机械设计基础课程设计-设计用于带式运输机传动系统的齿轮减速器.doc

合肥学院机械设计基础课程设计专业 粉体材料科学与工程班级 09粉体姓名 学号 指导老师 时间 2011年1月7日目 录设计任务书5一. 工作条件5二. 原始数据5三. 设计内容5四. 设计任务5五. 设计进度6传动方案的拟定及说明6电动机的选择6一. 电动机类型和结构的选择 7二. 电动机容量的选择 7三. 电动机转速的选择 7四. 电动机型号的选择 7传动装置的运动和动力参数 8一. 总传动比 8二. 合理分配各级传动比 8三. 传动装置的运动和动力参数计算 8传动件的设计计算 9一. 高速啮合齿轮的设计 9二. 低速啮合齿轮的设计14三. 滚筒速度校核16减速器轴的设计计算20一、主动轴的设计减速器滚动轴承的选择及寿命计算 26一、主动轴上的轴承选择键联接的选择及计算31联轴器的选择31加速其箱体及附件设计润滑与密封.32小结.32参考文献33机械设计课程设计任务书题目：设计用于带式运输机传动系统的齿轮减速器一 工作条件连续单向旋转、载荷平稳、室内工作、有粉尘(运输带与滚筒摩擦阻力影响已在f中考虑)。二 原始数据运输带工作拉力f（n）： 5000卷筒的直径d（mm）： 500运输带速度v（m/s）： 1.6运输带速度允许误差 5%使用年限（年）： 10工作制度（班/日）： 1生产条件： 中等规模机械厂，可加工7-8级齿轮及蜗轮；动力来源： 电力、三相交流380/220伏。电动机额定功率p 10kw电动机满载转速 1000r/min三 设计内容1. 电动机的选择与运动参数计算；2. 齿轮传动设计计算；3. 轴的设计；4. 滚动轴承的选择与校核；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。四 设计任务1. 减速器总装配图一张；2. 齿轮、轴零件图各一张；五 设计进度1、 第一阶段：传动方案的选择、传动件参数计算及校核、绘 制装配草图2、 第二阶段： 制装配图；3、 第三阶段：绘制零件图。传动方案的拟定及说明一个好的传动方案，除了首先满足机器的功能要求外，还应当工作可靠、结构简单、尺寸紧凑、传动效率高、成本低廉以及维护方便。要完全满足这些要求是很困难的。在拟订传动方案和对多种传动方案进行比较时，应根据机器的具体情况综合考虑，选择能保证主要要求的较合理的传动方案。根据工作条件和原始数据可选方案二，即展开式二级圆柱齿轮传动。因为此方案工作可靠、传动效率高、维护方便、环境适应行好，但也有一缺点，就是宽度较大。其中选用斜齿圆柱齿轮，因为斜齿圆柱齿轮兼有传动平稳和成本低的特点，同时选用展开式可以有效地减小横向尺寸。示意图如下： 1电动机；2联轴器；3齿轮减速器；4联轴器；5鼓轮；6带式运输机实际设计中对此方案略微做改动，即：把齿轮放在靠近电动机端和滚筒端。（其他们的优缺点见小结所述）电动机的选择 (以下公式引用自1p 78)一. 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，无特殊要求。所以选用常用的封闭式y系列三相异步交流的电动机。其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、价格低等优点。二. 电动机容量的选择1. 工作机所需功率pw 知f=5000 n v=1.6m/s 所以2. 电动机的输出功率3. 确定电动机额定功率因为应等于或稍大于。故选择=10kw的电动机。三. 电动机转速的选择error! no bookmark name given.工作机滚筒的转速=60*1000*1.6/（3.14*500）=61.15r/min因为两极传动的总传动比最好不要超过20，故电动机的同步转小于等于*20=1223r/min,同时总传动比应越接近20越好。故选同步转速为1000r/min的电动机。四. 电动机型号的确定根据上面步骤的计算，查表选出电动机型号为y160l-6,其额定功率为11kw，满载转速970r/min。基本符合题目所需的要求。 （1p279表27-1）传动装置的运动和动力参数 一. 总传动比由电动机的满载转速和工作机主动轴转速可确定传动装置应有的总传动比为：/其中 =970r/min61.15r/min故：15.86二. 合理分配各级传动比由于减速箱是展开式布置，所以选 。由=15.86，得=4.54， =3.49三. 传动装置的运动和动力参数计算1. 各轴转速 高速轴：=970r/min 中间轴：=/=970/4.54=213.7r/min 输出轴：=/=213.7.00/3.49=61.23r/min2. 各轴输入功率计算 =8.94*0.99=8.851kw =8.851*0.99*0.97=8.500kw =8.500*0.99*0.97=8.162kw3. 