机械设计课程设计-一级斜齿圆柱齿轮设计F2700，V1.7，D450.doc

机械设计课程设计各专业全套优秀毕业设计图纸课程设计说明书 课程名称： 机械设计 设计题目： 带式输送机课程设计说明书 专 业：机械设计制造及其自动化班级：机设1204学生姓名: 黄建龙 学 号: 1212110101 指导教师: 汤迎红 湖南工业大学科技学院教务部 制2014年 12月 25日目录摘 要- 1 -一、 传动方案- 2 -4. 该方案的优缺点- 2 -二、 电动机选择- 4 -三、 总传动比确定及各级传动比分配- 6 -四、 带传动设计与计算- 8 -五、 一级斜齿圆柱齿轮减速器设计与计算。- 14 -六、 轴的设计计算- 27 -七、 键联接的选择和校核- 35 -八、 滚动轴承的选择与计算- 36 -九、 箱体的设计- 38 -十、 润滑与密封说明- 40 -十一、 拆装和调整的说明- 41 -十二、 减速箱体的附件说明- 42 -十三、 参考文献- 43 -i摘 要机械设计课程设计是在完成机械设计课程学习后，一次重要的实践性教学环节。是高等工科院校大多数专业学生第一次较全面的设计能力训练，也是对机械设计课程的全面复习和实践。其目的是培养理论联系实际的设计思想，训练综合运用机械设计和有关选修课程的理论，结合生产实际分析和解决工程实际问题的能力，巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识。本次设计的题目是带式运输机的减速传动装置设计。根据题目要求和机械设计的特点作者做了以下几个方面的工作：决定传动装置的总体设计方案，选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数，传动零件以及轴的设计计算，轴承、联接件、润滑密封和联轴器的选择及校验计算， 机体结构及其附件的设计和参数的确定，绘制装配图及零件图，编写计算说明书。 关键词：减速器 带式运输机 机械设计 疲劳强度 1、 传动方案1. 外传动为v带传动2. 减速器为一级斜齿圆柱齿轮3. 传动示意图：原始数据输送带拉力（n）输送带速度（m/s）滚筒直径（mm）每日工作时数（h）工作年限（年）27001.745024104. 该方案的优缺点 该工作机有轻微振动，由于v带有缓冲吸振能力，采用v带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用v带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器为一级斜齿圆柱齿轮减速，这是减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为y系列三相交流异步电动机，效率水平较高，起动性能较好，噪声低振动小，防护性能较好，运行可靠使用寿命长。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。2、 电动机选择原始数据如下：输送带的牵引力f=2700n输送带工作速度v=1.7m/s滚筒的直径d=450mm电动机型号选择运输机所需功率pw=fv/1000=(27001.7/1000)kw=4.59kw取1=0.96（带传动效率）2=0.98（转轴效率）3=0.97（齿轮传动效率）4=0.99（联轴器效率）5=0.96（滚筒效率）总=122 3 45=0.85电动机功率 pd=pw / 总=5.4kw滚筒轴转速 nw =60v/(d) = 72.2r / min根据合理的传动比范围，去v带传动比i1=24，单级齿轮传动比i2=35，则合理传动比i=620电动机转速 nd=inw已知i总=620所以电动机转速可选范围nw=(433.21444)r/min现有如下两个电动机可供选择方案电动机型号额定功率电动机转速传动装置总传动比同步转速异步转速1y132m2-65.5100096013.292y132s-45.51500140019.94综合考虑，选择方案1中的y132m2-6型号的电动机。3、 总传动比确定及各级传动比分配分配原则：各级传动尺寸协调，承载能力接近。初选齿轮传动比i2=4，则v带传动比i1=3.32各轴的转速i轴 ni=nm/i=960r/min轴 n=ni/i1=289.2r/min轴 n=n/i2=72.3r/min各轴的功率i轴 pi=pd=5.4kw轴 p=pi1=5.18kw轴 p=p23=4.93kw滚筒轴 p滚=p24=4.78kw各轴输入转矩i轴 ti=td=9550pd/nm=53.72nm轴 t=tii11=171.22nm轴 t=tiii223=651.03nm滚筒轴 t滚=t24=631.63nm运动和动力参数计算结果整理于下表：轴名电动机轴轴轴轴滚筒轴转速n960289.272.372.372.3功率p5.55.45.184.934.78扭矩t53.7253.72171.22651.03631.63传动比13.32414、 带传动设计与计算（1） 已知条件和设计内容设计v带传动时的已知条件包括：带传动的工作条件；传动位置与宋体尺寸限制；所需传递的额定功率p；小带轮转速n1；大带轮转速n2或传动比i。