带式运输机上的两级圆柱直齿齿轮减速器-课程设计.doc

新能源与动力工程学院机械设计课程设计带式运输机上的两级圆柱直齿齿轮减速器专业机械设计制造及其自动化班级机设1301姓名赵国龙学号2013115042016年7月前 言机械设计课程设计是机械设计课程的的最后一个重要教学环节，也是高等工科院校机械类专业学生第一次较全面的设计能力训练。其基本目是：1.培养理论联系实际的设计思想，训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论，结合生产实际分析和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。2.通过制定设计方案合理选择传动机构和零件类型，正确计算零件工作能力、确定尺寸和选择材料，以及较全面的考虑制造工艺、使用和维护等要求，进行结构设计，达到了解和掌握机械零件、机械传动装置的设计过程和方法。3.进行设计基本技能的训练。例如计算、绘图、熟悉和运用设计资料（手册、图册、标准和规范等）以及使用经验数据、进行经验估算和处理数据的能力。目 录传动装置总体设计及简图拟定：11 传动方案的拟定及说明22 电动机选择22.1电动机类型和结构型式22.2电动机容量22.3电动机额定功率32.4电动机的转速32.5计算传动装置的总传动比并分配传动比33 计算传动装置的运动和动力参数44 传动零件的设计计算54.1设计高速级齿轮传动：54.2低速轴的齿轮计算95 轴的设计计算135.1高速轴的设计计算及校核135.1.1高速轴的设计计算135.1.2高速轴的校核165.2中速轴的设计计算及校核185.2.1中速轴的设计计算185.2.2中速轴的校核205.3低速轴的设计计算及校核235.3.1低速轴的设计计算235.3.2低速轴的校核256 轴承寿命的校核286.1高速轴上的轴承校核286.2中间轴上的轴承校核296.3低速轴上的轴承校核307 键联接的选择及校核计算317.1高速轴与联轴器配合处的键连接317.2中速轴与高速级大齿轮配合处的键连接327.3低速轴与低速级大齿轮配合处的键连接327.4低速轴与联轴器配合处的键连接328 联轴器的选择338.1高速输入轴1338.2低速输出轴3339 减速器的密封与润滑349.1减速器的密封349.2齿轮的润滑349.3轴承的润滑3510 减速器附件设计3510.1轴承端盖3510.2油面指示器3610.3通气器3610.4放油孔及放油螺塞3610.5窥视孔和视孔盖3710.6定位销3710.7启盖螺钉3710.8螺栓及螺3711 箱体结构尺寸计算表3812 设计小结3913 参考文献40- 4 -传动装置总体设计及简图拟定：1.拟定传动关系：由电动机、减速器、联轴器、工作机构成。2.工作条件：单班工作，有轻微振动，小批量生产，经常满载，空载启动，单向传动，使用8年(每年250个工作日)，运输带允许速度误差+5%。3.已知条件：运输带卷筒直径D=300（mm），运输带转矩T=1240(N/m)，运输带速度V=1.1（m/s），4.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。5. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大,其传动方案如下：- 1 -1 传动方案的拟定及说明为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速，即根据总传动比数值，可采用任务书所提供的传动方案就是二级圆柱齿轮传动.2 电动机选择2.1电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列三项异步电动机,它为卧式封闭结构.2.2电动机容量1) 卷筒轴的输出功率 2) 电动机输出功率d 参考课程设计指导书每对轴承传动效率：0.98圆柱齿轮的传动效率：0.97联轴器的传动效率：0.99卷筒的传动效率：0.96 电机至工作机之间的传动装置的总效率：则则电动机功率 2.3电动机额定功率选取电动机额定功率2.4电动机的转速 因为二级圆柱齿轮减速器传动比i总=8-40，所以n电机=n卷筒i总=70(8-40）=560-2800r/min。符合这一范围的转速有：750、1000、1500r/min,综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比，一般常选用同步转速为的电动机作为原动机。因此我选定电动机的型号为Y160l-6。主要性能如下表：电机型号额定功率满载转速额定转矩质量Y160l-611KW970r/min2.0kw119kg2.5计算传动装置的总传动比并分配传动比1）、总传动比（符合840）2)、分配传动比 设i1为齿轮高速传动比，i2为低速传动比；i1=（1.3-1.5），i2取i1=1.3i2，根据i总=i1i2，可算得i1=4.27，i2=3.28。