课程设计带传动－单级圆柱斜齿减速器.doc

机械设计课程设计计算说明书带传动单级圆柱斜齿减速器专业班级： 06级工程机械2班 设 计 者： 指导教师： 日 期： 2008 年 12 月 20 日重 庆 交 通 大 学目 录一、课题任务3二、传动方案的拟定及说明4三、电动机的选择计算5四、装置运动及动力参数计算6五、传动零件的设计8六、轴的设计计算14七、滚动轴承的选择计算25八、键联接的选择计算26九、连轴器的选择28十、减速器润滑和密封类型的选择28十一、减速器的附件选择设计28十二、减速器箱体设计29十三、设计小结计算及说明结 果一、课题任务(一) 课程设计的目的1、综合运用机械设计及其他先修课的知识，进行机械设计训练，使已学知识得以巩固、加深和扩展；2、学习和掌握通用机械零件、部件、机械传动及一般机械的基本设计方法和步骤，培养学生工程设计能力、分析问题及解决问题的能力；3、提高学生在计算、制图、运用设计资料（手册、 图册）进行经验估算及考虑技术决策等机械设计方面的基本技能和机械CAD技术。(二) 具体任务：1、传动方案的分析和拟定；2、电动机的选择，传动装置的运动和动力参数的计算；3、传动件的设计（带传动、齿轮传动（双级）；4、轴的设计（所有轴的结构设计，低速轴的弯、扭组合强度校核及安全系数校核）；5、轴承的设计（所有轴承的组合设计，低速轴上轴承的寿命计算）；6、键的选择及强度校核（高速轴上键的校核）；7、联轴器的选择；8、减速器的润滑与密封；9、减速器装配图设计（箱体、箱盖、附件设计等）；10、零件工作图设计；11、编写设计计算说明书；12、总结及答辩。(三) 已知条件：1卷筒直径D D= 245 毫米；2运输带工作拉力F F= 2200 牛顿；3输送带速度 V= 1.5 米/秒；4、工作情况：连续单向运行，工作平稳无过载；5、使用期：10年，两班制工作；6、产量：小批量生产；(四) 工作要求1减速器装配图1张； 2零件图2张（低速级齿轮，低速级轴）； 3设计计算说明书一份，按指导老师的要求书写；二、传动方案的拟定和及说明1、传动系统的作用：作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。2、分析传动方案：此传动方案的特点：特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。齿轮的位置对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。另外，该方案的电机不会与箱体发生干涉。技术条件与说明：1）传动装置的使用寿命预定为 10年每年按300天计算， 两 班制工作每班按8小时计算；2）工作机的载荷性质是平稳、轻微冲击；单向回转；3）电动机的电源为三相交流电，电压为380/220伏；4）传动布置简图是由于受车间地位的限制而拟订出来的，不应随意修改，但对于传动件的型式，则允许作适宜的选择；5）输送带允许的相对速度误差5%。二、设计要求1）、按照装配图绘制要求减速器装配图一张（A1）；2）、按照零件图绘制要求绘制零件图两张（A3，齿轮、轴）； 3）设计计算说明书一份，按指导老师的要求书写；三 电动机的选择计算3.1 电动机类型的选择 按计算要求及工作条件选用Y系列三相交流异步电动机，电压为380/220V。Y系列电动机为一般用途的的全闭自扇冷式电动机，适用于无特殊要求的各种机械设备，如机床，鼓风机，运输机以及农业机械和食品机械。3.2 计算电动机的容量电动机所需工作功率Pd 其中Pw 工作机所需功率，根据任务书所给数据带工作拉力F=2220N ，带工作速度V=1.5m/s，则工作机功率为：Pw=3.3kW传动系统总效率，根据9P5表812知，联轴器的传动效率10.98；滚动轴承的效率20.99（一对）；闭式斜齿圆柱齿轮的传动效率30.97；传动滚筒的效率为4=0.96；V带的传动效率50.96 ；计算总的传动效率为： 电动机的功率Pd3.96kW 因为系统工作负载平稳，电动机选定功率Pd只需略大于功率Pd即可。由表183选定电动机的额定功率为4kW。3.3电动机转速的选定滚筒的转速nw通常V带的合理传动比为24，一级斜齿圆柱齿轮减速器的传动比合理范围为36，则系统的传动比范围为i624。电动机的转速可选定范围： nd（624）117=7022808r/min符合这一范围的电动机同步转速的有750rmin、1000r/min、1500r/min（2极）三种，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，根据电动机的类型、容量和转速，由电动机产品目录或有关手册选定电动机型号为Y112M-4，查书5表 22-1表22-1 Y112M-4型电动机主要参数型 号额定功率满载转速启动转矩最大转矩Y112M-4414402.22.2四 装置运动及动力参数计算4.1 传动装置总传动比和分配各级传动比 传动装置总传动比i 分配到各级传动比为： 已知V带传动比合理范围为，取，则减速器传动比为，此值在一级斜齿圆柱齿轮减速器的传动比合理范围 之内4.2传动装置的运动和动力参考数计算减速器按专用部件考虑，故按实际需要的动力计算，电动机的输出功率Pd3.96kW。