机械设计课程设计-带式运输机的二级圆柱直齿减速器.docx

机械设计基础课程设计说明书 设计题目 带式运输机的二级圆柱直齿减速器 机电工程 院(系) 机械设计制造及其自动化 专业班级 学号 设 计 人 指导教师 完成日期 年 月 日广东石油化工学院目录1. 设计题目32. 传动方案简述43. 电动机的选择44. 总传动比的确定及分配65. 运动参数和动力参数计算66. 带的设计计算77. 齿轮传动设计108. 轴及轴上零件的设计209. 箱体结构的设计2810. 润滑及密封类型的设计2811. 其他附件的设计2812. 参考文献2913. 设计总结291.设计题目：带式运输机的二级圆柱直齿减速器系统简图原始数据学号带工作拉力f（n）带速度v（m/s）卷筒直径d（mm）116002.4400218002.4400320002.4450420002.1450521002.1460622002.1460716001.8460818001.8460920001.84701020001.64801121001.64501222001.6450工作要求每日两班制工作，传动不逆转，有中等冲击，链速允许误差为5% 342.传动方案简述 将传动能力较小的带传动布置在高速级，有利于整个传动系统结构紧凑，匀称。同时，将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少噪声的特点。由于齿轮相对轴承为不对称布置，使其沿齿宽方向载荷分布不均。故齿轮布置在距扭矩输入端较远的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现象，使轴能获得较大刚度。综上所述，本方案具有一定的合理性及可行性。3.电动机的选择3.1已知条件运输带工作拉力运输带工作速度卷筒直径3.2类型 y系列三相异步电动机3.3相关计算（1）工作机的有效功率 其中，带式运输机的效率=0.94，查1表10-1（2）由电动机至工作机的总效率 h 带传动v带的效率 一对滚动轴承的效率 一对齿轮传动的效率 联轴器的效率 卷筒的传动效率 所以电动机至工作机的总效率：（3）电动机所需的输出功率： 由于，查1表10-78可知电动机的额定功率（4）电动机转速： 卷筒轴工作转速： v带传动传动比展开式二级圆柱齿轮减速器传动比：故总传动比合理范围是电动机转速的可选范围为3.4确定电动机的型号查表得符合这一范围的取同步转速为和的电动机。综合考虑电动机和传动装置的情况，为降低电动机的成本和重量，可选择同步转速为的电动机。电动机的型号为，其额定功率为5.5，满载转速为2900，启动转矩额定转矩为2.0，最大转矩额定转矩为2.2，查1表10-784. 总传动比的确定及分配4.1传动装置总传动比 （电动机满载转速）4.2各级传动比的分配 (1)v带传动的传动比：可选范围24初取 (2)两级齿轮传动的传动比 ： (3)齿轮传动中高低速级传动比的分配： ,而且。所以，5.运动参数和动力参数计算5.1各轴转速计算 小带轮转速 高速轴转速 中间轴转速低速轴转速卷筒轴转速5.2各轴输入功率 电动机轴输入功率 高速轴输入功率 中间轴输入功率 低速轴输入功率 卷筒轴输入功率5.3各轴输入转矩 电动机轴输出转矩高速轴输出转矩中间轴输出转矩低速轴输出转矩卷筒轴输出转矩带式传动装置的运动和动力参数列表如下： 轴名参数 电动机轴高速轴中间轴低速轴卷筒轴转速n(r/min)2900966.67232.9373.0273.02功率p(kw)5.55.285.074.874.77转矩t(nm)18.1152.16207.87636.93623.85传动比i3.004.153.191.00效率0.960.960.960.986.v带的设计6.1已知条件 电动机功率 电动机转速 v带传动比取6.2设计计算（1）确定计算功率根据两班制工作，查2表2-10，得工作系数故（2）选取普通v带带型根据，确定选用普通带型,查2图2.17（3）确定带轮基准直径 和 a.初选小带轮基准直径，查2表2-4b.验算带速。故带的速度合适。c. 计算 （4） 确定普带的基准长度和传动中心距 根据得，初步确定中心距 带长 根据2表2-2，取。计算实际中心距（5） 验算主轮上的包角 故主动轮上的包角合适。（6） 计算带的根数 p0 基本额定功率，由2表2-5， 得 p0额定功率的增量，由2表2-7，得 包角修正系数，由2表2-9， 得 长度系数，由2表2-2，得 故 取根（7）计算预紧力 由2 表2-1，得 应使带的实际初拉力 （8） 计算压轴力 7. 齿轮传动设计7.1高速级齿轮传动7.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按照给定的设计方案可知齿轮类型为直齿圆柱齿轮；（2）电动机为一般工作机，速度不高，选择8级精度；（3）材料选择。 选取：小齿轮的材料为40cr（调质），硬度为280hbs 大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240hbs 二者硬度差为40hbs；（4） 选小齿轮的齿数为 大齿轮的齿数为取7.1.2按齿面接触强度设计： 根据公式计算（1）确定公式内的各计算数值： 1）初选2）计算小齿轮传递的转矩： 3）由2表4-6，得4）由2表4-7取5）由2图4.01，得6）由2图4.19-3，得 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： 7） 8）计算应力循环次数： 9）由2图4.20得，接触疲劳寿命系数：, 10）接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数 