课程设计_二级圆柱斜齿减速器.doc

课程设计任务书题目名称带式运输机传动装置学生学院专业班级姓 名学 号一、课程设计的内容设计一带式运输机传动装置（见 图1）。设计内容应包括：传动装置的总体设计；传动零件、轴、轴承、联轴器等的设计计算和选择；减速器装配图和零件工作图设计；设计计算说明书的编写。图2为参考传动方案。图1 带式运输机传动装置图2 参考传动方案二、课程设计的要求与数据已知条件： 1运输带工作拉力：F = 3.8 kN； 2运输带工作速度：v = 1.4 m/s； 3卷筒直径： D = 300 mm； 4使用寿命： 8年； 5工作情况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳； 6制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量。 7工作环境：室内，轻度污染环境； 8边界连接条件：原动机采用一般工业用电动机，传动装置与工作机分别在不同底座上，用弹性联轴器连接。三、课程设计应完成的工作1减速器装配图1张； 2零件工作图 2张；3设计说明书 1份。四、课程设计进程安排序号设计各阶段内容地点起止日期一设计准备: 明确设计任务；准备设计资料和绘图用具教1-205第1天二传动装置的总体设计: 拟定传动方案；选择电动机；计算传动装置运动和动力参数传动零件设计计算:带传动、齿轮传动主要参数的设计计算教1-205第2天三减速器装配草图设计: 初绘减速器装配草图；轴系部件的结构设计；轴、轴承、键联接等的强度计算；减速器箱体及附件的设计教1-205第36天四完成减速器装配图教1-205第711天五零件工作图设计教1-205第1213天六整理和编写设计计算说明书教1-205第14天七课程设计答辩教1-205第15天发出任务书日期：2011年1月3 日 指导教师签名：计划完成日期： 2011年 1月21日 基层教学单位责任人签章：主管院长签章： 设 计 计 算 及 说 明一传动方案的拟定及说明系统总体方案：电动机传动系统执行机构；初选三种传动方案，如下： (a)二级圆柱齿轮传动(b)为涡轮涡杆减速器(c)为二级圆柱圆锥减速器系统方案总体评价：（a）方案为整体布局最小，传动平稳，而且可以实现较大的传动比，但是带式运输机要求长时间的工作，由于涡杆传动效率低，功率损失大，很不经济。(b)方案布局比较小，但是圆锥齿轮加工困难，特别的是大直径，大模数的锥轮，所以一般不采用。（c）方案采用二级圆柱齿轮减速器，适合于繁重及恶劣条件下长期工作，使用与维护方便。（缺点：结构尺寸稍大）高速级常用斜齿，低速级可用直齿或斜齿。由于相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮在远离转矩输入端，以减少因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均的现象。常用于载荷结 果设 计 计 算 及 说 明结 果较平稳的场合，应用广泛。传动比范围：i = 8 60最终方案确定：电动机传动系统执行机构（如下图）二电动机的选择1、 驱动卷筒的转速： 2、电动机类型和结构形式 按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列笼型三相异步交流电动机，它为卧式封闭型。3、电动机容量 （1）卷同轴的输出功率： （2）电动机输出功率Pd 参考机械设计基础课程设计指导书P12页表2.2常用机械传动效率取： 普通V带 1=0.90 滚动轴承 2=0.99 圆柱齿轮 3=0.98弹性联轴器4= 0.99 滚筒及运输带效率： 5= 0.9所以，传动装置总效率为： =0=0.7398所以电动机所需功率为 设 计 计 算 及 说 明结 果4、驱动额定功率Ped参考机械设计基础课程设计指导书P188页表16.1选用电动机额定功率 Ped = 7.5kw 5、电动机转速查课程设计表2.1，V带传动比范围 i1=24，圆柱齿轮传动比范围 i2=36,所以电动机转速的可旋范围为： n = nwi1i2i2172013758r/min查课程设计表16.1Y系列笼型三相异步交流电动机同步转速有：3000r/min、1500r/min、1000r/min、750r/min；选取电动机的转速为 n = 3000r/ min,取电动机型号为Y132S22，所选取电动机：额定功率为 满载转速为 6、传动装置总传动比 i= / =2900/89.2 =32.51三级传动时i=1550，故电动机合格。7、分配各级传动比 取V带传动比i带 = 2.1，又因为i高=（1.11.5）i低,取i高=1.3i低 i=i带i高i低 所以：i高=4.485，i低=3.45三计算传动装置的运动及动力参数1、 各轴转速：电动机轴为1轴，减速箱输入轴（高速轴）为2轴，中间轴为3轴，输出轴（低速轴）为4轴。