各轴的输入转矩 电动机转矩t=9550/=9550*8.94/970n.m=88.018 n.m =9550/=9550*8.851/970 n.m =87.141 n.m =9550/=9550*8.500/213.7 n.m =379.855 n.m =9550/=9550*8.162/61.23 n.m =1273.021 n.m附：各轴转速、输入功率、输入转矩项 目电动机轴高速轴i中间轴ii输出轴iii鼓 轮转速（r/min）970970213.761.2361.15功率（kw）108.8518.5008.1628转矩（nm）88.01887.141379.8551273.021510.499传动比114.543.491效率10.990.96030.96030.9801传动件的设计计算一. 高速啮合齿轮的设计1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1） 按方案（2）所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。2） 运输机为一般工作机器，速度不高，故精度等级选用7级精度（gb10095-88）；3） 材料及热处理；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。4） 试选小齿轮齿数20，大齿轮齿数97；5） 选取螺旋角。 初选螺旋角142 按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即 1） 确定公式内的各计算数值（1） 试选kt1.6（2） 计算小齿轮传递的转矩 =87.141n.m（3） 由图1030选取区域系数 2.433（4） 由表107选取齿宽系数 1（5） 由图1026查得 0.75，0.875， 则 （6） 由表106查得材料的弹性影响系数 189.8（7） 由图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限600mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限550mpa；（8） 由式1013计算应力循环次数60j609701（830010）1.396h /1.382/4.54=3.077h（9） 由图1019查得接触疲劳寿命系数0.95；1.07（10） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数s1，由式（1012）得 0.95600mpa570mpa 1.07550mpa588.5mpa ()/2(570+588.5)=579.25mpa2） 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径,=mm=35.73mm（2） 计算圆周速度v=1.8m/s（3） 计算齿宽b及模数b=135.73mm=35.73mm=1.73h=2.25=2.251.73mm=3.89mmb/h=35.73/3.89=9.19（4） 计算纵向重合度 （5） 计算载荷系数k 已知载荷平稳，所以取ka=1根据v=1.8m/s,7级精度，由图108查得动载系数=1.07；由表104查的的计算公式和直齿轮的相同。故 =1.12+0.18(1+0.61)11+0.231035.73=1.586由表1013查得 =1.33由表103查得= =1.4。故载荷系数 k=11.071.421.4=2.13（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 =mm=39.31mm（7） 计算模数 =mm=1.91mm3 按齿根弯曲强度设计由式(1017) 1） 确定计算参数（1） 计算载荷系数k= =11.071.331.4=1.99（2） 根据纵向重合度=0.318120tan14=1.586，从图1028查得螺旋角影响系数 0.88（3） 计算当量齿数 =/cos=20/cos14=21.89 =/cos=97/cos14=103.99（4） 查取齿型系数由表105查得=2.724；=2.175（5） 查取应力校正系数由表105查得=1.569；=1.793（6） 计算由图（10-20c）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500mpa=380mpa（7） 由图（10-18）查得弯曲疲劳寿命系数 =0.88=0.91（8） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4，由式（10-12）得：=314.29mpa=247mpa（9） 计算大、小齿轮的并加以比较=0.01360=0.01579 大齿轮的数值大2） 设计计算 =1.34对比计算结果，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=1.5，则=23.11取=27，则=274.873=1314 几何尺寸计算1) 计算中心距a=122.13mma圆整后取122mm2) 按圆整后的中心距修正螺旋角=arcos=13.76由于值改变不大，故参数、等不大，不用修正3) 计算大、小齿轮的分度圆直径=41.695mm=202.306mm4) 计算齿轮宽度 b=mm=41.695mm圆整后取=42mm，=47mm5 结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。