机械设计课程设计说明书-二级斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书.doc

机械设计课程设计说明书 名称：输送带传动装置 学院：机械与动力工程班级：测控 姓名： 学号：目 录一、 课程设计任务书 2二、 设计要求 2三、 设计步骤 21. 传动装置总体设计方案 32. 电动机的选择 43. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 54. 计算传动装置的运动和动力参数 55. v带和带轮的设计 66. 齿轮的设计 87. 轴的设计 198. 滚动轴承的选择和校核 269. 联轴器的选择 2710.箱体的设计 3011.润滑与密封的设计 30四、 设计小结 31五、 参考资料 32一 . 课程设计任务书设计课题:设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,轻度震动,环境温度不超过35度,输送带运动速度误差不超过5%,减速器单件小批量生产,使用期限10年(350天/年),每天16小时表一: 题号 参数d4主滚筒扭矩（nm）900主滚筒速度（m/s）0.8主滚筒直径（mm）320二. 设计要求1.减速器装配图1张(a1)。2.轴、齿轮零件图各2张(a3)。3.设计计算说明书1份。三. 设计步骤1.传动装置总体设计方案:1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2.特点：齿轮相对轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均，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。 其传动方案如下： 图1:(传动装置总体设计图)4.选择v带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。5.传动装置的总效率0.960.970.960.759；为v带的效率, 为第一对轴承的效率，为第二对轴承的效率，为第三对轴承的效率，为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为7级精度，油脂润滑.因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。2.电动机的选择1.运输带工作压力：f=t/0.5d=900/0.5*320=5625n2.电动机所需工作功率为： pp/56251.3/10000.7595.93kw,3.执行机构的曲柄转速为n=47.77r/min，4.经查表按推荐的传动比合理范围，v带传动的传动比i24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i840，则总传动比合理范围为i16160，电动机转速的可选范围为nin（16160）47.77764.37643.3r/min。5.综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重 量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为y132m4的三相异步电动机，额定功率为7.5，额定电流15.4a，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。 方案电动机型号额定功率pkw电动机转速重量n传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比v带减速器1y132m-47.51500144081030.142.512.06中心高外型尺寸l（ac/2+ad）hd底脚安装尺寸ab地脚螺栓孔直径k轴伸尺寸de装键部位尺寸f132515 280 315216 1781238 4010 3.确定传动装置的总传动比和分配传动比1. 总传动比由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为n/n1440/47.7730.142.分配传动装置传动比 (分别为带传动和减速器的传动比)初步取2.5，则减速器传动比为30.14/2.512.06高速级传动比为=3.96，则3.054.