机械设计课程设计计算说明书-带式运输机二级斜齿圆柱齿.doc

机械设计课程设计设计带式输送机传动装置（含同轴式二级斜齿轮圆柱齿轮减速箱）课程设计说明书 课 程 名 称: 机械设计课程设计 课 程 代 码: 8202941 题 目: 带式运输机二级斜齿圆柱齿轮减速箱学院(直属系) : 机械工程与自动化学院 年级/专业/班: 08机械设计制造及其自动化5班学 生 姓 名: 学 号: 指 导 教 师: 王 强 开 题 时 间: 2010 年 11 月 18 日完 成 时 间: 2010 年 12 月 8 日目 录一、设计任务书3二、传动方案的拟定及说明4 三、电动机的选择5四、计算总传动比及分配各级的传动比7五、计算传动装置的运动和动力参数8六、传动件的设计计算91.v带传动设计计算92.低速级斜齿轮传动设计计算123.高速级斜齿轮传动计算164.齿轮的参数汇总18七、轴的设计计算191.高速轴的设计192.中速轴的设计243.低速轴的设计28八、滚动轴承的选择及校核计算33九、键联接的选择及校核计算38十、联轴器的选择39十一、减速器附件的选择和箱体的设计40十二、设计小结41十三、参考文献42十四、附录（零件及装配图）4343计 算 及 说 明结 果一、设计任务书设计一用于带式运输机上同轴式二级斜齿圆柱齿轮减速器。1.总体布置简图2.工作条件与技术要求：输送带允许误差为4%；运输机效率；工作情况：两班制，连续单向运转，载荷平稳；工作年限：15年；工作环境：室内，清洁；电力：三相交流，电压380v；检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修；制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。 3.原始数据运输机卷筒扭矩（nm）运输带速度（m/s）卷筒直径（mm）带速允许偏差（%）使用年限（年）工作制度（班/日）13000.653601524.设计内容（1）电动机的选择与参数计算计 算 及 说 明结 果（2）斜齿轮传动设计计算（3）轴的设计（4）滚动轴承的选择（5）键和联轴器的选择与校核（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1张（0号或1号图纸）（2）齿轮、轴零件图各一张（2号或3号图纸）（3）设计计算说明书一份二、传动方案的拟定及说明如任务书上布置简图所示，传动方案采用v带加同轴式二级圆柱齿轮减速箱，采用v带可起到过载保护作用，同轴式可使减速器横向尺寸较小。计 算 及 说 明结 果三、电动机的选择1.电动机类型选择按工作要求和工作条件，选用一般用途的（ip44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2.电动机容量（1）滚筒轴的输出功率（2）电动机的输出功率传动装置的总效率式中，为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由机械设计课程设计表2-2查得：v带传动；滚动轴承；圆柱齿轮传动；弹性联轴器；卷筒轴滑动轴承，则故 （3）电动机额定功率由表16-1选取电动机额定功率。3.电动机的转速查机械设计手册得v带传动常用传动比范围，两级同计 算 及 说 明结 果轴式圆柱齿轮减速器传动比范围，则电动机转速可选范围为可见同步转速为750r/min、1000r/min、1500r/min和3000r/min的电动机均符合。这里初选同步转速分别为1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较，如下表：方案电动机型号额定功率（kw）电动机转速（r/min）电动机质量（kg）同步满载1y132m-47.515001440812y160m-67.51000970119方案1的电动机质量较小，且价格低。因此，可采用方案1，选定电动机型号为y132m-4。计 算 及 说 明结 果四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比1.传动装置总传动比2.分配各级传动比取v带传动的传动比，则两级圆柱齿轮减速器的传动比为而两级圆柱齿轮减速器内部两组齿轮传动为同级传动，故所得符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。计 算 及 说 明结 果五、计算传动装置的运动和动力参数1.各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为轴，中速轴为轴，低速轴为轴，各轴转速为2.各轴输入功率按电动机额定功率计算各轴输入功率，即 3.各轴转矩电动机轴高速轴中速轴低速轴转速（r/min）1440480128.69034.502功率（kw）7.57.1636.8616.572转矩（nm）49.74142.5509.1351819.045计 算 及 说 明结 果六、传动件的设计计算1. v带传动设计计算（1） 确定计算功率由于是带式输送机，功率为=7.5kw，每天工作两班，查机械设计表8-7得， 工作情况系数（2） 选择v带的带型查机械设计图8-11选用a型（3） 确定带轮的基准直径并验算带速初选小带轮的基准直径。由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径验算带速v。因为带速v在530m/s之间，故带速合适。计算大带轮基准直径根据表8-8，圆整为（4） 确定v带的中心距a和基准长度初定中心距。由可得331.1946，可取=500mm。a型计 算 及 说 明结 果计算带所需的基准长度由表8-2选带的基准长度计算实际中心距a和变动范围。由公式可得中心距变化范围为455.848568.348mm。（5） 验算小带轮上的包角（6） 确定带的根数计算单根v带的额定功率由和，查表8-4a得 根据，i=3和a型带，查表8-4b得查表8-5，得，查表8-2得，于是计算v带的根数z。6根计 算 及 说 明结 果取6根。（7） 计算单根v带的初拉力的最小值由表8-3得a型带的单位长度质量q=0.1kg/m，所以对于新安装的v带，初拉力应为（8） 计算压轴力计 算 及 说 明结 果2. 低速级斜齿轮传动设计计算小齿轮转矩，小齿轮转速，传动比。