机械设计课程设计-带式运输机二级齿轮减速器.doc

西 南 科 技 大 学机械设计课程设计说明书第一章 任务书21.1课程设计说明21.2课程设计任务书31.2.1运动简图31.2.2原始数据31.2.3已知条件31.2.4设计工作量：4第二章 减速器设计步骤52.1电动机的选择52.1.1选择电动机的类型52.1.2选择电动机的容量52.1.3确定电动机转速62.2确定传动装置的总传动比和分配传动比72.2.1分配减速器的各级传动比72.2.2计算各轴的动力和动力参数72.3传动零件的设计计算82.3.1 v带设计82.3.2齿轮设计：102.4减速器结构设计172.5轴的设计及效核182.5.1初步估算轴的直径182.5.2联轴器的选取192.5.3初选轴承192.5.4轴的结构设计（直径，长度来历）192.5.5低速轴的校核212.6轴承的寿命计算232.7键连接的选择和计算252.8减数器的润滑方式和密封类型的选择252.8.1齿轮传动的润滑252.8.2润滑油牌号选择262.8.3密封形式262.9设计总结27致谢27参考资料27第一章 任务书1.1课程设计说明本次设计为课程设计，通过设计二级齿轮减速器，学习机械设计的基本过程、步骤，规范、学习和掌握设计方法，以学习的各种机械设计，材料，运动，力学知识为基础，以机械设计、机械原理、机械制图、机械设计课程设计手册、制造技术基础、机械设计课程设计指导书以及各种国标为依据，独立自主的完成二级减速器的设计、计算、验证的全过程。亲身了解设计过程中遇到的种种问题和解决的方法，思考、分析最优方案，这是第一次独立自主的完成设计过程，为毕业设计以及以后的就业工作做下铺垫。1.2课程设计任务书课程设计题目1：带式运输机1.2.1运动简图 1.22原始数据题 号参 数12345678910运输带工作拉力f（kn）3.03.23.53.844.24.555.56运输带工作速度v（m/s）2.01.81.61.91.91.91.81.71.61.5滚筒直径d（mm）400450400400400450450450450450每日工作时数t（h）16161616161616161616使用折旧期（y）88888888881.2.3已知条件1、工作情况：传动不逆转，载荷平稳，允许运输带速度误差为5%；2、滚筒效率：j=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）；3、工作环境：室内，灰尘较大，最高环境温度35c；4、动力来源：电力，三相交流，电压380/220v；5、检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；6、制造条件及生产批量：一般机械厂生产制造，小批量。1.2.4设计工作量：1、减速器装配图1张（a0或a1）；2、零件工作图13张；3、设计说明书1份。第二章 减速器设计步骤2.1电动机的选择2.1.1选择电动机的类型按工作要求和条件，选用三机笼型电动机，封闭式结构，电压380v，y型。2.1.2选择电动机的容量 （2-1） （其中：为电动机功率，为负载功率，为总效率。） 由电动机到传输带的传动总效率为 图2-1 运动简图式中：、 分别为带传动、轴承、 齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。取（带传动），（球轴承），（斜齿轮），（弹性联轴器），（已知）。所以因载荷平稳，电动机额定功率只需要稍大于即可，按表2.1中y系列的电动机数据，选电动机的额定功率11kw表2.1 各种电机参数2.1.3确定电动机转速卷筒转速为=90按推荐的传动比合理范围，取v带传动的传动比,二级圆柱齿轮减速器的传动比为，则从电动机到卷筒轴的总传动比合理范围为。故电动机转速的可选范围为 可见，电动机同步转速可选、和两种。根据相同容量的两种转速，从表2-1中查出两个电动机型号，再将总传动比合理分配给v带和减速器，就得到两种传动比方案，如表2-2所示。表2-2 两种不同的传动比方案方案电动机型号额定功率 kw电动机转速电动机重量kg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1y160m1-2113000293011733.332.08162y160m-4111500146012316.672.088 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，选择第1种方案，即电动机型号为y160m1-2。电动机中心高h =160mm,外伸轴段de=42110mm。