设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带轮的材料、基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力，张紧装置等。带传动的设计准则：在不打滑的条件下，具有一定的疲劳强度和寿命。在不打滑的条件下，具有一定的疲劳强度和寿命。（2） 确定计算功率 工作情况为：运转方向不变，工作载荷稳定。查表8-8，所以选用ka=1.4计算功率为pca=kap=1.45.5kw=7.7kw（3） 选择v带带型根据计算功率pca与小带轮转速n1，从图8-11选择v带型号为a型（4） 确定带轮的基准直径dd并验算带速v初选小带轮的基准直径dd根据v带的带型，参考表8-7和表8-9初选小带轮基准直径dd1=125mmv=dd1n1/(601000)=6.28m/s因为5m/sv30m/s，故带速合适dd2=idd1=415mm参考表8-9，取标准值dd2=400mm（5） 确定中心距a，并选择v带的基准长度ld根据式0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)初选中心距a0=550mm所需带的基准长度:ld02a0+/2(dd1+dd2)+(dd1-dd2)2/(4a0)=1959mm带的基准长度ld根据ld0由表8-2选取带基准长度ld0=1940mm实际中心距aa0+(ld-ld0)/2=541mm由式 amin=a-0.015ld amax=a+0.03ld确定中心距的变化范围为512599mm（6） 验算小带轮上的包角11180-(dd1-dd2)27.3/a=151120（7） 计算带的根数 计算单根带的额定功率pr由dd1=125mm和n1=960r/min，查表8-4得p0=1.37kw根据n1=960r/min，i=3.32和a型带，查表8-4得p0=0.11kw查表8-6得k=0.92，查表8-2得kl=1.02于是=1.39kw计算v带的根数z=5.53取6根（8） 计算单根带的初拉力f0由表8-3得a型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以=179n（9） 计算压轴力fp=2075n（10） 主要设计结论选用a型普通v带6根，带基准长度1940mm，带轮基准直径dd1=125mm，dd2=400mm，中心距控制在a=512599mm，单根带初拉力f0=179n。5、 一级斜齿圆柱齿轮减速器设计与计算。（1） 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。选用斜齿圆柱齿轮传动选择小齿轮材料为40cr（调质）齿面硬度280hbs，大齿轮材料为45钢（调质）齿面硬度240hbs带式输送机为一般工作机器，选用7级精度选小齿轮齿数z1=25，大齿轮齿数z2=uz1=100初选螺旋角=14压力角=20（2） 按齿面接触疲劳强度设计由下式计算小齿轮分度圆直径，即d1t确定公式中各项参数的值试选载荷系数kht=1.3由图10-20查取区域系数zh=2.433计算转矩t1=9.55106p/n1=9.948104nmm由表10-7得齿宽系数d=1由表10-5查得材料弹性影响系数ze=189.8(mpa)1/2 由下式计算接触疲劳强度用重合度系数zz=20.562=29.675=23.297=1.658=1.984z=0.428由式()可得螺旋角系数z=0.985则小齿轮分度圆直径d1t=35.519mm计算接触疲劳许用应力由上图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为=600mpa，=550mpa由式()计算应力循环次数=5.046109=1.261109由图10-23查取接触疲劳寿命系数khn1=0.90，khn2=0.95取失效概率为1%、安全系数s=1，则=540mpa=523mpa取h1与h2中较小着为该齿轮副接触疲劳许用应力h=h2=523mpa调整小齿轮分度圆直径圆周速度v=0.538m/s齿宽b=35.519mm由表10-2查得使用系数ka=1根据v=0.538m/s，7级精度，查取上图得动载系数kv=1.10齿轮的圆周力=5.601103n=157.70n/mm100n/mm查取表10-3 得齿间载荷分配系数kh=1.2查取表10-4 用插值法查得7级精度、小齿轮相对轴承非对称布置时，kh=1.309则载荷系数为=1.571由式()，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径=37.833mm及对应的齿轮模数（3） 按齿根弯曲疲劳强度设计计算齿轮模数由下式计算齿轮模数，即确定公式中的各参数值试选载荷系数kft=1.3由式()，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数y由式()可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数y计算由当量齿数，查图10-17，得齿形系数yfa1=2.62、yfa2=2.22由图10-18查得应力修正系数ysa1=1.6、ysa2=1.78由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为=500mpa，=380mpa由图10-22查得弯曲疲劳寿命kfn1=0.85，kfn2=0.88去弯曲疲劳安全系数s=1.4.