计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速1440/2.5576r/min576/3.96145.49r/min/145.49/3.05=47.70 r/min=47.70 r/min（2）各轴输入功率5.930.965.70kw 25.700.980.955.30kw 25.300.980.954.93kw24=4.930.980.974.69kw则各轴的输出功率： 0.98=5.59 kw0.98=5.19 kw0.98=4.83kw0.98=4.60 kw（3） 各轴输入转矩 = nm电动机轴的输出转矩=9550 =95505.93/1440=39.33 n所以: =39.332.50.96=94.39 nm=94.393.960.980.95=348 nm=3483.050.980.95=988.14nm=988.140.950.97=910.57 nm输出转矩：0.98=92.50 nm0.98=341.04 nm0.98=968.38 nm0.98=891.8 nm运动和动力参数结果如下表轴名功率p kw转矩t nm转速r/min输入输出输入输出电动机轴5.9339.3314401轴5.705.5994.3992.505762轴5.305.19348341.04145.493轴4.934.83988.14968.3947.704轴4.694.60910.57891.847.705.设计带和带轮1.确定计算功率, 为工作情况系数， 为传递的额定功率,既电机的额定功率.2.选择带型号根据，,选用带型为b型带3.选取带轮基准直径查表得小带轮基准直径，则大带轮基准直径,取。4.验算带速v在525m/s范围内，v带充分发挥。5.确定中心距a和带的基准长度由于,所以初步选取中心距a：，初定中心距，所以带长, =.查表选取基准长度，得实际中心距， 取6.验算小带轮包角，包角合适。7.确定v带根数z因，带速，传动比,查表,并由内插值法得, =0.96, =0.96。故选z=5根带。8.计算预紧力查表可得,故:单根普通带张紧后的初拉力为计算作用在轴上的压轴力6.齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设计计算1，齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1）齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280hbs 取小齿齿数=24高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240hbs z=iz=3.9624=95.016 取z=96. 齿轮精度按gb/t100951998，选择7级，齿根喷丸强化。2，初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计确定各参数的值:试选=1.6选取区域系数 z=2.433 则计算应力值环数n=60nj =605761（163508）=1.93510hn=n/i=4.8910h 查课本 10-19图得：k=0.93 k=0.96齿轮的疲劳强度极限安全系数取1=550 =450 许用接触应力 =189.8mp ， =1t=95.510=95.5109/576=9.4410n.m3.设计计算小齿轮的分度圆直径d=计算圆周速度计算齿宽b和模数计算齿宽b b=58.05mm计算摸数m 初选螺旋角=14=，取=2.5mm计算齿宽与高之比齿高h=2.25 =2.252.5=5.625 = =10.32计算纵向重合度=0.318=1.903计算载荷系数k使用系数=1根据,7级精度, 动载系数k=1.07,k= +0.2310b =1.12+0.18(1+0.61) 1+0.231058.05=1.47k=1.35 ， k=1.2故载荷系数:kk k k k =11.071.21.47=1.88按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=580.5=60.63计算模数=4. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式 确定公式内各计算数值小齿轮传递的转矩94.4knm 确定齿数z因为是硬齿面，故取z24，zi z3.962495.04传动比误差 iuz/ z96/244i15，允许计算当量齿数zz/cos24/ cos1426.27 zz/cos96/ cos14105.09初选齿宽系数 1初选螺旋角 初定螺旋角 14载荷系数kkk k k k=11.071.21.351.73查取齿形系数y和应力校正系数y查课本由表10-5得:齿形系数y2.592 y2.182 应力校正系数y1.596 y1.784重合度系数y端面重合度近似为1.88-3.2（）1.883.2（1/241/96）cos14 1.713arctg（tg/cos）arctg（tg20/cos14）20.6469014.07609因为/cos，则重合度系数为y0.25+0.75 cos/0.673螺旋角系数y轴向重合度 1.841,y10.79计算大小齿轮的 安全系数由表查得s1.35小齿轮应力循环次数n160nkt605761103501619.3510大齿轮应力循环次数n2n1/u4.8910弯曲疲劳强度极限小齿轮 大齿轮弯曲疲劳寿命系数均取1，取弯曲疲劳安全系数 s=1.4= 大齿轮的数值大.