得： （2）计算 1)试算小齿轮分度圆直径（取小者，即） 2）计算圆周速度 3）计算齿宽及模数 ； ； 4）计算载荷系数 由2表4-4，得使用系数， 由2图4.9，得动载系数 由2图4.12， 由2表4-5，直齿轮 故载荷系数为： 5）按实际载荷系数校正所得分度圆直径 6）计算模数 7.1.3按齿根弯曲强度设计 根据公式（1）确定计算参数 1）由2图4.21-3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2图4.22得，取弯曲疲劳寿命系数：3）由2图4.23得，取尺寸系数4)计算弯曲疲劳强度许用应力取弯曲疲劳安全系数 5）计算载荷系数 6）查取齿形系数，由2图4.18得，7）查取应力校正系数 由2图4.168）计算大、小齿轮的并比较 大齿轮数值大，取其值。（2）计算 对比计算结果，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。因此，取已可满足弯曲强度的要求，需按齿面接触疲劳强度所得的分度圆直径来计算齿数。 ，取，取7.1.4相关几何尺寸的计算（1） 中心距 （2）计算大、小齿轮的分度圆直径（3）计算齿轮宽度圆整后取由此设计有：模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮 (mm）2.0546027大齿轮 (mm）2.0226551137.2 低速级齿轮传动7.2.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按照给定的设计方案可知齿轮类型为直齿圆柱齿轮；（2）电动机为一般工作机，速度不高，选择8级精度；（3）材料选择 选取：小齿轮的材料为40cr（调质），硬度为280hbs 大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240hbs 二者硬度差为40hbs；（4）选小齿轮的齿数为 大齿轮的齿数为 取7.2.2 按齿面接触强度设计： 根据公式计算（1）确定公式内的各计算数值： 1）初选2）计算小齿轮传递的转矩： 3）由2表4-6，得4）由2表4-7取5）由2图4.01，得6）由2图4.19-3，得 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： 7） 8）计算应力循环次数： 9）由2图4.20得，接触疲劳寿命系数：, 10）接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数 得： 2）计算 1)试算小齿轮分度圆直径（取小者，即） 2）计算圆周速度 3）计算齿宽及模数 ； ； 4）计算载荷系数 由2表4-4，得使用系数， 由2图4.9，得动载系数 由2图4.12， 由2表4-5，直齿轮 故载荷系数为： 5）按实际载荷系数校正所得分度圆直径 6）计算模数 7.2.3 按齿根弯曲强度设计 根据公式计算（1）确定计算参数 1）由2图4.21-3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2图4.22得，取弯曲疲劳寿命系数：3）由2图4.23得，取尺寸系数4)计算弯曲疲劳强度许用应力取弯曲疲劳安全系数 5）计算载荷系数 6）查取齿形系数，由2图4.18得，7）查取应力校正系数 由2图4.168）计算大、小齿轮的并比较 大齿轮数值大，取其值。（2）计算对比计算结果，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。因此，取已可满足弯曲强度的要求，需按齿面接触疲劳强度所得的分度圆直径来计算齿数。 取 ,取7.2.4 相关几何尺寸的计算（1）中心距（2）计算大、小齿轮的分度圆直径（3）计算齿轮宽度 ，圆整后取由此设计有：模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮 (mm）2.582.59033大齿轮 (mm）2.5265851068. 轴及轴上零件的设计8.1高速轴的设计8.1.1已知条件 由前面算得8.1.2、选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用的材料45钢，调制处理8.1.3初算轴的直径根据2表6-3选取a0=112。于是有: 8.1.4选择滚动轴承初步选择滚动轴承。选6005深沟球轴承；查1表10-37得6005深沟球轴承d=25mm ，b=12mm8.1.5根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度于此轴的相配合的齿轮分度圆直径比较小，所以将此轴设计成齿轮轴。: 轴向定位要求1-2轴段右端要求制出一轴肩，取l1-2=37.5mm ， 且d1-2=25mm, 与1-2段轴相配合的深沟球轴承，左端用轴端挡圈进行轴向定位，右端采用套筒进行轴向定位:2-3段轴要与齿轮配合，此段齿轮与轴一体，故要有一个轴肩，这里我们取h=5mm，所以d2-3=35mm ； 又由于小齿轮齿宽b=60mm ，根据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短2-3mm ，所以取 l2-3=58mm；: 4-5段轴没有什么与之相配合的零件，考虑到下段有个轴肩，但直径仍设计为d4-5=35mm,l4-5=61mm: 5-6段 d5-6=25,l5-6=40mm,右端用轴端挡圈固定轴承。