毕业设计（论文）-带式运输机减速器设计.doc

青岛滨海学院毕业设计引言减速器的设计需要机械设计专业学生综合自己所学的各种专业知识，进行一次较全面的设计能力的训练，同时要结合生产实践培养分析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。在减速器设计过程中要分析减速器的各种性能。在设计过程中不仅要满足减速器工作中的性能要求，还要考虑到工作的可靠性，结构是否简单、紧凑，加工是否方便，成本是否低廉，使用维护是否方便等问题。在减速器的设计过程中首先根据要求选择正确的电动机，只有选择好电动机才能进行下一步的设计。然后根据电动机的转速与功率选择带轮与传动带。当这些工作做好以后，开始进入减速器设计的核心部分，齿轮的设计与齿轮轴的设计。这两项的设计一直以来是减速器设计最为复杂繁琐的部分，要重点分析解决齿轮与齿轮轴的强度和结构，完成好这两项内容整个减速器的框架就基本成型。剩下的部分同样也不能放松，像键的选择也非常重要，如果键的强度不够，就无法把齿轮与齿轮轴完美的固定在一起，整个减速器也就无法使用。当把全部所需的零件都设计出来后，还要综合分析他们连接在一起是否能够完成设计的要求，这需要对零件进行校核分析。完成数据的设计后，最终还需设计出减速器的零件图、装配图。这样，整个减速器的设计过程最终才完成。 在设计中存在计算误差与设计的不够合理等缺点，所以整个设计有可能存在部分问题，我将在以后的设计中虚心采纳意见，进行修改，从而把设计做的越来越完善！正文一、设计任务书1、总体布置简图 1电动机； 2v电传动； 3单级圆柱齿轮减速器； 4联轴器； 5滚筒； 6输送带； 运输带工作拉力f(n)运输带工作速度v(m/s)卷筒直径d（mm）9501.52402、工作情况 带式运输机连续单向运转，载荷平稳，空载启动。 运输带工作拉力f(n)：950 运输带工作速度v(m/s)：1.5卷筒直径d(mm)：240 使用年限：10年运输带允许误差：53、设计内容1.电动机的选择与运动参数计算； 2. 传动零件的设计计算3.轴的设计计算 4. 滚动轴承的选择和计算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5、设计任务1 减速器总装配图一张2 齿轮、轴零件图各一张3 设计说明书一份6、设计进度1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写二、电动机的选择，传动系统的运动学和动力学的计算1、选择电动机的功率及类型1) 已知工作机的阻力（运输带的最大有效拉力）为f（n），工作速度（运输带的速度）为v（m/s），查表得w=0.96则工作及所需要的有效功率为 pwfv/1000w kw=950x1.5/1000/0.96=1.484kw 2)电动机的输出功率 pdpw/因为是圆柱齿轮传动，查表可得v带传动1=0.96 滚子轴承2=0.98 齿轮传动3=0.97 联轴器4=0.99所以传动系统的总效率为0.859 所以电动机的输出功率 pd= pw /=1.484/0.859=1.728 kw3）电动机转速的选择 卷筒转速 nw=v*60*1000/p/d=1.5x60x1000/3.14/240=119r/min按合理传动比的取值范围，v带传动i1=24，直齿圆柱轮传动i2=34，合理总传动比范围为i= i1 i2 =（24）（34）=616故电动机的转速范围为n= i nw=（616）x119r/min=7141904r/min 初选为同步转速为1000r/min和1500r/min的电动机4）电动机型号的确定 电动机型号额定功率同步转速满载转速总传动比轴外伸轴径轴外伸长度y90l-23.0kw1500 r/min1430 r/min17.0228mm60mmy132s-63.0kw1000 r/min960 r/min11.4338mm80mm为了合理分配传动比，使机构紧凑， 选用电动机型号为y132s-65）计算传动装置的总传动比和分配传动比(1)总传动比: 960/119=8.07 （2）选择带传动的传动比 i1=2.2（3）齿轮的传动比 8.07/2.2= 3.7 2、计算传动装置的运动和动力参数电动机轴为0轴，将传动装置中各轴从高速到低速依次定义为i、轴、卷筒轴1）0轴：即电动机轴 p0=pd=3kw no=n=960r/min t0=9549p0/no=9549x3/960=29.8nm2）轴：即减速器高速轴，v带传动的低速轴。 p1= p01=3x0.96=2.88 kw n1= no/2.2=960/2.2=436.4r/min t1=9549 p1/n1=63.02 nm3) 轴：即减速器中间轴，动力轴到轴 p2= p123=2.88x0.98x0.97=2.74 kw n2= n1/3.7=117.9r/min t2=9549 p2/ n2=221.9 nm 4）卷筒轴 p3= p24=2.74x0.99=2.71 kw nw = 119 r/min t3=9549 p3/ nw =217 nm传动系统各轴的运动和动力参数计算结果项 目电动机轴高速轴i中间轴ii卷筒轴转速（r/min）960436.4119119功率（kw）32.882.742.71转矩（nm）29.863.02 221.9217效率10.960.950.98三、传动零件的设计计算1、减速器外部传动零件的设计-普通v带1）确定计算功率查课本表8-7得：,式中为工作情况系数， 为传递的额定功率,即电机的额定功率.2.