n1= n2= n3 = n4 = 2、 各轴的输入功率： 设 计 计 算 及 说 明结 果3、各轴转矩 电动机的输出转矩： 各轴的输入转矩： 同理 运动和动力参数计算结果整理于下表：项目电动机高速轴中间轴低速轴转速r/min29001380.95307.989.2功率kw7.196.476.286.09转矩Nm23.6844.74194.78625.01传动比2.14.4853.45效率0.900.970.97四带设计1、确定计算功率 工作情况：两班制,连续单向运转，载荷较平稳查机械设计表87（156页）得KA = 1.28计算功率Pca Pca = KA Ped =1.287.5=9.6kw2、选择带型根据计算功率Pca和小带轮转速n1 ，查机械设计图811，,择A型普通带3、确定带轮基准直径并验算带速查机械设计表86，A型V带轮最小直径：dmin =75mm查机械设计表88，初选小带轮的基准直径，dd1= 125mm从动轮基准直径：dd2 = d1i带 = 1252.1 = 262.5mm查机械设计表88，从动轮基准直径取dd2 = 250mmV = 3.14dd1n1/601000 = 18.97m/s （v=525m/s，符合）4、确定中心距、带的基准长度及包角初定中心距，根据式 262.5mma0750mm初步确定中距a0 = 500mm据教材机械设计式822初步计算带的基准长度 Ld0 = 2a0 + 3.14(dd1 + dd2)/2 + (a0 =1596.56mm由表82选带的基准长度: Ld = 1600mm查机械设计式821计算实际中心距，取a=502mm设 计 计 算 及 说 明结 果中心距变化范围：amin=a-0.015Ld=478mm amax=a+0.03Ld=506.8mm（取507）5、验算小轮包角由机械设计式825，6、计算V带的根数按0.07d，取h=6mm，则轴环处的直径为=82mm，轴环宽度b1.4h，取=12mm。轴承端盖的总宽度为45.2mm，（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与联轴器右端面间的距设 计 计 算 及 说 明结 果离 mm，故取。d 取中间轴上两齿轮间距为12mm，则=20mm，=72mm,至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。C. 轴向零件的周向定位 齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。由键联接所在轴径的大小，查得，齿轮处：b h = 20mm12mm (GB/T 109679)，长度为70mm；同时为保证齿轮与轴配合有良好 的对中性，查指导书表6.1故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/m6；同样，在联轴器与轴联接处，选用平键14mm9mm70mm，联轴器与轴的配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。D. 确定轴上圆角和倒角尺寸 查机械设计表15-2，取轴端倒角为2，各轴肩处的圆角半径见零件图。5) 求轴上的载荷首先作出轴的计算简图。由轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图略由计算结果和图可得，轴的危险截面在安装齿轮的中间，其中M合=277076 NmmT=624899Nmm设 计 计 算 及 说 明结 果6) 按弯扭合成应力校核轴的强度进行弯钮校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。取a=0.6，轴的计算应力为：前已选定轴的材料为40Cr，调质处理，由机械设计表15-1查得 =70MPa，因此是安全的。2. 中间轴的设计与计算1) 列出轴上的功率、转速和转矩 = 2) 求作用在齿轮上的力 因已知低速级小齿轮的分度圆直径为 而 圆周力 径向力 =1768N 轴向力 同理，大齿轮： 656N 设 计 计 算 及 说 明结 果3) 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。由机械设计表15-3，取=110，则I II III IV V VI 4) 轴的结构设计A. 拟定轴上零件的装配方案（见装配图）B. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。查GB/T297-1994，选择30207型号，其尺寸为dDB=35mm72mm17mm，故，而40mm（取齿轮距箱体内壁间距为10mm,S=8）。右端滚动轴承和齿轮之间采用套筒进行定位，取=40mm。同样V-VI处与I-II取同样的轴承，=35，=45.5mm。a) 取安装齿轮处的轴段II-III的直径=45mm，齿轮与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮的轮毂宽度为87mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取=85mm，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d，取h=5mm，则轴环处的直径为55mm，轴环宽度b1.4h，取=10m。