计算简图2.计算作用在轴上的力 齿轮的受力分析圆周力 径向力 4. 计算支反力 水平面内: 得 垂直面内 5.作弯矩图 水平面内 垂直面 合成弯矩: 6.作转矩图 7.作计算弯矩图 当扭转剪应力为脉动循环变应力时,取系数=0.61052076n.mm693154n.mm691539n.mm8.按弯矩合成力校核轴强度 轴的材料为45钢,调质,查表得拉伸强度极限,对称循环变应力时的许用应力b=60mpa由计算弯矩可见,c剖面的计算弯矩最大,该处的计算应力为: <b

30、safe.低速轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度230hbs根据课本p235（10-2）式，并查表10-2，取c=110d68.66mm2、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配按轴的结构要求,取轴承处轴径d=70mm,轴承处为最小直径处.用键连接高速轴大齿轮.（2）确定轴各段直径和长度初选深沟球轴承6214,d=70mm,b=24mm整个轴的设计结构尺寸简图见下图:(5) 按弯矩合成应力校核轴的强度1.绘出轴的计算简图2.计算作用在轴上的力 齿轮的受力分析圆周力 径向力 5. 计算支反力 水平面内: 得 垂直面内 5.作弯矩图 水平面内 垂直面 合成弯矩: 6.作转矩图

31、 7.作计算弯矩图 当扭转剪应力为脉动循环变应力时,取系数=0.6859626n.mm8.按弯矩合成力校核轴强度 轴的材料为45钢,调质,查表得拉伸强度极限,对称循环变应力时的许用应力b=60mpa由计算弯矩可见,c剖面的计算弯矩最大,该处的计算应力为: <b safe.七、滚动轴承的选择及校核计算1. 高速轴：选用型号为6308的深沟球轴承，其基本参数如下：轴承型号ddbcrcor630840902331.222.2对于左轴承，p13132.85n;对于右轴承，p2=3470.48n。lh325000h>15000h，故合格2. 中间轴：选用型号为6310的深沟球轴承，其基本参数

32、如下：轴承型号ddbcrcor6310501102747.535.6对于左轴承，p111541.65n;对于右轴承，p2=8786.37n。lh35600h>15000h，故合格3. 低速轴：选用型号为6214的深沟球轴承，其基本参数如下：轴承型号ddbcrcor6214701252446.837.5对于左轴承，p15693n;对于右轴承，p2=10234n。lh235600h>15000h，故合格八.键校核1. 高速轴：带轮处选用c型键，参数如下：键型号dbbhlc8*63gb/t1096-197930658763 p=5060,键的工作长度ll-b/259mm；kh/23.5m

33、m p40.886mpa<p,安全。2. 中间轴：选用a型键，参数如下：键型号dbbhl16*53gb/t1096-19797055161053 p=100120,键的工作长度ll-b37mm；kh/25mm p96.59mpa<p,安全。3. 低速轴：齿轮处选用a型键，参数如下：键型号dbbhl22*87gb/t1096-19798091221487 p=100130,键的工作长度ll-b65mm；kh/27mm,采用双键,则有 p86.4mpa<p,安全。联轴器选用a型键，参数如下：键型号dbbhl20*100gb/t1096-1979651102012100 p=100

34、130,键的工作长度ll-b80mm；kh/26mm p108.81mpa<p,安全。九.联轴器的选定联轴器的计算转矩：tcakat3484nm故选用zl5弹性柱销齿式联轴器，其参数如下：联轴器型号dlntzl56014240004000十.减速器的润滑v1=1.65m/s;v2=0.31m/s因为v <12m/s,所以齿轮采用油润滑，选用l-an68全损耗系统用油（gb443-1989），大齿轮浸入油中的深度约为12个齿高，且不少于10mm。对于轴承，因为v1<2m/s，故可以用脂润滑.由表14.2选用钙基润滑脂l-xaamha2(gb491-1987),只需填充

35、轴承空间的1/31/2,并在轴承内侧设档油环,使油池中的油不能进入轴承以致稀释润滑脂.f=4550nv=0.95m/sd=590mm总=0.8099p工作=5.339kwped=5.5kw电动机转速：nd =960r/min电动机型号y123m2-6i总=50.264v带传动比：i带=2.51i1=5.6i2=3.55n0 =960r/minni=382.47r/minnii=68.298r/minniii=19.23(r/min)p0=5.5kwpi=5.072kwpii=4.87kwpiii=4.677kwt0=53.11n·mti=126.644n·mtii=680.964n·mtiii=2322.691n·m小带轮基准直径为d1=125mm从动带轮基准直径d2d2 =315mm带速v：v=6.28m/s308mma0880mm取a0=500mmld=1800mma=545.575mm小带轮包角1=159.10>1200z=5根f0=161.13nq =1584.57n z1=26z2=146=150kt=1.5ti=126644n·mmnl1=1.102×109nl2=1.967×108znt1=0.91znt2=0.98h1=910mpah2=980mpa