2.2确定传动装置的总传动比和分配传动比2.2.1分配减速器的各级传动比按展开二级圆柱齿轮减速器推荐高速级传动比，取，得所以 =3.832.2.2计算各轴的动力和动力参数（1）计算各轴转速 轴 =1408.65 轴 =297.81 轴 =77.76 卷通轴 =77.76 （2）计算各轴输入功率、输出功率 轴 =9.380.96=9 kw 轴 =90.980.97=8.56 kw 轴 =8.560.980.97=8.14 kw 卷筒轴=8.140.980.99=7.9 kw各轴的输出功率为输入功率乘轴承效率0.98，分别为轴 =90.98=8.82 kw轴 =8.560.98=8.39 kw轴 =8.140.98=7.98 kw卷筒轴 =7.90.98=7.74 kw（3）计算各轴的输入、输出转矩。电动机轴输出转矩 轴输入转矩 轴输入转矩 轴输入转矩 卷筒机输入转矩 各轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98表2-3 运动和动力参数计算结果轴名功率 p/kw转距t/n*m转速nr/min转动比i效率输入输出输入输出电机9.3830.5729302.080.96轴98.8261.0259.801408.65轴8.568.39274.50269.01297.814.730.95轴8.147.98999.7979.777.763.830.95卷筒轴7.97.74970.23950.8377.7610.972.3传动零件的设计计算2.3.1 v带设计（1）、已知条件和设计内容 设计v带传动时的已知条件包括：带传动的工件条件；传动位置与总体尺寸限制；所需传递的额定功率p；小带轮转速；大带轮（2）、设计步骤：1）、确定计算功率 根据工作条件载荷平稳，由表5.51查得=1.2，计算功率为 2）、选择v带的带型根据计算功率 ,小带轮的转速，由图5.141 选用a型带。3）、确定带轮的基准直径，并验算带速v初选小带轮基准直径 根据v带的带型，由表5.41和表5.61，取小带轮的基准直径=125mm。 验算带速 v 由于5 m/s v 25 m/s ，故带速合适。4）、计算大带轮的基准直径由,传动比,有 =2.08125=260mm，根据表5.61，取=265 mm5）确定v带的中心距 ,并选v带的基准长度确定小带轮中心距根据式5.181 0.55(+)+h=222.52(+)=780初定中心距=500mm。 计算相应的带长由表5.21选带的基准长度=1600 mm 计算实际中心距a及其变动范围 中心距的变化范围为6）、验算小带轮上的包角 包角合适。7）、计算带的根数计算单根v带的额定计算功率，由 和，查表5.31得p0=3.04kw查表5.41得查表5.71得，查表5.21得，取4根。8）确定带的最小初拉力由表5.11得a型带的单位长度质量 q=0.10 kg/m,9)计算带传动的压轴力fp 压轴力的最小值为(3) 把带传动的设计计算结果记入表2-4中表2-4 带传动的设计参数带型a中心距496.8小带轮直径125包角152.320大带轮直径265带长1600带的跟数4初拉力162.84带速19.17压轴力1264.942.3.2齿轮设计：一、高速级齿轮传动计算已知条件：输入功率=9kw,小齿轮转速传动比 =4.73,工作寿命为8年（年工作日250天），两班制。(1)选定齿轮类型、材料和齿数1）选用斜齿圆柱齿轮传动2）材料选择。由表6.11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。3）选择小齿轮齿数=20，大齿轮齿数=4.7320=94.6,取=95。（提示：此处小齿轮齿数选择不合理，因为是软齿面齿轮，小齿轮齿数最好偏大取值，例如：取z1=32）4）由1142页，初选螺旋角=14。(2)按齿面接触强度设计由1公式（6.14）知齿面接触强度设计公式为1)确定上公式内的各计算数值计算载荷系数k由1表6.2查得使用系数=1，由1134页得=1，。由1公式（6.2）得载荷系数 k= =111.11=1.89计算小齿轮传递的转矩=9.55=9.55=6.1016nmm由表6.81选取齿宽系数=1。由1图6.14按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳极限=600 mpa（正确答案：hlim1=700 mpa）;大齿轮的接触疲劳强度极限=550 mpa。计算应力循环次数 =60j=601408.651(162508)=2.7046109 =5.718108由1图6.6取接触疲劳寿命系数=1；=1.2计算接触疲劳许用应力 由1表6.5，取失效概率为1%，安全系数s=1，则 =1600=600 mpa =1.2550=660 mpa查1中：图6.12,得节点区域系数=2.433。