选用. 设计计算 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按gb/t1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=60.63来计算应有的齿数.于是由:z=29.41 取z=30那么z=3.96*30=119 几何尺寸计算计算中心距 a=153.56将中心距圆整为154按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径d=61.84d=245.297计算齿轮宽度b=圆整后 （二） 低速级齿轮传动的设计计算材料：低速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮 280hbs 取小齿齿数=30高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮 240hbs z=2.3330=69.9 圆整取z=70. 齿轮精度按gb/t100951998，选择7级，齿根喷丸强化。 按齿面接触强度设计1.确定公式内的各计算数值试选k=1.6查课本由图10-30选取区域系数z=2.45试选,查得 =0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71应力循环次数n=60njl=60145.491(1635010)=4.8910 n=1.6110接触疲劳寿命系数均取1按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限,大齿轮的接触疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数s=1,则接触疲劳许用应力=550/1=550 575查材料的弹性影响系数z=189.8mp选取齿宽系数 t=95.510=95.5105.30/145.49=34.7910n.m =77.472.计算圆周速度 0.590 3.计算齿宽b=d=177.47=77.474.计算齿宽与齿高之比 模数 m= 齿高 h=2.25m=2.252.526=5.6835 =77.47/5.6835=14.405.计算纵向重合度6.计算载荷系数kk=1.12+0.18(1+0.6+0.2310b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.231077.47=1.4772使用系数 k=1 同高速齿轮的设计,查表选取各数值=1.04 k=1.35 k=k=1.2故载荷系数k=11.041.21.4772=1.8447.按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d=d=77.47计算模数3.按齿根弯曲强度设计m确定公式内各计算数值（1）计算小齿轮传递的转矩347.9knm（2）确定齿数z因为是硬齿面，故取z30，zi z3.053091.5传动比误差 iuz/ z92/303.07i0.665，允许（3）初选齿宽系数 由表查得1（4）初选螺旋角 初定螺旋角12（5）载荷系数kkk k k k=11.041.21.351.6848（6）当量齿数 zz/cos30/ cos1232.056 zz/cos92/ cos1298.30由课本表10-5查得齿形系数y和应力修正系数y （7）螺旋角系数y轴向重合度 2.03y10.797（8计算大小齿轮的 查得齿轮弯曲疲劳强度极限 弯曲疲劳寿命系数均取1 s=1.4= 计算大小齿轮的,并加以比较 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. 计算模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按gb/t1357-1987圆整为标准模数,取m=3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=87.04来计算应有的齿数.z=28.38 取z=30z=3.0530=91.5 取z=92 初算主要尺寸计算中心距 a=124.726将中心距圆整为125 修正螺旋角=arccos因值改变不多,故参数,等不必修正 分度圆直径 d=92.01d=282.17 计算齿轮宽度圆整后取 v带齿轮各设计参数附表1.各传动比v带高速级齿轮低速级齿轮2.53.963.052. 