3 计算传动装置的运动和动力参数若将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴；依次为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与轴3，轴3与轴4之间的传动效率。1.各轴转速：n1=nd=970r/minn2=n1/i1=970/4.27=227.17r/minn3=n2/i2= 227.17=70.0/3.28=69.26r / minn4=n3=69.26r/min2.各轴输入功率：P1=Pd01=Pd3 =10.970.99=10.81kwP2=P112=P112=10.810.980.97=10.27kwP3=P223=P212=10.270.980.97=9.76kwP4=P334=P313=9.760.980.99=9.67kw3.各轴输入转距：Td=9550Pd/nd=955010.91/970=107.42NmT1=Td01=107.420.99=106.34NmT2=T1i112=106.344.270.980.97=431.64NmT3=T2i223=431.643.280.980.97=1345.83NmT4=T334=1345.830.980.99=1332.37Nm运动和动力参数计算结果整理于下表：轴名转速n(r/min)功率P转矩T（N.m）传动比i效率 电动机轴97011.25107.421 0.99 1.00 0.99 0.99 0.99 一轴97010.81106.344.27 0.9506 4.27 0.9510.71二轴227.1710.27431.643.28 0.95063.28 0.9510.710.95 三轴69.269.761345.831 0.991 0.970.95 0.91 四轴69.261.671332.374 传动零件的设计计算齿轮传动设计 由于直齿齿轮价格便宜，装配方便，故选用直齿齿轮。4.1设计高速级齿轮传动：1）、选择材料热处理方式（与前一对齿轮相同）(HB=350HBS),8级精度,查表10-1得小齿轮 40Cr调质处理HB1=280HBS大齿轮 45钢 调质处理HB2=240HBS 2）、若依然取小齿轮，则，取z2=82；3）、按齿面接触强度计算:确定公式中的各计算数值a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.3;b.由图10-20选取区域系数;c.查得，查公式10-9得：;d.计算小齿轮的转矩: T2=106.34N.m;e.由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPaf.由图10-25d查得小齿轮的接触疲劳强度极限因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表10-14得齿轮接触应力=540Mpa，大齿轮的为=523MPa。h.由式10-13计算应力循环系数（两班制，使用期限8年，每年250个工作日）i.由图10-23取接触疲劳寿命系数=0.90 =0.95，取失效概率为1%，安全系数为1，则 =/S=540Mpa= /S=523Mps取=(+)/2=523 Mpa则=62.329mm4）、计算 (1)圆周速度: （2）计算齿宽BB=d=162.329=62.329mm(3)计算纵向重合度a 由表10-8.10-4.10-13.10-3分别查得:故载荷系数 K=1.815 (4)按实际的载荷系数校正所得分度圆直径由式10-10a得 =69.557mm(5)计算模数= /=2.61mm(6)按齿根弯曲强度设计 由式10-17上式中 由机械设计课本图10-17查得齿形系数；应力校正系数=1.58，=1.82。由图10-24C查得=500MPa =380 MPa由图10-22取弯曲疲劳极限=0.85,=0.88计算弯曲疲劳应力:取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由10-14得:=/S=303.57 MPa=/S=238.36 MPa 且，故应将代入1式（11-15）计算得mt=2.642。对比计算结果,为同时满足接触疲劳强度,则需按分度圆直径=65.274mm来计算应有的齿数,于是就近圆整为标准值m=3mm 则，故圆整取.则，取。中心距： 圆整后取a2=145mm计算大小齿轮分度圆直径:=计算齿轮宽度 圆整后取4.2低速轴的齿轮计算1）选定精度等级、材料热处理方式及齿数根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面，带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 1009588），(HB0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa轴承基本额定动载荷Cr=13.2kN，轴承采用正装。要求寿命为（八年/250天，两班倒，四年一修）由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。