设 计 计 算 及 说 明结 果b) 同理，IV-V处d=45mm L=50mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。c) 轴向零件的周向定位 齿轮与轴的周向定位均采用平键联接。由键联接所在轴径的大小，查得，高速级小齿轮处：b h = 14mm9mm (GB/T 109679)，长度为70mm；同时为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H7/m6；同样，在低速级大齿轮与轴联接处，选用平键14mm9mm40mm，与轴的配合为H7/m6。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k6。d) 确定轴上圆角和倒角尺寸 查机械设计表15-2，取轴端倒角为2。5) 求轴上的载荷 与低速轴计算同理，经过计算可得：水平面上F3=4579NF4=1891NM1max=334267Nmm 铅垂面上F1=2425.1NF2=-1.1NM2max=177032.3NmmTmax=194579064Nmm综上可得：此轴的危险截面在第二级齿轮的主动轮处，Mmax=设 计 计 算 及 说 明结 果6) 按弯扭合成应力校核轴的强度进行弯钮校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。取a=0.6，轴的计算应力为：前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1查得 =60MPa，因此是安全的。3. 高速轴的设计与计算1) 列出轴上的功率、转速和转矩 2) 求作用在齿轮上的力 因已知高速级小齿轮的分度圆直径为 mm 而 圆周力 径向力 N 轴向力 3) 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。由机械设计表15-3，取=110，则I II III IV V VI VII VIII 设 计 计 算 及 说 明结 果输入轴的最小直径显然是安装带轮的直径处，但是有键槽，应当将其增大5%为19.32mm，如上图所示。为了使所选轴直径与带轮的孔径相适应，故需同时选取带轮型号。由课程设计表9-1得，带轮的槽型为A型槽，孔径为20mm，带轮长L=1.820=36mm。 38mm为了使所选轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号，所以，查标准GB/T 58431986，选用YL4凸缘联轴器其公称转矩为40Nm,与轴配合的长度38mm（J,J1型）轴孔直径 D=20mm所以, 38mm4) 轴的结构设计A. 拟定轴上零件的装配方案（如装配图所示）B. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a 为满足带轮的轴向定位要求，-轴段右端需制出一轴肩，所以取=30mm，-段的长度现取 =38m。b 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，故选用角接触球轴承。由工作要求及=25mm，查GB/T292-83，选择7306B型号，其尺寸为dDT=30mm72mm19mm，故=30mm，取轴肩高3mm，则=40mm,长=13mm =30mm（取齿轮距箱体内壁间距为15mm,S=8）。 =42mm。c 已知齿轮的轮毂宽度为54mm，齿轮直接在轴上加工，故取=52mm。d 轴承端盖的总宽度为46.2mm，（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与联轴器右端面间的距离 mm，故取。LIV-V=8+15+90+10-2=120mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。e 轴向零件的周向定位设 计 计 算 及 说 明结 果带轮与轴的周向定位均采用平键联接。由键联接所在轴径的大小，查得，带轮处：b h = 6mm6mm (GB/T 109679)，长度为32mm；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k6。f 确定轴上圆角和倒角尺寸 查机械设计表15-2，取轴端倒角为1 和1.2 求轴上的载荷 与低速轴计算同理，经过计算可得右图弯矩扭矩图和受力图水平面上F3=540N F4=1320N M1=78570 Nm铅直面上F1=257N F2=440NM2=37393.5NmT=44742.3 Nm 设 计 计 算 及 说 明结 果综上可得轴的危险截面在齿轮安装处，M合=Tmax=44742.3Nmm6) 按弯扭合成应力校核轴的强度进行弯钮校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。取a=0.6，轴的计算应力为：前已选定轴的材料为40Cr，调质处理，由机械设计表15-1查得 =60MPa，因此是安全的。