具体结构略。二. 低速啮合齿轮的设计（以下引用公式均为2第十章）1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1） .试选小齿轮齿数25，大齿轮齿数94；其他参数和上对齿轮一样2 按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即 1） 确定公式内的各计算数值（1） 计算小齿轮传递的转矩=141.505n.m（2） 由图1026查得0.778，0.884，则（3） 由式1013计算应力循环次数60j60197.001（830010）2.837h/2.837/3.749=7.566（4） 由图1019查得接触疲劳寿命系数1.07；1.16。（5） 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1，安全系数s1，由式（1012）得1.07600mpa642mpa1.16550mpa638mpa()/2(642+638)mpa=640mpa 其他数据和上对齿轮的数据一样2） 计算（1） 试算小齿轮分度圆直径mm=56.43mm（2） 计算圆周速度v=0.58m/s（3） 计算齿宽b及模数b=156.74mm=56.43mm=2.19h=2.25=2.252.19mm=4.93mmb/h=56.43/4.93=11.45（4） 计算纵向重合度 =1.982（5） 计算载荷系数k 已知载荷平稳，所以取ka=1根据v=0.58m/s,7级精度，由图108查得动载系数=1.035；由表104查的的计算公式和直齿轮的相同。故 =1.12+0.18(1+0.61)1+0.231056.74=1.42由图1013查得 =1.33由表103查得= =1.4。故载荷系数 k=11.0351.41.42=2.06（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得 =mm=61.39mm（7） 计算模数 =mm=2.38mm3 按齿根弯曲强度设计由式(1017) 1） 确定计算参数（1） 计算载荷系数k= =11.0351.41.35=1.96（2） 根据纵向重合度=1.982，从图1028查得螺旋角影响系数 0.88（3） 计算当量齿数 =/cos=25/cos14=27.37 =/cos=94/cos14=102.90（4） 查取齿型系数由表105查得=2.564；=2.178（5） 查取应力校正系数由表105查得=1.637；=1.792（6） 图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 =0.91=0.93（7） 图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 =0.91=0.93（8） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4，由式（10-12）得：=325mpa=252.43mpa（9） 计算大、小齿轮的并加以比较=0.01291=0.01546 大齿轮的数值大。2） 设计计算=1.90mm对比计算结果，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=2，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分度圆直径=61.39mm应有的齿数。于是由=29.28取=32，则=323.749=1204. 几何尺寸计算1） 计算中心距a=156.65mma圆整后取157mm2） 按圆整后的中心距修正螺旋角=arcos=14.50由于值改变不大，故参数、等不用修正。3） 计算大、小齿轮的分度圆直径=66.105mm=247.895mm4） 计算齿轮宽度 b=d=mm=66.105mm圆整后取=75mm，=70mm5 .结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。具体结构见零件图三. 滚筒速度校核滚筒实际速度速度误差故齿轮设计符合要求= 8kw0.8958.94kw=10kw电动机型号：y160l-615.86=4.54=3.49=970r/min=213.7r/min=61.23r/min=8.851kw=8.500kw=8.162kwt=88.018 n.m=87.141 n.m=379.855n.m=1273.021 n.m7级精度209714kt1.6=87.141n.m2.43311.625189.8=579.25mpa35.73mm=1.73k=2.1339.31mm=1.91mmk=1.990.88=2.724=2.175=1.569=1.793大齿轮的=0.015791.34=1.5=27=131a=122mm=13.76=41.695mm=202.306mm=42mm=47mm2594=141.505n.m=640mpa=56.43mm=2.19=1.982k=2.06=61.39mm=2.38mmk=1.960.88=2.564=2.178=1.637=1.792大齿轮的=0.015461.90mm=2=32=120a=157mm=14.50=66.105mm=247.895mm=75mm=70mm实际速度 