（1） 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用斜齿圆柱齿轮运输机为一般工作机器，速度不高，故选8级精度（gb10095-88）从机械设计表10-1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，二者硬度差为40hbs。选小齿轮齿数：大齿轮齿数。取 。齿数比为初选取螺旋角（2） 按齿面接触强度设计按式(10-21）试算，即确定公式内各计算数值a) 试选载荷系数b) 由图10-30选取区域系数c) 由图10-26查得，d) 小齿轮传递的传矩计 算 及 说 明结 果e) 由表10-7选取齿宽系数f) 由表10-6查得材料弹性影响系数。g) 由图10-21d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h) 计算应力循环次数： i) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数j) 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数s=1，由式(10-12)得k) 许用接触应力计算a) 试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得计 算 及 说 明结 果b) 计算圆周速度c) 齿宽b、模数、齿高h、d) 计算纵向重合度e) 计算载荷系数k由表10-2查得使用系数 ，根据v=0.630m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数；由表10-4查得的值与直齿轮的相同，故，因 表10-3查得；图10-13查得故载荷系数：f)g) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得h) 计算模数v=0.630m/s计 算 及 说 明结 果（3） 按齿根弯曲强度设计由式(10-17)确定计算参数a) 计算载荷系数b) 根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数c) 计算当量齿数d) 查取齿形系数由表10-5查得e) 查取应力校正系数由表10-5查得f) 查取弯曲疲劳许用应力由图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由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数s=1.4，则计 算 及 说 明结 果g) 计算大、小齿轮的，并加以比较大齿轮的数值大设计计算（按大齿轮）对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数的大小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，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关。故可取有弯曲强度算得的模数2.840mm并就近整园为标准值。为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由取，则取。实际传动比为122/31=3.935,与原分配传动比基本一致。计 算 及 说 明结 果（4） 几何尺寸计算计算中心距将中心距圆整为236mm按圆整后的中心距修正螺旋角计算大、小齿轮的分度圆直径计算齿轮宽度圆整后取3.高速级斜齿轮传动计算高速级斜齿轮设计过程与低速级些齿轮一样，计算得到齿宽。考虑到同轴式二级齿轮减速器，因此两对齿轮的其他参数取成完全一样，这样保证了中心距完全相等的要求，且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速级齿轮传动的要求。为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分，故高速级小齿轮采用左旋，大齿轮采用右旋，低速级小齿轮右旋大齿轮左旋。计 算 及 说 明结 果4.齿轮的参数汇总高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比3.935模数(mm)3螺旋角132842中心距(mm)236齿数3112231122齿宽(mm)706510095直径(mm)分度圆95.63376.3795.63376.37齿根圆88.13368.8788.13368.87齿顶圆101.75382.37101.75382.37旋向左旋右旋右旋左旋计 算 及 说 明结 果七、轴的设计计算1. 高速轴的设计(1) 高速轴上的功率、转速和转矩转速（）高速轴功率（）转矩t（）4807.163142.5(2) 作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为=95.63 ，则(3) 初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取,于是得(4) 轴的结构设计 1）拟订轴上零件的装配方案（如图） 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足v带轮的轴向定位，-轴段右端需制出一轴肩，取-段的直径d-=32mm。v带轮与轴配合的长度l1=96mm，计 算 及 说 明结 果为了保证轴端档圈只压在v带轮上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比l1略短一些，现取l-=90mm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，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d-=32mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30307，其尺寸为ddt=35mm80mm22.75mm，故d-=d-=35mm；而l-=b+21=21+21=42mm，l-=10mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30307轴承的定位轴肩高度h=4.5mm，因此，套筒左端高度为4.5mm，d-=44mm。