机械设计课程设计-用于胶带输送机转卷筒的传动装置减速器设计.docx

机械设计课程设计之减速器设计目录一.设计任务书2二.电动机的选择2三.计算传动装置的运动与动力参数3四.传动件（齿轮）的设计计算5五.轴的设计15六轴的校核25七.滚动轴承的寿命计算 28八.联接的选择和设计28九.箱体及其附件结构设计29十.设计总结31十一.参考资料32一、 设计任务书：1. 设计题目：用于胶带输送机转卷筒的传动装置2. 原始条件和数据：胶带输送机两班制连续单向运转，载荷平稳，空载启动室内工作，有粉尘；使用期限10年，大修期3年。该机动力源为三相交流电，在中等规模机械厂小批量生产。输送带速度允许误差为5%。设计目标参数（题目）：工作轴输入功率p=4.5kw，工作轴转速为55r/min。3. 转动方案二、 电机选择：1选择电机类型：2电动机的功率：3确定电动机的转速：根据传动的平稳性和无急启动翻转的要求，故选择y系列的全封闭式自冷鼠笼型三相异步电机。 其中为电动机轴至卷筒轴的传动装置的总效率，由1表2-4，取滑块联轴器效率8级精度齿轮传动滚动轴承效率得最后得因载荷平稳，电动机额定功率只需稍大于，故选电动机的额定功率为5.5kw已知卷筒工作轴的转速为 ，由表2-1可知两级展开式齿轮减速器传动比为9-25，可知电动机的转速可选范围为符合这一范围的同步转速有750r/min和1000r/min，为减小电动机的重量和价格由表8-169选常用的同步转速为1000r/min的y系列电动机y132s-4，其满载转速为y系列的全封闭式自冷鼠笼型三相异步电机p0=5.5kw三、 计算传动装置的运动和动力参数：1. 减速器的总体传动比2. 分配各级传动比3. 各轴转速：4. 各轴输入功率5. 各轴输入转矩两级展开式圆柱齿轮减速器，一般按齿轮浸油润滑要求，取(其中、分别为减速器高级和低速级的传动比)由,解出,轴：;轴：;轴：;工作轴：(在误差范围内)。轴：轴：轴：工作轴：轴：轴：轴：工作轴：电动机输出轴转矩：电动机轴轴轴轴工作轴转速n(r/min)960960194.3355.0555.05功率p(kw)4.954.834.764.594.48转矩t(n.m)49.2448.04231.46796.27777.18转动比i14.943.531效率0.9750.960.960.975,四、 传动件（齿轮）的设计计算（一）高速级齿轮设计：1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及次数：2. 按齿面接触强度设计：3. 按齿根弯曲强度计算4. 几何尺寸计算1） 选定直齿圆柱齿轮；2） 选用8级精度；3） 材料：小齿轮40cr（调质），硬度280hbs；大齿轮用45号钢（调质），硬度240hbs；两者硬度差为40hbs；4） 选择小齿轮齿数为z1=20，大齿轮齿数则为z2=4.9424=118.56，取z2=119；由式10-9a得：（1） 确定公式中各变量值：1) 试选载荷系数=1.3;2) 小齿轮转矩由第二部分计算已知：=4.804nmm；3) 由表10-7选取齿宽系数=1；4) 由表10-6查得材料弹性影响系数=189.8；5) 由前一部分已知高速级的传动比是=4.94;6) 由图10-21d查得小齿轮接触强度为=550mpa;大齿轮接触强度为=550mpa；、7) 按式10-13计算应力循环次数：大齿轮：小齿轮：8) 由图10-19取接触疲劳寿命系数：; ；9) 计算接触许用应力：取失效概率为1%，安全系数为s=1，由式（10-12）得（2） 计算：1） 带入中较小者，小齿轮分度圆直径：2） 计算圆周速度va3） 齿宽：4） 计算齿宽与高之比：模数：齿高：h=2.25=2.252.49mm=5.6mmb/h=49.83/5.6=8.95） 计算载荷系数：根据v=2.5m/s，8级精度，由图10-8得动载系数kv=1.12；直齿轮：;由表10-2得，;由表10-4得，;由b/h=8.9, ，查图10-13得，.故载荷系数：;6） 按实际载荷系数校正所算的的分度圆直径：;7） 计算模数m1；计算公式为：（1） 确定参数：1） 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限为，大齿轮的弯曲强度极限为；2） 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数,3） 弯曲疲劳许用应力：取安全系数s=1.4，由式（10-21）得；4） 计算载荷系数k;5） 查取齿形系数：由表10-5查得：,；6） 查应力校正系数：由表10-5得： ，；7） 小齿轮：大齿轮：可见，大齿轮的数值比较大。