选择带型号根据，,查课本图8-11选用带型为a型带3.选取带轮基准直径1）初选小带轮基准直径 查课本表8-6和表8-8取小带轮基准直径2）验算带速v在525m/s范围内，故v带合适3）计算大带轮基准直径 2.2x100=220 mm 4.确定中心距a和带的基准长度根据课本式8-20 ，初步选取中心距所以带长,= 1516.8 mm 查课本表8-2选取基准长度得=1500mm实际中心距 500+（1500-1516.8）/2=491.6mm 由8-24式得中心距地变化范围为438510mm5.验算小带轮包角166包角合适。6.确定v带根数z1）计算单根v带额定功率由和查课本表8-4a得转速，传动比i1=2.2查课本8-4a得查课本表8-2得查课本表8-5,并由内插值法得=0.9462）带的根数故选z=4根带。7.计算初拉力由8-3得q=0.1kg/m，单根普通带张紧后的初拉力为8.计算作用在轴上的压轴力 （166/2）=1089.4 n 9.v带轮的结构设计（1）b=（z-1）t+2s=（4-1）16+210=68mm、小带轮的设计采用材料ht150铸铁d1=100mm3d，d为电机轴的直径d=38mm， 且300mm，故采用腹板式。腹板上不开孔。a)、部分结构尺寸确定：d1=1.8d=1.838=69mml=1.8d=1.838=69mm、大带轮的设计由于 d2=300mm， 故采用孔板式。a）、有关结构尺寸如下：d=38mm; 第i轴直径d1=1.838=69mml=1.8d=381.8=69mm2、减速器内部传动零件的设计-圆柱直齿齿轮1、选择材料、热处理方法及精度等级：1）齿轮材料、热处理方法及齿面硬度；根据课本表10-1：小齿轮材料为40cr（调质），硬度280hbs大齿轮材料为45钢（调质）hb2=240大小齿轮齿面的硬度差为280240=40，是合理的。当运转过程中较硬的小齿轮齿面对较软的大齿轮齿面，会起较明显的冷作硬化效应，提高了大齿轮齿面的疲劳极限，从而延长了齿轮的使用寿命。2） 精度等级选用8级精度；3） 试选小齿轮齿数z123，大齿轮齿数z2= z1=2.223=50.6，去z2=512、按齿面接触疲劳强度设计由由设计公式（10-9a）进行试算，即（1）确定公式内的各计算数据1)、试选kt=1.3；2)、t1=62.02 n/m=6202n/mm 3)、由课本表10-7选取d=1；4)、由课本表10-6查得材料的弹性影响系数ze=189.8 5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的解除疲劳强度极限大齿轮的解除疲劳强度极限6）由课本式10-13计算应力循环次数 /3.7=2.497）由课本图10-19取接触疲劳寿命系数knh1=0.90，knh2=0.958）计算接触疲劳许用应力去失效概率1%，安全系数s=1，由课本式（10-12）得（2）计算 1）试算小齿轮分度圆直径d1t2)、计算圆周速度v=1.01m/s3)、计算齿宽4）计算齿宽和齿高的比模数齿高h=2.25=5.898mm=60.287/5.898=10.225)计算载荷系数根据v=1.01m/s，8级精度，由课本图10-8查得动载荷系数kv=1.10直齿轮由课本表10-2查得使用系数由课本表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承对称布置时由，查得故载荷系数6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得7）计算模数3、按齿根弯曲强度设计由课本式（10-5）得弯曲强度计算公式（1）确定公式内的各个计算数值1）由课本图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限2）由课本图10-18取弯曲疲劳寿命系数, 3)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s=1.4，由课本式（10-12）得4)计算载荷系数k5)查取齿形系数由表10-5查得 ，6）查取应力校正系数由表10-5查得 ,7)计算大、小齿轮的大齿轮的数值大（2）设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模式m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大少主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮的直径（即模数）与齿轮的乘积有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.90并就近圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度计算分度圆直径=63.007mm，算出小齿轮齿数，取=32大齿轮齿数：这样设计的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 （2）计算中心距 （3）计算齿宽 取，名称符号公式齿1齿2齿数32122分度圆直径64244齿顶高22齿根高2.52.5齿顶圆直径68248齿根圆直径59239中心距154齿宽70655、小齿轮结构设计当齿根圆到键槽顶部e2mt时，宜将齿轮做成齿轮轴， e4mm由于第一轴的结构设计中小齿轮处的轴d=55,而小齿轮的齿根圆显然e2mt故需做成齿轮轴。