：6-7段, 由于输入端是与v带轮的轮毂相连，而且v带为a型，因此v带的宽度为5e+2f=(z-1)e+2f=(6-1)15+29=93mm.d6-7=25,l6-7=103mm,其中末端的的93mm与v带的轮毂进行连接，中间与箱体的10mm用档圈进行轮毂与左端轴承的定位。8.1.6确定轴的的倒角和圆角 参考3表15-2，取轴端倒角为1.245，各轴肩处的圆角为1.6。8.1.7轴的草图8.2中间轴的设计8.2.1已知条件 由前面的计算得,8.2.2选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用的材料45钢，调质处理8.2.3初算轴的直径根据2表6-3选取a0=112。于是有:8.2.4选择滚动轴承初步选择滚动轴承。选6007深沟球轴承；查1表10-37得6007深沟球轴承d=35mm ，b=14mm8.2.5根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度:1-2段轴我们取为 l1-2=25mm，d1-2=35mm 。与1-2段轴相配合的深沟球轴承，左端用轴端挡圈进行轴向定位，右端采用套筒进行轴向定位。：2-3段轴要与齿轮配合，故要有一个轴肩，这里我们取h=5mm，所以d2-3=45mm ； 又由于大齿轮齿宽b=55mm ，根据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短2-3mm ，所以取 l2-3=52mm；：为了实现齿轮的右端的轴向定位，应将3-4段轴的直径比2-3段稍微大一些，h0.07d这里取其直径为 d3-4=48mm；由于3-4段轴主要是起轴肩的作用，没有与之相配合的零件，且根据设计方案，这里取l3-4=10mm 。：4-5段轴要与小齿轮相配合，且为能利用3-4段轴的轴肩，所以此段轴的直径要比4-5段轴要小一些，这里我们取 d4-5=45mm；由于小齿轮的齿宽为b=90mm，根据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短2-3mm，所以取l4-5=88mm。：5-6段轴与之相配合的零件是轴承，所以其直径和长度与轴最右端的轴承一样，故d5-6=35mm, l5-6=25mm，l= l1-2 +l2-3+l3-4 +l4-5 +l5-6=25+52+10+88+25=200mm，同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选h7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。8.2.6倒角参考3表15-2，取轴端倒角为1.245，各轴肩处的圆角为28.2.7轴的结构草图8.3低速轴的设计8.3.1已知条件 由前面算得，8.3.2选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用的材料45钢，调质处理8.3.3初算轴的直径根据2表6-3选取a0=112。于是有:8.3.4选取联轴器输出轴的最小直径显然是安装联轴器的，为了所选的轴的直径与联轴器的孔径相适宜，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩tca=kat3,考虑到转矩的变化很小，故取ka=1.5，则：t ca=kat3=1.5636.93=955.40n.m按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查1表10-44选用型号为tl9型联轴器，其公称转矩和孔径分别为1000n.m和50mm,故轴的最小直径选择50mm，tca=955.40n.m。联轴器的长度l=112mm,联轴器与轴配合的毂孔长度l1=84mm.8.3.5选择轴承初步选择滚动轴承。由于轴的直径为50mm选6010深沟球轴承；查1表10-37得6010深沟球轴承d=50mm，b=16mm8.3.6根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度:1-2段轴由于与联轴器的毂孔长度l1=84m，为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故轴的长度比l1略短一些我们取为 l1-2=82+8=90mm，d1-2=50mm 。右端采用套筒进行联轴器和轴承的轴向定位。：2-3段轴上要有一个挡圈固定轴承，下段轴设计个轴肩，所以d2-3=50mm ，取 l2-3=25mm；：3-4段轴要进行轴端配合，故要有一个轴肩，这段轴没有与之相配合的零件，这里我们取h=4mm，所以d3-4=58mm ； l3-4=53mm；：为了实现齿轮的右端的轴向定位，应将5-6段轴的直径比4-5段稍微小一些，h0.07d这里取其直径为 d4-5=66mm；由于5-6段轴主要是起轴肩的作用，没有与之相配合的零件，且根据设计方案，这里取l4-5=10mm：5-6段轴要与齿轮配合，故要有一个轴肩，这里我们取h=5mm，所以d5-6=68mm ；又由于大齿轮齿宽b=85mm ，根据与齿轮相配合部分的轴段长度一般应比轮毂长度短2-3mm，所以取 l5-6=82mm；6；6-7段只有与轴承相连接，所以取d6-7=50mm l6-7=40mm.同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选h7/n6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。轴上零件得周向定位齿轮，半轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=58mm ， bh=1811 ，l=40mm。