（2） 设计计算:；按弯曲强度算得的模数范围进行圆整为标准值，得m=2mm,按接触强度算得的分度圆直径为d1=53.334mm,求得小齿轮齿数：z1=d1/m=53.334/227;大齿轮齿数：z2=4.9427=133.38. 取z2134（1） 分度圆直径：小齿轮：d1=mz1=227mm=54mm大齿轮：d2=mz2=2134mm=268mm（2） 中心距：a=(d1+d2)/2=(54+268)/2mm=161mm（3） 齿宽：b=154mm=54mm因此取大齿轮齿宽b2=54mm，小齿轮齿宽b1=60mmm=2;（二） 低速级齿轮设计：1. 选定齿轮类型、精度等级、材料及次数：2. 按齿面接触强度设计：3. 按齿根弯曲强度计算4. 几何尺寸计算：1） 选定直齿圆柱齿轮；2） 选用7级精度；3） 材料：小齿轮40cr（调质），硬度280hbs；大齿轮用45号钢（调质），硬度240hbs；两者硬度差为40hbs；4） 选择小齿轮齿数为z1=24，大齿轮齿数则为z2=3.5324=84.72，取z2=85；由式10-9a得：（1） 确定公式中各变量值：1) 试选载荷系数=1.3;2) 小齿轮转矩由第二部分计算已知：=2.3146nmm；3) 由表10-7选取齿宽系数=1；4) 由表10-6查得材料弹性影响系数=189.8；5) 由前一部分已知低速级的传动比是=3.53;6) 由图10-21d查得小齿轮接触强度为=600mpa;大齿轮接触强度为=550mpa；7) 按式10-13计算应力循环次数：大齿轮：小齿轮：8) 由图10-19取接触疲劳寿命系数：; ；9) 计算接触许用应力：取失效概率为1%，安全系数为s=1，由式（10-12）得（2） 计算：1） 带入中较小者，小齿轮分度圆直径：2） 计算圆周速度va3） 齿宽：4） 计算齿宽与高之比模数：齿高：h=2.25=2.253.58mm=8.055mmb/h=86.01/8.055=10.685） 计算载荷系数：根据v=2.5m/s，8级精度，由图10-8得动载系数kv=1.05；直齿轮：;由表10-2得，;由表10-4得，;由b/h=10.68 ，查图10-13得，.故载荷系数：;6） 按实际载荷系数校正所算的的分度圆直径：;7） 计算模数m1；计算公式为：（3） 确定参数：1） 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限为，大齿轮的弯曲强度极限为；2） 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数,3） 弯曲疲劳许用应力：取安全系数s=1.4，由式（10-21）得；4） 计算载荷系数k;5） 查取齿形系数：由表10-5查得：,；6） 查应力校正系数：由表10-5得： ，；7） 小齿轮：大齿轮：可见，大齿轮的数值比较大。（3） 设计计算：按弯曲强度算得的模数范围进行圆整为标准值，得m=3mm,按接触强度算得的分度圆直径为d3=90.09mm,求得小齿轮齿数：z3=d3/m=90.09/331;大齿轮齿数：z4=3.5331=109.43.取z2110（1） 分度圆直径：小齿轮：d3=mz3=331mm=93mm大齿轮：d4=mz4=3110mm=330mm（2） 中心距：a=(d1+d2)/2=(93+330)/2mm=211.5mm（3） 齿宽：b=193mm=93mm因此取大齿轮齿宽b2=93mm，小齿轮齿宽b1=100mmm=3mmz3=31z4=110（三） 齿轮参数表：（四） 齿轮公差值的计算（仅确定低速级齿轮）：1. 确定齿轮的精度等级：2. 确定齿轮传动的 最小侧隙和齿厚上偏差：3. 齿厚公差：4. 齿厚下偏差：5. 公法线长度偏差6. 公法线长度7. 选择检验项目及公差值：有前面齿轮设计以确定齿轮的精度等级为8级。查表8-96得：最小侧隙齿厚上偏差（由表8-95）： 由表8-95查得：低速级两齿轮的分度圆直径：查表8-84得查表8-95得故查表8-95得：齿轮公法线长度上偏差齿轮公法线长度下偏差齿轮公法线长度上偏差齿轮公法线长度上偏差由表8-98及前面已计算的数据：故该部分都简单的可查表的出，并且在低速级大齿轮的零件图上已经有所注明，故这里不再累述。8级精度五、 轴的设计一、高速轴的设计：1. 初步计算轴径：2. 轴上零件装配方案：3. 确定轴的各段直径和长度：4. 轴上零件的周向定位：5. 确定轴上圆角和倒角尺寸：二、中间轴的设计1. 初步计算轴直径：2. 轴上零件装配方案：3. 