6、对于大齿轮：当da500mm时，采用腹板式结构。有关参数：,d为轴安装大齿轮处的轴径。d1=mm ，取c=16mmr=5mm。高速级大齿轮结构图如下：四轴的设计计算及校核（一）轴的设计1.轴上的功率、转速和转矩= 2.74 kwn2= 119r/min t2= 221.9nm2.作用在齿轮上的力切向力2x221.9/224=1981 n 径向力720.6n 3.初定轴的最小直径先按课本式（15-2）初步估计轴的最少直径。材料为45钢，调质处理。根据课本表15-3，取 112（2.74/119）=31.8mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，故先选联轴器。联轴器的计算转矩，查课本表14-1，考虑到转矩的变化很小，故=1.3,，则：221.9=228.47n/m 选择弹性柱销联轴器,型号为:hl3型联轴器,其公称转矩为:半联轴器的孔径:,故取:. 半联轴器长度,半联轴器与轴配合的毂孔长度为:.4、轴的结构设计 (1)轴上零件的定位,固定和装配单级减速器中可以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布.齿轮左面由套筒定位,右面由轴肩定位,联接以平键作为过渡配合固定,两轴承均以轴肩定位.(2)确定轴各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求,轴段右端需制出一轴肩,故取段的直径,左端用轴端挡圈定位,查手册表按轴端去挡圈直径,半联轴器与轴配合的毂孔长度:,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,故段的长度应比略短,取:.初步选择滚动轴承,因轴承只受有径向力的作用 ,故选用深沟球轴承,参照工作要求并根据:.由机械设计课程设计表12-5，选取6209型轴承,尺寸:，轴肩故，左端滚动轴承采用套筒进行轴向定位,右端滚动轴承采用轴肩定位.取=53mm取安装齿轮处轴段的直径：，齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位,已知齿轮轮毂的宽度为,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短与轮毂宽度,故取：,齿轮右端采用轴肩定位,轴肩高度,取,则轴环处的直径：，轴环宽度：,取。 轴承端盖的总宽度为：,取：.取齿轮距箱体内壁距离为:，s=8mm,t=19mm,由于这是对称结构，算出.至此,已初步确定了轴的各段直径和长度.(3)轴上零件的周向定位齿轮,半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接1）齿轮与轴的连接按查课本表6-1,得:平键截面,键槽用键槽铣刀加工,长为:.为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为;2）半联轴器与轴的联接, 查课本表6-1，选用平键为:,半联轴器与轴的配合为: .滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为:.(4)确定轴上圆角和倒角尺寸参照课本表15-2,取轴端倒角为:,处圆角取r2，各轴肩处圆角半径取(5)求轴上的载荷在确定轴承的支点位置时,深沟球轴承的作用点在对称中心处，作为简支梁的轴的支撑跨距,据轴的计算简图作出轴的弯矩图,扭矩图和计算弯矩图,可看出截面处计算弯矩最大 ,是轴的危险截面.(6)按弯扭合成应力校核轴的强度. 作用在齿轮上的力切向力径向力求作用于轴上的支反力水平面内支反力: 垂直面内支反力: 作出弯矩图分别计算水平面和垂直面内各力产生的弯矩.计算总弯矩:作出扭矩图:.作出计算弯矩图:,校核轴的强度对轴上承受最大计算弯矩的截面的强度进行校核.危险截面在a的左侧。, 由表15-1查得，因此，故安全。（二）轴的设计1.轴上的功率、转速和转矩2.作用在齿轮上的力切向力径向力3.初定轴的最小直径先按课本式（15-2）初步估计轴的最少直径。材料为45钢，调质处理。根据课本表15-3，取输出轴的最小直径显然是安装带轮处轴的直径，=38mm 电动机轴外伸80mm，配合轮毂长度69mm4、轴的结构设计 (1)轴上零件的定位,固定和装配单级减速器中可以将齿轮安排在箱体中央,相对两轴承对称分布.齿轮右面由套筒定位,左面由轴肩定位,联接以平键作为过渡配合固定,两轴承均以轴肩定位.(2)确定轴各段直径和长度为了满足带轮的轴向定位要求, 轴段左端需制出一轴肩,故取段的直径,左端用轴端挡圈定位,查手册表按轴端去挡圈直径,带轮与轴配合的毂孔长度:,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,故段的长度应比略短,取:.初步选择滚动轴承,因轴承只受有径向力的作用 ,故选用深沟球轴承,参照工作要求并根据: .由机械设计课程设计表12-5，选取6209型轴承,尺寸:，轴肩故，左端滚动轴承采用绉件进行轴向定位,右端滚动轴承采用套筒定位.取 =58mm。