取安装齿轮的轴段-的直径d-=40mm，取l-=103mm齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。轴承端盖的总宽度为36mm（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，取端盖的外端面与v带轮右端面间的距离l=24mm，故取l-=60mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的轴向定位v带轮与轴的周向定位选用平键10mm8mm63mm，v带轮与轴的配合为h7/r6；齿轮与轴的周向定位选用平键12mm8mm63mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为h7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。计 算 及 说 明结 果4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角 轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-9030与v带轮键联接配合-6032定位轴肩-4235与滚动轴承30307配合，套筒定位-7840与小齿轮键联接配合-1044定位轴环-2335与滚动轴承30307配合总长度303mm（5） 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30307型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=18mm。因此，轴的支撑跨距为l1=118mm， l2+l3=74.5+67.5=142mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面c是轴的危险截面。先计算出截面c处的mh、mv及m的值列于下表。计 算 及 说 明结 果计 算 及 说 明结果载荷水平面h垂直面v支反力f，c截面弯矩m总弯矩扭矩（6） 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。安全计 算 及 说 明结 果2. 中速轴的设计(1) 中速轴上的功率、转速和转矩转速（）中速轴功率（）转矩t（）128.6906.861509.135(2) 作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则已知低速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则(3) 初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取,于是得计 算 及 说 明结果(4) 轴的结构设计 1）拟订轴上零件的装配方案（如图） 2）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，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d-=d-=45mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30309，其尺寸为ddt=45mm100mm27.25mm，故l-=l-=27+20=47mm。两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。由手册上查得30309型轴承的定位轴肩高度h=4.5mm，因此，左边套筒左侧和右边套筒右侧的高度为4.5mm。取安装大齿轮出的轴段-的直径d-=50mm；齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。为了使大齿轮轴向定位，取d-=55mm，又由于考虑到与高、低速轴的配合，取l-=100mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的轴向定位大小齿轮与轴的周向定位都选用平键14mm9mm70mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为h7/n6；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图计 算 及 说 明结果轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-4945与滚动轴承30309配合，套筒定位-7350与大齿轮键联接配合-9055定位轴环-9850与小齿轮键联接配合-4545与滚动轴承30309配合，套筒定位总长度355mm（5） 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30309型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=21mm。因此，轴的支撑跨距为l1=76mm， l2=192.5，l3=74.5mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面c是轴的危险截面。先计算出截面c处的mh、mv及m的值列于下表。载荷水平面h垂直面v支反力fc截面弯矩m总弯矩扭矩计 算 及 说 明结果计 算 及 说 明结 果（6） 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。3. 低速轴的设计(1) 低速轴上的功率、转速和转矩转速（）中速轴功率（）转矩t（）34.5026.5721819.045(2) 作用在轴上的力已知低速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则(3) 初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取，于是得 (4) 轴的结构设计1） 拟订轴上零件的装配方案（如图）安全计 算 及 说 明结果 2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位，-轴段左端需制出一轴肩，故取-段的直径d-=64mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度l1=107mm，为了保证轴端档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l1略短一些，现取l-=105mm。