8.3.7确定轴的的倒角和圆角参考3表15-2，取轴端倒角为1.245，各轴肩处的圆角为28.3.8轴的结构草图8.4 中间轴的校核8.4.1已知条件 由前面算得 高速级大齿轮的分度圆直径为 低速级小齿轮的分度圆直径为8.4.2作用在两个齿轮上的圆周力径向力 8.4.3求垂直面的支反力l3=6.5+24.5+20.25=51.25mm; l2=20.25+10+30=60.25mm;l1=30+25+6.5=61.5mm8.4.4计算垂直弯矩 8.4.5求水平面的支承力8.4.6计算、绘制水平面弯矩图求合成弯矩图，按最不利情况考虑mam=mavm2+mahm2=（-6.88）2+164.732=164.87n.mman=mavn2+mahn2=（-53.95）2+215.272=221.93n.m按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时。通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的界面，即危险截面的强度根据以上的数据以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力 cam=mam2+t22w=164.871032+0.6207.8710320.1403=32.30mpa can=man2+t22w =(221.93103)2+(0.6207.87103)20.1(40)3=39.78mpa前已选定轴的材料为45钢，调制处理，由 2表6-4查得-1=60mpa。因此ca-1，故安全。8.4.7轴承寿命校核轴承使用寿命为10年，每年按300天计算。轴承寿命可由式lh=10660n(cft)pfp)h进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以p=fr，查4表13-6取载荷系数 ，查4表13-4取温度系数，取=3.fr1=f1v2+ f1h2=(-111.82)2+2678.462=2680.80nfr2=f2v2+ f2h2=1052.772+4200.372=4330.29n因此该轴承符合要求。8.4.8键的设计与校核轴上零件得周向定位（1）齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按d4-5=45mm ，查1表10-33得平键的截面 bh=149mm,取l=40mm（比轮毂宽度小些）；按d2-3=45mm ，查1表10-33得平键的截面 bh=149mm,取l=40mm（比轮毂宽度小些）。 （2）校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由2表6-7查得许用挤压用力=60-90 mpa，取中间值，=75mpa 。键的工作长度l1=l-b=40-12=28mm，l2= l-b=40-12=28mm.键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5 8=4mm。p=2t2103kldp可得： p1=2207.8710344045=57.74mpa p2=2207.8710344045=57.74mpa由计算可知均小于p所以都安全可用。即所选键为bhl=14940和bhl=149409. 箱体结构的设计带式运输机的展开式二级直齿圆柱齿轮减速器如下表所示名称数值（mm）名称数值（mm）箱座壁厚8底座宽度237箱盖壁厚8底座高度15底座长度405箱体高度297其他相关尺寸见图纸。10. 润滑及密封类型的设计10.1齿轮采用飞溅润滑，在箱体上的四个轴承采用脂润滑，在中间支撑上的两个轴承采用油润滑。10.2密封类型的选择10.2.1轴伸出端的密封：轴伸出端的密封选择毛毡圈式密封。10.2.2箱体结合面的密封： 箱盖与箱座结合面上涂密封胶的方法实现密封。10.2.3轴承箱体内，外侧的密封：（1）轴承箱体内侧采用挡油环密封。 （2）轴承箱体外侧采用毛毡圈密封11.其他附件的设计11.1观察孔及观察孔盖的选择与设计： 观察孔用来检查传动零件的啮合，润滑情况，并可由该孔向箱内注入润滑油。平时观察孔盖用螺钉封住，。为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，在盖板与箱盖之间加有纸质封油垫片，油孔处还有虑油网。 查表选观察孔和观察孔盖的尺寸分别为和。11.2油面指示装置设计：油面指示装置采用油标指示。11.3通气器的选择：通气器用来排出热膨胀，持气压平衡。查表选 型通气帽。11.4放油孔及螺塞的设计： 放油孔设置在箱座底部油池的最低处，箱座内底面做成外倾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能将污油放尽，排油孔平时用螺塞堵住。查表选型外六角螺塞。11.5起吊环的设计： 为装卸和搬运减速器，在箱盖上铸出吊环用于吊起箱盖。起盖螺钉的选择： 为便于台起上箱盖，在上箱盖外侧凸缘上装有1个启盖螺钉，直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同。11.6定位销选择： 为保证箱体轴承座孔的镗孔精度和装配精度，在精加工轴承座孔前，在箱体联接凸缘长度方向的两端，个装配一个定位销。采用圆锥销，直径是凸缘连接螺栓直径的0.8倍。12.参考文献1喻全余，罗敏峰，张春萍. 机械设计课程设计. 上海:交通大学出版社.20142 吕宏,王慧, 王连明. 机械设计. 北京大学出版社.20093龚桂义，罗圣国机械设计课程设计指导书第2版北京：高等教育出版社，20054 濮良贵，纪名刚.机