参考1中143页,取z=0.86；z=0.985；由表6.3查得材料的弹性影响系数=189.8 mpa。4许用接触应力= 660 mpa2）计算试算小齿轮分度圆直径d1,由计算公式得 55 mm计算齿轮模数mn=2.668 mm；查手册取标准模数mn=3mm（第1系列）计算齿轮几何参数 mmd2=id1=4.7361.8366=292.549 mm中心距： mm圆整中心距为5、0结尾的数，取a=180mm按圆整a后的中心距修正螺旋角=arccos= arccos=16.5978(还应继续计算出:da1=, da2=df1=, df2=)齿轮宽度：因为b=d=161.8366=61.8366 mm，故取b1=70mm；b2=65mm计算圆周速度，确定齿轮精度v=4.56 m/s参考1中图6.18（a），取齿轮精度8级。 (3)按齿根弯曲强度校核由1公式（6.15）知弯曲强度校核公式为 1)确定校核公式中的计算参数载荷系数（前面已经得到） k= =111.11=1.89 参考1中143页取螺旋角影响系数=0.88；参考1中137页取重合度系数y=0.85计算当量齿数 =21.89 =103.99查1中表6.4得取齿形系数 =2.72, =2.16查1中表6.4得取应力校正系数 =1.55, =1.8计算弯曲疲劳许用应力查1中图6.15(b)得小齿轮的弯曲疲劳强度极限flim1=280mpa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限flim2=220mp查1中图6.17取弯曲疲劳寿命系数yn1= yn2=1，查1中表6.5取弯曲疲劳安全系数s=1.4则1=200 mpa2=175.14 mpa2）校核计算=60.3194 mpa55.63 mpa因， 故弯曲强度足够。二、低速机齿轮传动计算（注意：本段省略，同样应按照高速级齿轮传动计算步骤进行！）三、圆柱齿轮传动参数表各级大齿轮、小齿轮几何尺寸和参数的计算结果如下表 表2-5 圆柱齿轮传动参数表名称代号单位高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮中心距amm155195传动比i4.733.38模数mnmm2.53.0螺旋角1440121218端面压力角2020啮合角2020齿数z21992998分度圆直径dmm54.25255.7689.005300.94节圆直径dmm54.25255.7689.005300.94齿顶圆直径damm59.40260.9194.98306.91齿根圆直径dfmm46.52248.0383.04294.97齿宽bmm60559590螺旋角方向左旋右旋右旋左旋材料40cr4540cr45热处理状态调质调质调质调质齿面硬度hbs2802402802402.4减速器结构设计 表2-6 减速箱机体结构尺寸名称符号减速器型式及尺寸关系/mm箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度12箱座底凸缘厚度20地脚螺钉直径20地脚螺钉数目4轴承旁联接螺栓直径16机盖与座联接螺栓直径12联接螺栓的间距180轴承端盖螺栓直径10视孔盖螺钉直径8定位销直径16、到外箱壁距离26、22 、18、至凸缘边缘距离24、16轴承旁凸台半径24凸台高度40外箱壁至轴承座端面距离50大齿轮顶圆与内箱壁距离10齿轮端面与内箱壁距离10箱盖、箱座肋厚、7、7轴承端盖外径轴承端盖凸缘厚度10轴承旁联接螺栓距离802.5轴的设计及效核2.5.1初步估算轴的直径在进行轴的结构设计之前，应首先初步计算轴的直径。一般按受扭作用下的扭转强度估算各轴的直径，计算公式为，式中：p轴所传递的功率，kw； n轴的转速，r/min;a由轴的需用切应力所确定的系数。由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求，故选择常用材料45钢，调质处理，查得a=103126，则 i 轴 =20.4 mm 轴=33.69 mm 轴=48.62 mm将各轴圆整为=20mm , =35 , =50 mm。2.5.2联轴器的选取 轴i段需要与联轴器连接，为使该段直径与联轴器的孔径相适应，所以需要同时选用联轴器，又由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性。因此选用弹性注销联轴器,由表10.11查得：工作情况系数=1.5,由表8.53查得：选用lt9型弹性注销联轴器 lt9型弹性注销联轴器主要参数为：公称转矩tn=1000nm轴孔长度112mm(y型)孔径=50mm表2-7联轴器外形及安装尺寸型号公称扭矩nm许用转速r/min轴孔直径mm轴孔长度mmdmm转动惯量kgm2许用补偿量轴向径向角向lt910002850501122500.2131.50.4102.5.3初选轴承i 轴选轴承为：7006ac； 轴选轴承为：7007ac； 轴选轴承为：7012ac。