取安装齿轮处轴段的直径：，齿轮右端与右轴承之间采用套筒定位,已知齿轮轮毂的宽度为,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短与轮毂宽度,故取：,齿轮右端采用轴肩定位,轴肩高度,取,则轴环处的直径：，轴环宽度：,取。 轴承端盖的总宽度为：,根据对称结构：.至此,已初步确定了轴的各段直径和长度.(3)轴上零件的周向定位齿轮,带轮与轴的周向定位均采用平键联接1）齿轮与轴的连接按查课本表6-1,得:平键截面,键槽用键槽铣刀加工,长为:.为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为;2）带轮与轴的联接 查课本表6-1，选用平键截面,键槽用键槽铣刀加工,长为:.带轮与轴的配合为: .3）滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为:.(4)确定轴上圆角和倒角尺寸参照课本表15-2,取轴端倒角为:,处、处取圆角半径r2，其余各轴肩处圆角半径取五. 轴承的选择及计算1.轴承的选择：轴承1：深沟球轴承6209轴承2：深沟球轴承62102.校核轴承：1）校核深沟球轴承6210，查机械设计课程设计表12-5得：由课本表13-6，取由于轴承只受径向力作用对于球轴承，按每年300个工作日，每天两班制，寿命为35年，所以合适2）校核深沟球轴承6209，查机械设计课程设计表12-5得：由课本表13-6，取由于轴承只受径向力作用对于球轴承，按每年300个工作日，每天两班制，寿命为345年，所以合适六、键连接的选择和校核1.选择键联接的类型一般8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.键的材料为钢，2.轴与带轮相联处键的校核键a：,单键由课本式（6-1）得故满足要求3.轴与带轮相联处键的校核1）齿轮与轴相联处键a：,单键由课本式（6-1）得故满足要求2）联轴器与轴相联处键a：,单键由课本式（6-1）得故满足要求因此，全部键满足要求。七、联轴器的选择和校核选择弹性柱销联轴器,型号为:hl3型联轴器,其公称转矩为:，能够满足要求。半联轴器的孔径:,故取:. 半联轴器长度,半联轴器与轴配合的毂孔长度为:.联轴器零件图八.箱体结构的设计减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚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地脚螺钉直径查机械设计课程设计16地脚螺钉数目n查机械设计课程设计4名称符号计算公式结果轴承旁联接螺栓直径12机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）8轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）8视孔盖螺钉直径=（0.30.4）6定位销直径=（0.70.8）6，至外机壁距离查机械课程设计指导书表4342218，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表42016外机壁至轴承座端面距离=+（812）45大齿轮顶圆与内机壁距离1.215齿轮端面与内机壁距离15.机盖，机座肋厚 九. 润滑和密封的选择1、齿轮的润滑采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度12m/s，当m20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。2、滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。3、润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，箱体内选用全an150全耗损系统用油（gb443-1989）4、密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。结论 机械设计要涉及每个零件，设计器传动装置，进行参数设计。传动零件，轴、键和轴承等的设计计算。在设计中很多要先进行初步计算，利用初步计算的结果在进行下一步的计算。如果下面的结果不理想，则重复修改初步结果，直到满意为止。这其中有很多反复的工作，工作很复杂，计算方面也很多，必须要有足够的耐心，才能保证结果的合理正确性。 设计时，全面考虑机械零部件的强度、刚度、工艺性、经济性和维护等要求。如轴承的选择应大部分考虑经济及实用性，在满足各种使用条件下，应优先考虑价格低廉的深沟球轴承。 在画出装配图前，要先画草图。因为有些零件需要先初算和会草图，得出初步符合设计条件的基本结构尺寸，然后再进行必要的计算，根据计算的结果再对结构和尺寸进行修改与完善。 在设计中尽量采用使用标准和规范，有利于零件的互换性与工艺性。 课程设计一定要按顺序步骤进行。如果不按顺序，则有可能数据缺少依据，是错误的。所以一定要先把设计内容步骤顺序理清。 画装配时，一定要找好比例，按规定的尺寸作图，否则要全部重新改过，作图时还要注意细节问题，如沟、键、倒角等。参考文献1机械设计课程设计，北京大学出版社、北京交通大学出版社，王洪，邹培海主编，2009年5月第一版；3机械设计基础，高等教育出版社，徐钢涛，主编，张勤，副主编，