各轴转速n(r/min)(r/min)(r/min)(r/min)576145.4947.7047.703. 各轴输入功率 p（kw）（kw）（kw）(kw)5.69 5.304.934.694. 各轴输入转矩 t(knm)(knm)(knm) (knm)94.39348988.14910.575. 带轮主要参数小轮直径（mm）大轮直径（mm）中心距a（mm）基准长度（mm）带数z125315450160057.轴的设计 (一).轴的材料选择和最小直径估计 根据工作条件，初定轴的材料为45钢，调质处理。轴的最小直径计算公式 ao的值确定为1101、 高速轴 =23.60因为高速轴最小直径处装大带轮，设一个键槽，因此取=23.60*(1+5%)=24.78，取=25mm2、 中间轴 =36.46，根据轴承的选择，取=40mm3、 低速轴 =51.62mm，安装联轴器设一个键槽，=51.62*（1+5%）=54.20mm，再根据后面密封圈的尺寸，取=54mm（二）、轴的结构设计1、高速轴1）高速轴的直径的确定：最小直径处 安装大带轮的外伸轴段，因此：密封处轴段 根据大带轮的轴向定位要求，定位高度，取36mm：滚动轴承轴段40mm，滚动轴承选取30208 ：ddb=40mm68mm18mm:过渡段 由于各级齿轮传动的线速度为2m/s左右，滚动轴承采用脂润滑，考虑挡油盘的轴向定位，取42mm齿轮轴段：由于齿轮直径较小，所以采用齿轮轴结构。：滚动轴承段，40mm 2）高速轴各段长度的确定：由于大带轮的宽度b=99mm，确定=99：由箱体结构，轴承端盖、装配关系等确定=55mm：由滚动轴承确定=18mm：由装配关系、箱体结构确定=109mm：长度由轴肩确定，取=6mm：由高速齿轮宽度b=62 确定60mm：滚动轴承轴段，由装配关系，和箱体结构确定=32mm2、中间轴1）中间轴各轴段的直径确定：最小直径处 滚动轴承轴段，因此45mm.滚动轴承选取30209 ddb=45mm75mm19mm。：低速齿轮轴段 取50mm： 轴环，根据齿轮的轴向定位要求 取75mm:高速带齿轮轴段50mm：滚动轴承段，45mm2）中间轴各轴段长度的确定：由滚动轴承，挡油盘及装配关系 取=30mm：由低速小齿轮轮宽b=97 取95mm：轴环， =15mm：由高速齿轮大齿轮轮宽b=62mm，取60mm： 30mm3, 低速轴1) 低速轴各轴段的直径确定： 滚动轴承轴段，因此=60mm.滚动轴承选取30212 ddb=60mm95mm22mm。：低速大齿轮轴段 取=64mm：轴环，根据齿轮的轴向定位要求 取 =77mm: 过度段取，考虑挡油盘的轴向定位： =62mm：滚动轴承段，=60mm：封密轴段处，根据联轴器的定位要求以及封面圈的的标注，取=55mm：最小直径，安装联轴器的外伸轴段=50mm2）低速轴各轴段长度的确定：由滚动轴承、挡油盘以及装配关系等确定取=22mm：由低速大齿轮轮宽b=97mm 取=95mm：轴环，：由由装配关系和箱体结构取=90mm：滚动轴承、挡油盘以及装配关系=34mm：轴套及装配关系=40mm：由联轴器的孔毂l=107 取4. 轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合h7/r6。与轴承内圈配合轴劲选用k6，齿轮与大带轮均采用a型普通平键联接，分别为16*63 gb1096-1979及键10*80 gb1096-1979。5. 轴上倒角与圆角为保证6008轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1mm。其他轴肩圆角半径均为2mm。根据标准gb6403.4-1986，轴的左右端倒角均为1*。（三）、中间轴的校核102.5112.567c2d2图f-131、中间轴上作用力的计算因为采用的是直齿圆柱齿轮，所以轴向力如下图，中间轴的力学模型如图f-13齿轮2 齿轮3 2、支反力的计算由上面数学模型图知 总长l=285mm1)垂直面受力如图f-14：对于点得： 图f-14 方向向下对于点得： 方向向下。由上轴的合力 ，校核图f-15 计算无误2）水平支反力如图f-15对于点 =5491.39n对于点得：由上轴的合力 ，校核： 计算无误。3）a2 点总支反力 b2 点总支反力 3、绘转矩、弯矩图m6538-146796.4图f-161）垂直平面内的转矩图如右图f-16：c2点 md2点 562867.482）水平面弯矩图如右图f-17：352627.8c2点 图f-17d2点 3)合成弯矩图如右图f-18：m581694.9352688.40图f-18c2点 d2点 m468770图f-194、转矩图中间轴的转矩图如右图f-195、弯矩强度校核由上面可知c2处截面的转矩最大，是危险截面。根据选定的轴材料45钢，调质处理，由表15-1查得 故安全。