速度误差 符合要求七、减速器轴的设计计算 从动轴设计 1、选择轴的材料 确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查3表11-1可知得 b=650mpa, s=360mpa, -1b=60mpa查3表11-3，取c=126，由式11-2得： dc(p/n)1/3=126(4.15/300)1、3=30.25mm考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，应将该轴断直径增大3%，即d=30.251.03=31.2mmm，取标准直径得d=35mm齿轮所受的转矩：t=9.55106p/n=9.551064.15/300=132108nmm2、齿轮作用力求圆周力：ft=2t2/ d2=2132108/200=1321.08nd=22mmt=43074nmmft=1723nfr=627nft=1.72nfr=0.63n七、减速器轴的设计计算 从动轴设计 1、选择轴的材料 确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查3表11-1可知得 b=650mpa, s=360mpa, -1b=60mpa查3表11-3，取c=126，由式11-2得： dc(p/n)1/3=126(4.15/300)1、3=30.25mm考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，应将该轴断直径增大3%，即d=30.251.03=31.2mmm，取标准直径得d=35mm齿轮所受的转矩：t=9.55106p/n=9.551064.15/300=132108nmm2、齿轮作用力求圆周力：ft=2t2/ d2=2132108/200=1321.08n求径向力： fr=fttan=1321.08tan20。=480.83n3、轴的结构设计 轴结构设计时，需要考虑轴系中相配零件的尺寸以及轴上零件的固定方式，按比例绘制轴系结构草图。 （1）、联轴器的选择 可采用弹性柱销联轴器，查2表9.4可得联轴器的型号为hl3联轴器：3582 gb5014-85（2）、确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位 （3）、确定各段轴的直径将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配，考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=45mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.(4) 选择轴承型号.由1p270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:轴承宽度b=19,安装尺寸d=52,故轴环直径d5=52mm.(5）确定轴各段直径和长度段： d1=35mm 长度取l150mmii段： d2=40mm 初选用6209深沟球轴承，其内径为59=45mm,宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取套筒长为20mm，通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，为此，取该段长为55mm，安装齿轮段长度应比轮毂宽度小2mm,故ii段长：l2=（2+20+19+55）=96mmiii段： d3=45mm l3=l1-2=50-2=48mm段： d4=50mm长度与右面的套筒相同，即l4=20mm段： d5=52mm. 长度l5=19mm由上述轴各段长度可算得轴支承跨距l=96mm(6)按弯矩复合强度计算求分度圆直径：已知d=200mm求转矩：已知t=132.11求圆周力：ft=2t/d=2132.11/200=1.32n求径向力frfr=fttan=1.32tan200=0.48n因为该轴两轴承对称，所以：la=lb=48mm主动轴的设计1、选择轴的材料 确定许用应力选轴的材料为45号钢，调质处理。查2表13-1可知：b=650mpa,s=360mpa,查2表13-6可知：b+1=215mpa 0=102mpa, -1=60mpa2、按扭转强估算轴的最小直径单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：dc (p/n)1/3查2表13-5可得，45钢取c=126则d126(4.33/960)1/3mm=20.81m考虑键槽的影响以系列标准，取d=22mm3、齿轮上作用力的计算齿轮所受的转矩：t=9.55106p/n=9.551064.33/960=43074n齿轮作用力： 圆周力：ft=2t/d=243074/50n=1723n径向力：fr=fttan200=1723tan200=627n 确定轴上零件的位置与固定方式单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。