七轴承的校核计算 1、低速轴的轴承1 查滚动轴承样本（或设计手册）可知7231C轴承的C=69800N, =55200N1) 求轴承受到的径向载荷和 由上面轴的校核的受力分析结果可知： 图中的Fa=1066.9NFa/C0=1066.9/55200=0.019，查表13-15用线性插值法可得e=0.3857，所以Fd1=0.3857Fr1=1093NFd2=0.3857Fr2=782.6N求轴承的计算轴向力和由上显然可得Fd1+Fa=1093+1066.9N=2155.9N Fd2 所以轴承2被压紧，轴承1放松，所以有： 求轴承当量动载荷设 计 计 算 及 说 明结 果因为 由机械设计表13-5分别进行查表或插值计算得径向再和系数和轴向载荷系数为 轴承1 轴承2 查表13-6，（轻微冲击），取。则 验算轴承寿命因为,所有按轴承2的受力大小验算 故所选轴承可满足寿命要求。 2、中间轴的轴承 查滚动轴承样本（或设计手册）可知30207轴承的C=54200N, =63500N1) 求轴承受到的径向载荷和 由上面轴的校核的受力分析结果可知：右图所示的Fa为两齿轮的轴向力之差，即Fa=716N设 计 计 算 及 说 明结 果求轴承的计算轴向力和 对于30207型轴承，按机械设计表13-7，轴承派生力，查轴承手册得Y=1.6，e=0.37则 因Fd2+Fa Fd1 所以轴承2为紧，轴承1为松 求轴承当量动载荷因为 由机械设计表13-5分别进行查表或插值计算得径向再和系数和轴向载荷系数为 轴承1 轴承2 查表13-6，（轻微冲击），取。则 验算轴承寿命因为,所有按轴承1的受力大小验算 故所选轴承可满足寿命要求。设 计 计 算 及 说 明结 果3、高速轴的轴承 查滚动轴承样本（或设计手册）可知7207B轴承的C=31000N, =19200N1) 求轴承受到的径向载荷和由上面轴的校核的受力分析结果可知：2) 求轴承的计算轴向力和 对于7306B型轴承，按机械设计表13-7，轴承派生力，判断系数e=0.14。则 右图中的Fa=461N由上显然可得Fd2+Fa=461+1586N=2047N Fd1 所以轴承1被压紧，轴承2放松，所以有： 3) 求轴承当量动载荷因为 由机械设计表13-5分别进行查表或插值计算得径向再和系数和轴向载荷系数为 轴承1 ; 轴承2: 查表13-6，（轻微冲击），取。则 4) 验算轴承寿命因为,所有按轴承1的受力大小验算 故所选轴承可满足寿命要求设 计 计 算 及 说 明结 果八、键的校核1. 键的材料都是钢，由机械设计表6-2查得许用应力，因为只是很轻微的冲击取。键的工作长度，键的接触高度k=0.5h。2. 输出轴的键齿轮键的参数bhL=20mm12mm50mm ，d = 70mm由机械设计式6-1可得， 半联轴器的参数bhL=14mm9mm63mm ，d = 48mm由机械设计式6-1可得， 3. 中间轴的键小齿轮键的参数bhL=14mmmm70mm ，d = 45mm由机械设计式6-1可得，大齿轮键的参数bhL=14mm9mm40mm ，d = 45mm由机械设计式6-1可得， 4. 输入轴的键轮毂键的参数bhL=6mm6mm32mm ，d = 20mm由机械设计式6-1可得， 综上，所以所选的键都合适。设 计 计 算 及 说 明结 果九轴承的润滑方式选择与密封高速级齿轮的圆周速度为：所以，轴承采用浴油润滑。油润滑时因小齿轮齿顶圆小于轴承外圈，要加挡油盘，故密封装置采用挡油盘低速级大齿轮的圆周速度为：所以，轴承采用脂润滑。 当轴承采用脂润滑时，为了防止箱内的润滑油进入轴承厚使润滑脂稀释而流走，常在轴承内侧加封油盘。故密封装置采用封油盘。十一、减速器附件的选择1. 通气器选用通气螺塞M24的，材料为Q2352. 轴承盖及套杯选用凸缘式轴承盖（透盖），材料为HT1503. 油面指示器 选用油标尺 4. 油塞选用外六角油塞及密封垫，M141.5，材料为Q235 5. 窥视孔与视孔盖选用板结构视孔盖l 1=180mm 6. 螺塞 材料Q235A.指导书表14.17第二个7. 起吊装置 选用箱盖吊耳与箱座吊耳设 计 计 算 及 说 明结 果十二减速器机体结构尺寸如下名称符号计算公式结果箱座厚度10箱盖厚度10箱盖凸缘厚度15箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直径M20地脚螺钉数目查手册4轴承旁联结螺栓直径M16盖与座联结螺栓直径=（0.5 0.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）d3=6且螺钉数为4，至外箱壁的距离dmin查手册表4.1262218，至凸缘边缘距离dmin查手册表4.1242016大齿轮顶圆与内箱壁距离1.215齿轮端面与内箱壁距离12箱盖，箱座肋厚8.58.5代号结构尺寸和计算公式结果（齿轮2）结果（齿轮4）轮毂处直径1.6D6496轮毂轴向长度6085倒角尺寸11.25齿根圆处的厚度1010板孔直径62.5腹板厚度1825.5十三大齿轮的设计十四、设计小结 这次的课程设计，是关于设计运送原料的带式运输机用的圆柱齿轮减速器的内容。在设计过程中，碰到了与以往完全不同的方法及概念；前一部分可能成立的结论用到下一部分内容却会产生致命的错误；我们往往在自认为已经没有问题的时候，却碰到了前面认为不是问题的问题。总结起来，我们最大的欠缺就是缺乏一个整体的观念，常常在不经意中，以偏概全，以局部代替整体。比如，我们设