确定轴的各段直径和长度：4. 轴上零件的周向定位：5. 确定轴上圆角和倒角尺寸：三、低速轴的设计：1. 初步计算轴直径：2. 轴上零件装配方案：3. 确定轴的各段直径和长度：4. 轴上零件的周向定位：5. 确定轴上圆角和倒角尺寸：选取轴的材料为45号钢，调质处理。根据机械设计课本表15-3查得，取a0=118，于是最小直径，考虑轴端键槽的影响，将最小轴径增加5%7%，并圆整，得到dmin=21mm。1轴的最小轴径显然是安装联轴器处的轴径，为使选取的轴径与联轴器的孔径相适应，故需选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩,查表14-1得，考虑到转矩变化很小，故取=1.3,则：=1.349.24 =64.012 按计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查国标gb5014-85，选取hl1型弹性柱销联轴器，公称转矩为t=160，半联轴器的孔径d=24mm,从动端，j型轴孔，a型键槽，轴孔长度l1=38mm，半联轴器长度l=52mm,外圆柱直径d=120mm，故取=24mm。1） 为了满足半联轴器的轴向定位要求，i-ii右端需制出一轴肩，故取ii-iii端的直径=31mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径d=mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度l1=38mm，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1-2端的长度应比l1略短一些，现取=36mm。初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，查gb/t297，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6207，其尺寸为，故,。右端滚动轴承采用轴肩轴向定位。由手册查得，定位轴段直径为422） 安装齿轮处的轴段-的直径最小,于是键槽底端距齿根圆距离e=9/2mm=4.52.5m=5mm，所以该齿轮应加工成齿轮轴，齿宽60mm。所以。3） 取齿轮距轴承距离为20mm，因此4） 去轴承端盖厚度为36mm，根据轴承端盖的拆卸及便于添加润滑脂的要求，取端盖外断面与半联轴器的右端面间距l=30，故取。5） 根据齿轮的啮合要求和距箱体内壁15mm的条件，确定。半联轴器与轴的周向定位采用平键连接。按轴直径d和长度l由表6-1查得a型平键规格为bhl=10825，材料选用刚制。经校核，该键满足强度要求。取轴端倒角为245，各轴肩处圆角半径以零件图上尺寸为准。选取轴的材料为45号钢，调质处理。根据机械设计课本表15-3查得，取a0=118，于是最小轴径，经圆整得，=33mm。1） 2轴的最小轴径为33mm，并考虑轴承寿命，因此查表gb276-89选择深沟球轴承6207，ddt=357217,固定轴肩直径为d1=42mm，轴承外径d2=65mm。所以（1-2）（5-6）轴段直径d（1-2）=d(5-6)=55mm。2） 取齿轮端面与轴承端面的距离为20mm，为是套筒能完全顶住齿轮端面实现齿轮的轴向定位，因此轴肩内缩3mm，取l（1-2）和l（5-6）轴长度为40mm；3） 取齿轮轮毂孔的内径为60mm，即60mm；低速级小齿轮的轮毂长度为100mm，高速级齿轮轮毂的长度为60mm，取（2-3）和（4-5）轴段分别为97mm和57mm。4） 两齿轮中间采用轴肩进行轴向定位，轴肩高度d=0.07403mm，所以轴肩（3-4）段直径为46mm，长度取做12mm。齿轮与轴的配合采用平键连接。按轴直径d和长度l由表6-1查得-平键规格为bhl=12880，-平键规格为bhl=12845，材料均选用刚制。经校核，两键均满足强度要求。取轴端倒角为245，各轴肩处圆角半径如图上尺寸所示。选取轴的材料为45号钢，调质处理。根据机械设计课本表15-3查得，取a0=118，于是最小轴径，考虑轴端键槽的影响，将最小轴径增加5%7%，并圆整，得到dmin=53mm。1轴的最小轴径显然是安装联轴器处的轴径，为使选取的轴径与联轴器的孔径相适应，故需选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩,查表14-1得，考虑到转矩变化很小，故取=1.3,则：=1.3792.67 =1030.471 按计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查国标gb5014-85，选取hl4型弹性柱销联轴器，公称转矩为t=1250，半联轴器的孔径d=55mm,从动端，j型轴孔，a型键槽，轴孔长度l1=84mm，半联轴器长度l=112mm,外圆柱直径d=195mm，故取=55mm。