查机械设计课本表13-5得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0查机械设计课本表13-4可知ft=1，fp=1 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh由此可知该轴承的工作寿命足够。6.2中间轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)600840681517.0 根据前面的计算，选用6008深沟球轴承，内径d=40mm，外径D=68mm，宽度B=15mm当Fa/Fr0.68时，Pr=Fr；当Fa/Fr0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa轴承基本额定动载荷Cr=17kN，轴承采用正装。要求寿命为。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式由此可知该轴承的工作寿命足够。6.3低速轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)601260951831.5根据前面的计算，选用7214AC角接触球轴承，内径d=60mm，外径D=95mm，宽度B=18mm当Fa/Fr0.68时，Pr=Fr；当Fa/Fr0.68，Pr=0.41Fr+0.87Fa轴承基本额定动载荷Cr=31.5kN，轴承采用正装。要求寿命为。由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：由计算可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。查表得X1=0.41，Y1=0.87，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式由此可知该轴承的工作寿命足够。7 键联接的选择及校核计算7.1高速轴与联轴器配合处的键连接高速轴与联轴器配合处选用A型普通平键，查表得bh=8mm7mm（GB/T 1096-2003）,键长L=55mm。键的工作长度 l=L-b=47mm带轮材料为铸铁，可求得键连接的许用挤压应力p=60MPa。键连接工作面的挤压应力7.2中速轴与高速级大齿轮配合处的键连接中速轴与齿轮3配合处选用A型普通平键，查表得bh=14mm9mm（GB/T 1096-2003）,键长L=65mm。键的工作长度 l=L-b=51mm齿轮3材料为钢，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力7.3低速轴与低速级大齿轮配合处的键连接低速轴与齿轮4配合处选用A型普通平键，查表得bh=20mm12mm（GB/T 1096-2003）,键长L=60mm。键的工作长度 l=L-b=40mm齿轮4材料为钢，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力7.4低速轴与联轴器配合处的键连接低速轴与联轴器配合处选用A型普通平键，查表得bh=20mm12mm（GB/T 1096-2003）,键长L=105mm。键的工作长度 l=L-b=87mm联轴器材料为钢，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。键连接工作面的挤压应力8 联轴器的选择8.1高速输入轴1输入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=KAT1,查机械设计课本表14-1，考虑到转矩的变化很小，故取KA=1.5，则：Tca=KAT1=1.5106.34=159.51N.m按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册选用型号为LX2型弹性柱销联轴器其公称转矩为T=560N.m联轴器的孔径为d=30mm，TCA=159.51N.m。联轴器的长度L=82mm,联轴器与轴配合的毂孔长度L1=60mm。 8.2低速输出轴3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,查机械设计课本表14-1，考虑到转矩的变化很小，故取KA=1.5，则：Tca=KAT3=1.51345.83=2018.75N.m按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册选用型号为LX4型弹性柱销联轴器其公称转矩为2500N.m联轴器的孔径为d=60mm,故轴的最小直径选择60mm，TCA=2018.75N.m。