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，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d-=65mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的单列圆锥滚子轴承30314，其尺寸为ddt=70mm150mm38mm，故d-=d-=70mm；而l-=38mm，l-=38+20=58mm。左端滚动轴承采用轴环进行轴向定位。由表15-7查得30314型轴承的定位高度h=6mm，因此，取得d-=82mm。右端轴承采用套筒进行轴向定位，同理可得套筒右端高度为6mm。取安装齿轮出的轴段-的直径d-=75mm；齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为95mm，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l-=93mm。轴承端盖的总宽度为30mm（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，取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离l=30mm，故取l-=60mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。计 算 及 说 明结 果3） 轴上零件的轴向定位半联轴器与轴的联接，选用平键为18mm11mm80mm，半联轴器与轴的配合为h7/k6。齿轮与轴的联接，选用平键为20mm12mm80mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为h7/n6。4） 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-3870与滚动轴承30314配合-1082轴环-9375与大齿轮以键联接配合，套筒定位-5870与滚动轴承30314配合-6068与端盖配合，做联轴器的轴向定位-10564与联轴器键联接配合总长度364mm计 算 及 说 明结 果计 算 及 说 明结 果（5） 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30314型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=31mm。因此，轴的支撑跨距为根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面b是轴的危险截面。先计算出截面b处的mh、mv及m的值列于下表。载荷水平面h垂直面v支反力fb截面弯矩m总弯矩扭矩（6） 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。安全计 算 及 说 明结 果八、滚动轴承的选择及计算轴承预期寿命 1. 高速轴的轴承选用30307型圆锥滚子轴承，查课程设计手册得 ， （1） 求两轴承所受到的径向载荷和由高速轴的校核过程中可知：，（2） 求两轴承的计算轴向力和由机械设计表13-7得 因为所以（3） 求轴承当量动载荷和计 算 及 说 明结 果 由机械设计表13-6，取载荷系数 （4） 验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求。2. 中速轴的轴承选用30309型圆锥滚子轴承，查课程设计手册得 ， （1） 求两轴承所受到的径向载荷和由中速轴的校核过程中可知：，满足寿命要求计 算 及 说 明结果（2） 求两轴承的计算轴向力和由机械设计表13-7得 因为所以（3） 求轴承当量动载荷和 由机械设计表13-6，取载荷系数 （4） 验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求。满足寿命要求计 算 及 说 明结 果3.低速轴的轴承选用30314型圆锥滚子轴承，查课程设计手册得 ， （1） 求两轴承所受到的径向载荷和由低速轴的校核过程中可知：，（2） 求两轴承的计算轴向力和由机械设计表13-7得 因为所以（3） 求轴承当量动载荷和 计 算 及 说 明结 果由机械设计表13-6，取载荷系数 （4） 验算轴承寿命因为，所以按轴承2的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求。满足寿命要求计 算 及 说 明结 果九、键联接的选择及校核计算由机械设计式(6-1）得 键、轴和轮毂的材料都是钢，参照机械设计表6-2，取（1） v带轮处的键取普通平键10863键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度（2） 高速轴上小齿轮处的键取普通平键12863键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度（3） 中速轴上大齿轮处的键取普通平键14963键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度（4） 中速轴上小齿轮处的键取普通平键14970该键满足强度要求该键满足强度要求该键满足强度要求计 算 及 说 明结 果键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度（5） 低速轴上大齿轮处的键取普通平键201280键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度可见健的强度不够，且相差甚远，考虑采用双键连接，相隔180布置。该双键的工作长度为（6