6、安全系数法疲劳强度校核1）由上面可知c2处是危险截面2）根据选定轴45钢，调质处理，查表15-1确定材料性能：3）抗弯截面系数：c截面有一个键槽 bh=1610 t=6 抗扭截面系数：弯曲应力扭转应力 4)影响系数 截面上由于轴肩引起的理论应力集中系数和按表3-2查取。由 取=2.10 =1.68 由附图3-1可得轴的材料的敏性系数 故有效应力集中系数：由附图3-2的尺寸系数 由附图3-4得的扭转系数轴按磨削加工 由附图3-4得表面质量系数轴未经表面强化处理，即 则可得综合系数：取钢的特性系数：则安全系数如下：s=1.4 故 设计的轴安全。c321469f-20（四）、低速轴的校核1、低速轴上作用力的计算因为采用的是直齿圆柱齿轮，所以轴向力如图f-20，低速轴的力学模型：齿轮1 f-212、支反力的计算由上面数学模型图知 总长l=283mm1)垂直面受力如右图f-21：对于点得： 方向向下。对于点得： 方向向下。由上轴的合力 ，校核 计算无误。2）水平支反力如图f-22对于点f-22 对于点得：由上轴的合力 ，校核： 计算无误。3）a3 点总支反力 图f-23m-177997.04 b3 点总支反力 3、绘转矩、弯矩图1）垂直平面内的转矩图如右图f-23：m489043.36c3点 图f-242）水平面弯矩图如右图f-24：c3点 图f-25520429m3)合成弯矩图如右图f-25：m1532690c1点 4、转矩图高速轴的转矩图如右图f-26图f-26t=5、弯矩强度校核由上面可知c1处截面的转矩最大，是危险截面。据选定的轴材料45钢，调质处理，由表15-1查得 故是安全的。6、安全系数法疲劳强度校核1）由上面可知，所以c3处是危险截面2）根据选定轴45钢，调质处理，查表15-1确定材料性能：3）c3处设一键槽 bh=2514 t=9抗弯截面系数：抗扭截面系数： 弯曲应力: 扭转应力: 4)影响系数 截面上由于轴肩引起的理论应力集中系数和按表3-2查取。由 取=2.01 =1.45由附图3-1可得轴的材料的敏性系数故有效应力集中系数：由附图3-2的尺寸系数 由附图3-4得的扭转系数轴按磨削加工 由附图3-4得表面质量系数轴未经表面强化处理，即 则可得综合系数：取钢的特性系数：则安全系数如下：s =1.4故 设计的轴安全。7、键的选择和校核（一）、高速轴上键的选择和校核 高速轴上只有安装大带轮的键。根据安装大带轮处直径d=32，查（机械设计课程设计）表10-1选择普通平键。因为带轮的宽b=99mm，所以选择的键尺寸：bhl=10890 （t=5.0r=0.25）。标记：键10890 gb/t1096-2003。键的工作长度l=l-b=90-10=80mm,键的接触高度k=0.5h=0.58=4mm，传递的转矩=94.39nm。按表6-2差得键的轻度冲击连接时需用应力则=120mpa=18.44mpa,因此设置双键*1.5=180mpa,故轴上的键强度足够。再校验长轴，强度也符合。（三）、低速轴的键选择和校核低速上有两个键，一个是用来安装低速级大齿轮，另一个是用来安装联轴器。齿轮选用圆头普通平键，齿轮的轴段的直径d=64mm，轮宽b=92mm 查表（机械设计课程设计）选键的参数：bhl=181190（t=7.0，r=0.3）标记键181190gb/t1096-2003 。键的工作长度 l=l-b=90-18=72mm,键的接触高度k=0.5h=0.511=5.5mm，传递的转矩=910.57则=71.87mpa56000h所以，轴承寿命足够。（二）、中间轴轴承的选择和校核 1、滚动轴承的选择轴承3轴承4 根据载荷及速度情况，选用深沟球轴承。由中间轴的设计，根据，选轴承型号为30209，其基本参数：2、滚动轴承的校核1）轴承受力图如右图 2）当量动载荷 根据工作情况（无冲击或轻微冲击），由表13-6查得载荷系数3）验算轴承的寿命 因为，所以，只需验算轴承3，轴承预期寿命与整机相同，l=1035016=56000h=7749056000h 所以，轴承寿命足够。（三）、低速轴轴承的选择和校核1、滚动轴承的选择 根据载荷及速度情况，选用深沟球轴承。由低速轴的设计，根据=60，选轴承型号为30212，其基本参数：轴承5轴承62、滚动轴承的校核1）轴承受力图如右图2）当量动载荷 根据工作情况（无冲击或轻微冲击），由表13-6查得载荷系数3）验算轴承的寿命 因为，所以，只需验算轴承3，轴承预期寿命与整机相同，l=1035016=56000h=150582456000h 所以，轴承寿命足够。9、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（低速轴）选用弹性主销联轴器，考虑到转矩变化小，取，则按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件，查（机械设计课程设计）表13-4，选用htl10，公称转矩为2000n.mm，孔径d=65，l=143，