则因为大齿轮的大于小齿轮，所以取=则轮齿模数为调整轮齿模数计算实际载荷系数前的数据准备则圆周速度 齿宽 齿高h及宽高比b/h计算实际载荷系数kf根据v=0.562m/s，7级精度由图10-8查得动载系数kv=1.00由 =144.23n/mm100n/mm查取表10-3 得齿间载荷分配系数kf=1.1查取表10-4 用插值法查得7级精度、小齿轮相对轴承非对称布置时，kh=1.34则载荷系数为=1.578由式()，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数 对比计算结果，由吃面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根根弯曲强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取m=2，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d1=37.833mm来计算小齿轮的齿数，及取z1=23，则z2=uz1=423=92（4） 几何尺寸计算计算中心距 考虑模数从1.633mm增大圆整至2mm，为此将中心距减小圆整为118mm按圆整后的中心距修正螺旋角计算大小分度圆直径计算齿轮宽度取b2=58mm，b1=53mm（5） 圆整中心距后的强度校核 齿面接触疲劳强度校核 求出上式各值kh=1.571，t1=9.948104nm，d1=47.21mm，u=4，ze=189.8(mpa)1/2，z=0.428，=0.985，zh=2.433则 满足吃面接触疲劳硬度条件 齿根弯曲强度的校核 求出上式各值1.578、t1=9.948104nm、yfa1=2.62、yfa2=2.22、ysa1=1.6、ysa2=1.78、=12.958、z1=23、mn=2 齿根弯曲强度满足要求，且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮（6） 主要设计结论齿数z1=23,z2=92,模数m=2,压力角=20,螺旋角=12.958,中心距a=118mm,b2=58mm,b1=53mm小齿轮选用40cr调质,大齿轮选用45钢调质，齿轮按7级精度设计。6、 轴的设计计算由前面的计算可知：电动机功率p7.5kw，转速n1440r/min，v带传动比i带=2.81；齿轮传动参数列表如下：齿轮序号齿数z模数mm齿宽b/mm螺旋角齿向分度圆直径d/mm12325312.958右旋47.2129225812.958左旋118.80（1） 高速轴的结构设计：根据工作条件选择轴材料并确定所需要最小直径由机械设计手册，选取轴的材料为45钢，调质处理，抗拉强度：b650 mpa；许用弯曲应力：1=60mpa；弯曲疲劳极限：1=270 mpa；确定轴上零件的装配方案：计算齿轮受力转矩： t1=9.55106p/n2=9.551067.2/512.45=1.3105nmm圆周力：ft=2t1/d1=21.3105/56=4814.8n径向力：fr=fttan/cos=4814.8tan20/cos13.1=1799.26n轴向力：fa=fttan=1799.26tan13.1=418.7n估计轴的最小直径，选用联轴器型号。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取a=110，于是得da=110=27.77mm输出轴的最小直径dmin显然是安装联轴器处轴的直径(参见图)。考虑轴上有一键槽，将轴径增大3，即dmin=27.77（1+0.03）=28.06mm。取dmin=29mm.为使dmin。与联轴器孔径相适应，需同时选联轴器型号。为补偿轴的可能位移，选择弹性柱销联轴器，其计算转矩tca=kat1，查表，考虑工作转矩变化很小，故取ka13，则tca=kat1=1.31.3105=1.69105nmm 按照计算转矩tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准gb/t50142003，选用hl4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为650nmm，半联轴器的孔径为55mm，半联轴器的长度为112mm，与轴配合的毂孔长度为84mm。 轴的结构设计 a拟定轴上零件的装配方案。本题的装配方案，已在前面分析比较，如图所示的装配方案，轴的结构简图如图所示。 b根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度。