所选轴承的主要参数如表2-8 表2-8 轴承的型号及尺寸轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定/knammddbdnda动载荷cr静载荷cor7006ac305513364914.59.8516.47007ac356214415618.513.518.37012ac609518678836.231.527.12.5.4轴的结构设计（直径，长度来历）一 低速轴的结构图 图2-2 低速轴结构简图根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度（1）i段与联轴器配合 取=50,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上取=102。（2）为了满足半联轴器的轴向定位，段右侧设计定位轴肩，由表7-123毡圈油封的轴颈取=55mm,由轴从轴承孔端面伸出15-20mm,由结构定取=50mm。（3）轴肩为非定位轴肩初选角接触球轴承，取=60mm考虑轴承定位稳定，略小于轴承宽度加挡油环长度，取=31mm。(4)根据轴上零件（轴承）的定位要求及箱体之间关系尺寸，取=66mm, =69mm。(5)轴肩v为定位轴肩，直径应大于安装于轴上齿轮内径6-10mm,且保证10mm ,取= 78mm，=8mm。（6）vi 段安装齿轮，取=70 mm,考虑齿轮轴向定位，略小于齿宽，齿轮右端用套筒定位。取=87mm(7)vii 齿轮右端用套筒定位，=66mm , =15mm(8)轴肩v间安装角接触球轴承为7012ac 取=60mm，根据箱体结构 取=24（9）轴上齿轮、半联轴器零件的轴向定位均采用平键连接。由表4-13查得平键bh=2012（gb1095-2003）,键槽用键槽铣刀加工，长为63mm。同样半联轴器与轴的联接，选用平键bh=1610，键长选择90。轴端倒角1.545，各轴肩处圆角半径r=1.6mm。二、中速轴尺寸图2-3 中速轴结构简图三、高速轴尺寸图2-4 高速轴结构简图2.5.5低速轴的校核由于低速轴上所承受的转矩最大，所以仅对低速轴按弯扭合成强度条件进行校核计算。（1） 轴强度的校核计算1）轴的计算简图图2-5 低速轴结构简图2）由于水平面受力未知，所以只按垂直面进行校核。将轴简化为如下简图 图2-6轴的计算简图（2）弯矩图 根据上述简图，按垂直面计算各力产生的弯矩，做出垂直面上的弯矩图（图2-7）。已知=999.7 nm, =979.7 nm，齿轮分度圆直径d=300.94,对于7012ac型轴承，由手册中查得a=27,得到做为简支梁的轴的支撑跨距l2+l3=48+120=168mm6643.85n2474.98n1448.59n载荷分析图水平垂直面由装配图俯视受力视角决定 水平面总弯矩从轴的结构以及扭矩图中可以看出截面c是危险截面，现将计算出的截面c处的弯矩值列下表 表2-9 截面c弯矩值数据表载荷水平面h垂直面v支反力f弯矩总弯矩扭矩ttm=9.997105nmm（3）扭矩图 如图2-7（4）校核轴的强度 取=0.3（错误：=0.6），由表15.12查得=60mpa，由表4-13查得t=6mm42.28 mpa=60mpa图2-7 轴的载荷分析图注意：缺少轴的精确校核2.6轴承的寿命计算（1）低速轴轴承寿命计算1）预期寿命从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为8年（年工作日为250天）。预期寿命=825016=32000h=3.2h2）寿命验算图2-8 轴承的受力简图轴承所受的径向载荷,，当量动载荷和低速轴选用的轴承7012ac ,查表8.61得到=1.2已知，温度系数=1（常温）由表6-63得到查表8.51得到e=0.68, ,验算轴承寿命因为，所以按轴承2的受力验算5.5h所以所选轴承可满足寿命要求。2.7键连接的选择和计算（1）低速轴齿轮的键联接1） 选择类型及尺寸 根据d=70mm,l=87mm,选用a型，bh=2012,l=70mm2）键的强度校核键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度kl=l-b=70-20=50mmk=0.5h=6mm强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取110mpa9.99710nmm键安全合格（2）低速轴联轴器的