联轴器的长度L=142mm,联轴器与轴配合的毂孔长度L1=107mm.9 减速器的密封与润滑9.1减速器的密封为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、及外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间V 3m/s，输出轴与轴承盖间也为V 1.210mm齿轮端面与内箱壁距离210mm箱盖、箱座肋厚m1、mm10.851、m0.858mm8mm轴承端盖外径D2D+(55.5)d3；D-轴承外径106mm119mmmm144mm12 设计小结经过十几天的努力,我终于将机械设计课程设计做完了.在这次作业过程中,我遇到了许多困难,一遍又一遍的计算,一次又一次的设计方案修改，这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足，计算出现了很多小问题，令我非常苦恼，慢慢的一步步的修改.同时我还对机械设计基础的知识有了更进一步的了解.尽管课程设计的过程是曲折的,但我的收获还是很大的.不仅仅掌握了设计一个完整机械的步骤与方法;也对机械制图。对我来说,收获最大的是方法和能力.那些分析和解决问题的方法与能力.在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识,空有理论知识,有些东西很可能与实际脱节。特别是在画装配图的时候，说明书的一开始设计的东西问题就一下暴露出来了。在这些过程中我们深刻地认识到了自己在知识的理解和接受应用方面的不足，在今后的学习过程中我们会更加努力和团结。总体来说,我觉得做这种类型的课程设计对我们的帮助还是很大的,它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来，综合应用才能很好的完成包括机械设计在内的所有工作，更多了培养了自己主动学习的习惯，因为在设计的过程中必须自己不断的翻书，查找资料把自己不懂得东西搞懂，并为之所用。也希望学院能多一些这种课程。 13 参考文献1 郑文伟 吴克坚主编. 机械原理M. 高等教育出版社，2006年5月第7版2 邱宣怀 郭可谦等 机械设计M. 高等教育出版社2 李育锡主编. 机械设计课程设计M. 高等教育出版社，2008年6月第1版3 濮良贵,纪名刚主编. 机械设计M.高等教育出版社，2006年5月第8版 4 机械制图 何明新 机械制图M，高等教育出版社，2004第1版 nw=70.03r/minPw=9.52KwPd=10.97kwPed=11kw=21=4.27=3.28n1=970r/minn2=227.17r/minn3=69.26r/minn4=69.26r/minP1=10.81kwP2=10.27kwP3=9.76kwP4=9.67kwTd=107.42NmT1=106.34NmT2=431.64NmT3=1345.83NmT4=1332.37NmKt=1.3ZE=189.8MPa=540MPa=523MPa=540Mpa=523Mpa=523Mpa=62.329mmV=0.742m/sB=62.329mmK=1.815=69.557mm=2.61mm=2.67=2.18=1.58=1.82=0.85=0.88=303 MPa=238 MPa a2=145mm=66mm=219mmB3=75mmB4=66mmKht=1.3ZH=2.5Ze=0.868ZE=189.8MPa=600MPa=550MPa=0.90=0.95=523Mpa=61.174mmV=3.11m/sB=37.352mmK=1.815d1=69.557mmm=2.782mmK=1.45=500MPa=380MPa=0.85=0.88=303.5MPa=238.8MPam=2mm=35a1=185mm=70mm=300mmB1=78mmB2=70mmn1=970r/minP1=10.81kWT1=106.34Nmmdmin=30mmLX2型弹性柱销联轴器6007深沟球轴承d=35(mm) B=14（mm）d1-2=30mmL1-2=50mmd2-3=35mmL2-3=26mmd3-4=40mmL3-4=12mmd4-5=74mmL4-5=75mmd5-6=40mmL5-6=94mmd6-7=35mmL6-7=14mmFt=3038NFr=1105.8NFAv=739.9NFBv=365.9NFAH=2036.7NFBH=1005.3NMAvm=102.5N.mMAvn=50.6N.mMAHm=282.1N.mMAHn=139.5N.mMAm=300.1N.mMAn=148.4N.mT=106.34N.mn2=227.17r/minP2=10.27kWT2=431.64Nmdmin=40mm6008深沟球轴承d1-2=40mm L1-2=29mmd2-3=47mmL2-3=12mmd3-4=52mmL3-4=68mmd4-5=57mmL4-5=20mmd5-6=72mmL5-6=73mmd6-7=47mmL6-7=12mmd7-8=40mmL7-8=27 mmF1t=2877.6NF1r=1047.6NF2t=13080NF2r=4760.7NFAv=2186.6NFBv=3621.5NFAH=6006.9NFBH=9950.7NMAvn=143.2N.mMAvm=212.2N.m