具体步骤如下： 联轴器处轴段的直径d1和长度l1：由所选联轴器毂孔直径可知d160；为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，l1应比联轴器毂孔长度略短，故取l180mm。 左端轴承端盖处轴段的直径d2和长度l2：因联轴器右端用轴肩定位，按dl60mm，轴肩高度h(00701) d14.26mm，取h6mm，则d2(60+2x 6)mm72mm。故l2=96mm。 轴承处轴段3及轴段6的直径d3、d7和长度l3、l7：因轴承同时承受径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，为便于轴承从左端装拆，轴承内径d3应稍大于d2，并符合滚动轴承标准内径，故取d377mm，初定轴承型号为30215.两端轴承相同，故取d677mm。l340mm。右端l6t78mm。 齿轮处轴段的直径d4和长度l4：d4 =111,取l425mm。 轴环处轴段的直径 和长度l5：考虑齿轮从左端装入，齿轮孔径应稍大于轴承处直径d3，并取标准直径(gb282281)，故取d4111mm。根据轴段长度比齿轮轮毂宽度小2mm，而齿轮宽b105mm，故确定l4(111一2)mm109mm。 c轴上零件的周向定位。齿轮、半联轴器与轴的周向固定均采用a型普通平键联接。齿轮处按d5=109mm，采用键20x70gbt109679，截面尺寸bxh=28x16，为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为h7m6；轴器处按d50，采用键14x70gbt109679，截面尺寸bxh28x16，半联轴器与轴的配合为h7k6。 滚动轴承与轴的周向固定是借过渡配合来保证的，此处滚动轴承内圈与轴的配合采用基孔制，轴的直径尺寸公差为m6。 d确定轴上圆角和倒角尺寸。参考表各轴肩处的圆角半径如图所示取轴端倒角为2x45求轴上载荷 a定跨距。在确定轴承支点位置时，应从轴承标准中查取a值，对于30313型圆锥滚子轴承，查得d29mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距l2+l3(62+3829)十(40十10+99+3629)mm(71+156)mm227mm b作轴的计算简图并求轴的支反力。根据轴的结构简图，作出轴的计算简图水平面的支反力垂直面的支反力求支座反力： 水平面支反力： 垂直面支反力： c 作弯矩图及转矩图水平面弯矩图如图所示 mh=rbhxl2=800x40nmm=32000 nmm垂直面弯矩图如图所示mv1=rbvxl2=70x40 nmm=2800 nmm ；mv2=rdvxl3=525x71 nmm=37275 nmm合成弯矩图如图所示 = 32122.3 nmm ； = 49126.6 nmm转矩图如图所示 t=222514 nmm当量弯矩图如图所示 =32124 nmm ； me2=m2=49126.6 nmm按弯扭合成应力校核轴的强度。由轴的结构简图及当量弯矩图可知截面c处当量弯矩最大，是轴的危险截面。进行校核时，通常只校核轴上承受最大当量弯矩的截面的强度，则 e=me1/w =591853/0.1x713mpa16.54mpa前面已查得155mpa。因此dc1，故安全。（2） 低速轴的结构设计：1）根据工作条件选择轴材料并确定所需要最小直径低速轴上的功率： p3=p1 r g = 6.84kw确定轴上零件的装配方案：2)计算齿轮受力转矩：t2=9.55106/n=6.849.55106/170.53=383052nmm 圆周力： ft=2t2/d2=2383052/168=4560n径向力：fr=fttan/cos=4560tan20/cos13.1=1704.1n轴向力：fa=fttan=4560tan13.1=1061n3)估计轴的最小直径，选用联轴器型号。取a110，得：选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取a=110，于是得 da=110=37.6mm输出轴的最小直径dmin显然是安装联轴器处轴的直径(参见图)。考虑轴上有一键槽，将轴径增大3，即dmin=37.6（1+0.03）=38.7mm。取dmin=37mm. 为使dmin。与联轴器孔径相适应，需同时选联轴器型号。为补偿轴的可能位移，选择弹性柱销联轴器，其计算转矩tcakat2，查表，考虑工作转矩变化很小，故取ka13，则tcakat213x383052nm=497967.6nmm 按照计算转矩tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准gb/t501485，选用hl3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为650nmm，半联轴器的孔径为50mm，半联轴器的长度为112mm，与轴配合的毂孔长度为80mm。 4)轴的结构设计 a拟定轴上零件的装配方案。本题的装配方案，已在前面分析比较，如图所示的装配方案，轴的结构简图如图所示。 