齿轮靠油环和套筒实现 轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定 ，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，4.确定轴的各段直径和长度初选用6206深沟球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm.。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为20mm，则该段长36mm，安装齿轮段长度为轮毂宽度为2mm。(2)按弯扭复合强度计算求分度圆直径：已知d=50mm求转矩：已知t=43.07nm求圆周力ft：ft=2t/d=243.07/50=1.72n求径向力fr：fr=fttan=1.72tan200=0.63n两轴承对称la=lb=50mm八、减速器滚动轴承的选择及寿命计算 从动轴上的轴承根据根据条件，轴承预计寿命lh=530028=24000h 由初选的轴承的型号为: 6209, 查1表14-19可知:d=55mm,外径d=85mm,宽度b=19mm,基本额定动载荷cr=31500n, 基本静载荷cor=20500n（1）已知n2=300 r/min两轴承径向反力：fr1=fr2=fr=fttan200=2t/d tan200=1748.5n根据课本2p265（11-12）得轴承内部轴向力fs=0.63fr则fs1=fs2=0.63fr1=0.63x1748.5=1101.555n(2) fs1+fa=fs2 fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端fa1=fs1=fa2=fs2=1101.6n(3)求系数x、yfa1/fr1=1101.6/1748.5=0.96fa2/fr2=1101.6/1748.5=0.96fa1/cor=1101.6/20500=0.054根据课本3表（12-6）得e=0.26fa1/fr1 e，查表12-6，可得 x=0.56 y=1.71 (4)计算当量载荷p1、p2根据课本312-7,取fp=1.5，由式12-7得p=fp(xfr+yfa)=1.5(0.561748.5+1.711101.6)=4294.3n (5)轴承寿命计算深沟球轴承=3 由课本12-6表得ft=1根据手册得6209型的cr=31500n由课本 312-3式得lh=106(ftcr/p)/60n=106(131500/4294)3/60x300=219311 h 48000h 预期寿命足够 主动轴上的轴承选择(1)由初选的轴承的型号为:6206 查1表14-19可知:d=30mm,外径d=62mm,宽度b=16mm,基本额定动载荷cr=19500n本静载荷cor=11150n 查2表10.1可知极限转速13000r/min根据根据条件，轴承预计寿命lh=1030028=48000h （1）已知n1=960(r/min)两轴承径向反力：fr1=fr2= fr=fttan200=2t/d tan20=1045.18根据课本1（11-12）得轴承内部轴向力fs=0.63fr 则fs1=fs2=0.63fr1=0.63x1045.18=658.46n(2) fs1+fa=fs2 fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端fa1=fs1= fa2=fs2=658.46 n(3)求系数x、yfa1/fr1=658.46/1045.18=0.63fa2/fr2=658.46/1045.18=0.63fa1/cor =658.46/11150=0.06根据课本3表（12-6）得e=0.26fa1/fr1e fa2/fr2e 查表12-6，可得 x=0.56 y=1.71(4)计算当量载荷p1、p2根据课本312-7,取fp=1.5，由式12-7得p= fp(xfr+yfa) =1.5(0.561045.181.71658.46)=2566.9n(5)轴承寿命计算p1=p2 故取p=2566.9n深沟球轴承=3 由课本 312-5表得ft=1根据手册得6206型的cr=19500n由课本12-3式得lh=106(ftcr/p)/60n=106(119500/2566.9)3/60x960=21931148000h 预期寿命足够 九、键联接的选择及计算1根据轴径的尺寸，由1中表12-6高速轴(主动轴)与v带轮联接的键为：键836 gb1096-79大齿轮与轴连接的键为：键 1445 gb1096-79轴与联轴器的键为：键1040 gb1096-792键的强度校核 大齿轮与轴上的键 ：键1445 gb1096-79bh=149,l=45,则ls=l-b=31mm圆