1） 3轴的最小直径为55mm，为使联轴器轴向定位，所以左端制出一个台阶，取（2-3）段直径为62mm。由联轴器的轮毂长度为84，为使保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上，故（1-2）段长度比联轴器的毂孔长度略短，取l（1-2）=82mm。 2） 初步选择滚动轴承。因轴承只受轴向力的作用，故选深沟球轴承。参照工作要求并根据，查gb/t267，由轴承产品目录中初步选取深沟球轴承6213，其尺寸为，故，而。3） 查表同时可确定，固定轴承的轴段（4-5）直径为76mm，根据与2轴的配合关系可确定（4-5）段长度为80mm。4） 为使轴承和齿轮与箱体内壁有适当间距，取齿轮端面距轴承端面距离为20，又为使套筒只压在轮毂上，应使轴肩内缩适当距离，所以取（6-7）段轴长度为46,(5-6)段轴长度97mm；5） 齿轮轮毂内径取70mm,即70mm，轮毂右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，故取h=6mm,则轴环出直径82mm，周环宽度d1.4h,故取12mm。6） 去轴承端盖总宽度为20mm，根据轴承端盖拆卸和润滑要求，u端盖右端面距联轴器左端面间的距离为l=30mm,故取50mm。齿轮、半联轴器与轴的配合采用平键连接。按轴直径d和长度l由表6-1查得-平键规格为bhl=201280，-平键规格为bhl=161070，材料均选用刚制。经校核，两键均满足强度要求。取轴端倒角为245，各轴肩处圆角半径如图上尺寸所示。=24mm=31mm=36mm深沟球轴承620742。深沟球轴承6207=55mm深沟球轴承6213六、 轴的校核：一、高速轴强度校核：1. 确定支承跨距：2. 作出载荷分析图：3受力分析结果：4. 按弯扭合成应力校核轴的强度：二、中间轴的强度校核1.确定支承跨距：2. 作出载荷分析图：3受力分析结果：4. 按弯扭合成应力校核轴的强度：三、高速轴的强度校核1.确定支承跨距：2. 作出载荷分析图：3受力分析结果：4. 按弯扭合成应力校核轴的强度：由于选定的轴承为向心轴承，因此支点在轴承中点处，于是可得简支梁的轴的支承跨距l=17+132+60+20=229.从轴的结构图及弯矩和扭矩图中可以看出截面c是轴的危险截面，先将计算截面c处的受力情况列表于下：（表一）只校核轴的危险截面c，扭转切应力为静应力，所以取a=0.3，于是轴的计算应力为：前面选定的周材料为45号钢，由表15-1查得=60，因此，故安全。由于选定的轴承为向心轴承，因此支点在轴承中点处，于是可得简支梁的轴的支承跨距l=20+100+12+60+20+17=229mm。从受力分析图和弯矩扭矩图可以看出危险截面为低速级小齿轮的中心面a。下面将相关计算参数列表如下：（表二）按弯扭组合校核轴的强度：进行校核时，只校核轴上危险截面：取扭转切应力为脉动循环变应力，去a=0.3,轴的计算应力前面选定的周材料为45号钢，由表15-1查得=60，因此，故安全由于选定的轴承为向心轴承，因此支点在轴承中点处，于是可得简支梁的轴的支承跨距l=20+100+12+60+20+17=229mm。从受力分析图和弯矩扭矩图可以看出危险截面为齿轮的中心面a。下面将相关计算参数列表如下：（表三）按弯扭组合校核轴的强度：进行校核时，只校核轴上危险截面：取扭转切应力为脉动循环变应力，去a=0.3,轴的计算应力前面选定的周材料为45号钢，由表15-1查得=60，因此，8取=9mm箱盖壁厚10858,取1=8 mm箱座凸缘厚度bb =1.514 mm箱盖凸缘厚度b1b1=1.5=12 mm箱座底凸缘厚度b2b2=2.522 mm地脚螺钉直径df0.04a+8=16.5,取16mm地脚螺钉数目n取a =6轴承旁联接螺栓直径d1d1=0.75df=12 mm箱盖与箱座连接螺栓直径d2(0.50.6)df=89.6取10 mm螺栓d2的间距150200，取180mm轴承端盖螺钉直径d3m10和m12两种窥视孔盖螺钉直径d4d4=6 mmdf、d1、d2至外箱外壁距离c1c1=18 mmdf、d2至凸缘边缘距离c2c2=16mm轴承座外径d2137、137、180箱体外壁至轴承座端面距离l1c1+c2+(