b根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度。具体步骤如下： 联轴器处轴段的直径d1和长度l1：由所选联轴器毂孔直径可知d160；为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，l1应比联轴器毂孔长度略短，故取l180mm。 左端轴承端盖处轴段的直径d2和长度l2：因联轴器右端用轴肩定位，按dl60mm，轴肩高度h(00701) d14.26mm，取h6mm，则d2(60+2x 6)mm72mm。故l2=96mm。 轴承处轴段3及轴段6的直径d3、d7和长度l3、l7：因轴承同时承受径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，为便于轴承从左端装拆，轴承内径d3应稍大于d2，并符合滚动轴承标准内径，故取d377mm，初定轴承型号为30215.两端轴承相同，故取d677mm。l340mm。右端l6t78mm。 齿轮处轴段的直径d4和长度l4：d4 =111,取l425mm。 轴环处轴段的直径 和长度l5：考虑齿轮从左端装入，齿轮孔径应稍大于轴承处直径d3，并取标准直径(gb282281)，故取d4111mm。根据轴段长度比齿轮轮毂宽度小2mm，而齿轮宽b105mm，故确定l4(111一2)mm109mm。 c轴上零件的周向定位。齿轮、半联轴器与轴的周向固定均采用a型普通平键联接。齿轮处按d5=109mm，采用键20x70gbt109679，截面尺寸bxh=28x16，为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为h7m6；轴器处按d50，采用键14x70gbt109679，截面尺寸bxh28x16，半联轴器与轴的配合为h7k6。 滚动轴承与轴的周向固定是借过渡配合来保证的，此处滚动轴承内圈与轴的配合采用基孔制，轴的直径尺寸公差为m6。 d确定轴上圆角和倒角尺寸。参考表各轴肩处的圆角半径如图所示取轴端倒角为2x455)求轴上载荷 a定跨距。在确定轴承支点位置时，应从轴承标准中查取a值，对于30313型圆锥滚子轴承，查得d29mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距l2+l3(62+3829)十(40十10+99+3629)mm(71+156)mm227mm b作轴的计算简图并求轴的支反力。根据轴的结构简图，作出轴的计算简图水平面的支反力垂直面的支反力水平面支反力： 垂直面支反力： ；rdv=fr-rbv=480c 作弯矩图及转矩图水平面弯矩图如图所示 mh=rbhxl2 =71184 nmm垂直面弯矩图如图所示mv1=rbvxl2=49536 nmm ； mv2=rdvxl3=19200 nmm合成弯矩图如图所示 =86723.6 nmm ； =73727.9 nmmt=1340924 nmm =674503nmm ； me2=m2=73727.9 nmm合成弯矩图如图所,示转矩图如图所示,当量弯矩图如图所示:5)按弯扭合成应力校核轴的强度。由轴的结构简图及当量弯矩图可知截面c处当量弯矩最大，是轴的危险截面。进行校核时，通常只校核轴上承受最大当量弯矩的截面的强度，则 e=me1/w =591853/0.1x713mpa16.54mpa 前面已查得155mpa。因此dce,则x=0.56，y=2.08。所以当量动载荷 pr=xfr+yfa=0.561770+2.08720=2490n.由表取温度系数和载荷系数分别为fr=1,fd=1.2,则：cr=fdp/ft(60nl10h/1000000)=30300n.低速轴d5，d2处用30215型轴承，d=50mm, 高速轴：试选30210轴承，轴颈直径d=35mm,转速n=512.45r/min,径向载荷fr=1870n,fa=820n,预期使用寿命87600h.由手册查得cr=45300n,c0r=27500n,则：fa/c0r=820/27500=0.029 fa/fr=820/1870=0.438.由表按fa/c0r=0.029,取e=0.21。由于fa/fre,则x=0.56，y=2.08。所以当量动载荷 pr=xfr+yfa=0.561870+2.08820=2752n.由表取温度系数和载荷系数分别为fr=1,fd=1.3,则：cr=fdp/ft(60nl10h/1000000)=30500n.高速轴d2,d5处用30210型轴承，d=75mm,类型：圆锥滚子轴承低速轴d5，d2处用30313型轴承，d=50mm,d=90mm, b=20mm高速轴d2，d5处用30210型轴承，d=75mm,d=130mm,b=22mm联轴器的选择和校核装联轴器选yl7的凸缘联轴器（gb/t 5831986）公称扭矩tn160nm轴轴孔直径轴孔长度低速轴60mm112高速轴38mm829、 箱体的设计名称符号减速器型式及尺寸关系/mm 齿轮减速器箱座壁厚10箱盖壁厚110箱座凸缘厚度b15箱盖凸缘厚度b115箱座底凸缘厚度b225地脚螺铨直径df15地脚螺铨数目n6轴承旁联接螺铨直径d115箱盖与箱座联接螺铨直