1、各轴的转速轴 轴 =480r/min轴 n= =117.1r/min2、各轴的输入功率轴 P=Pd1=3.960.98=3.88 kw轴 P=P5=3.880.96=3.72kw轴 P=P3=3.720.97=3.69kw卷筒轴 P卷=P1=3.690.98=3.54kw3、各轴的输入转矩电动机轴 T=Td1=2.631040.98=2.58104N.mm轴 T=T5=2.581040.963=7.44104N.mm轴 T=T3=7.441040.974.1=3.0105N.mm 由以上数据得各轴运动及动力参数见表31。表31 各轴运动及动力参数轴号功率/kW转矩/N.mm转速/(r/min)传动比效率电机轴3.962.63104144010.983.882.58104144030.963.727.441044804.10.973.693.010511710.98卷筒轴3.542.94105117五 传动零件的设计5.1 V带传动设计5.1.1 设计功率传送带工作条件载荷变动小，传动平稳，每天工作两班，每班8小时查表8126知带轮的工况系数 P传递功率/kw5.1.2 选定带型 V带的设计功率，小带轮转速n=1440r/min，查图151知选取A型普通V带。5.1.3 小带轮基准直径选取 查表8115知，取小带轮直径，大带轮的直径则为 ，根据表87取为2805.1.4 验算带速 普通V带的合理转速范围是525m/s，v=6.78m/s在此范围内。5.1.5 初定轴间距（中心距） 即 取5.1.6 确定带的长度 查表82圆整取则实际轴间距（中心距）为 中心距的变化范围为中心距的变化范围为477mm549mm5.1.7 计算小带轮包角圆整符合要求。5.1.8 确定V带的根数V带的根数为：由数据查表85a和85b知，单根V带的基本额定功率。查表88知，。查表82知，。 V带的根数为5根。5.1.9 确定单根V带的预紧力由812知A型V带每米长的质量m=0.10kg/m5.1.10 作用在轴上的力(压轴力) 5.1.11 带轮结构设计 （略）5.2减速器齿轮传动设计计算5.2.1 减速器高速级齿轮传动设计计算5.2.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料、齿数及螺旋角1） 任务书要求选用斜齿圆柱齿轮传动。2） 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB10095-88）.3） 材料选择。设计的是闭式齿轮传动，为使结构紧凑由表101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,二者材料硬度差为40HBS。4） 选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取齿数比为，由表107选取齿宽系数，初选螺旋角为。传动比相对误差等于：，齿数选择满足要求。5.2.1.2 齿面接触疲劳强度极限设计按试算（1）确定公式内各计算数值试选查表选取区域系数ZH=2.33计算小齿轮传递的转矩T1= 查表选取齿宽系数为1.2 查表得材料的弹性影响系数 查手册的按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限，小齿轮的接触疲劳强度极限， 计算应力循环次数 查图的接触疲劳寿命系数 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S=1，得许用接触应力为（2）计算试算小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得计算圆周速度计算齿宽及模数计算纵向重合度计算载荷系数已知使用系数KA=1,根据=1.2m/s、8级精度查得动载系数Kv=1.1， KH=1.39 KF=1.35 KH=KF=1.4故载荷系数故按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径计算模数mn5.2.1.3按齿根弯曲疲劳强度设计(1) 确定参数计算载荷系数根据纵向重合度查得 螺旋角影响系数计算当量齿数取齿形系数 应力校正系数 查小齿轮的弯曲疲劳强度极限 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4计算大小齿轮并加以比较大齿轮的数值比小齿轮的要大（2）设计计算对比计算结果，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，取=2.0mm，已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度需按接触疲劳强度算的分度圆直径d1=50.59mm来计算应有的齿数于是由取=25，取1005.2.1.4几何尺寸计算计算中心距将中心距圆整为129mm；按圆整后的中心距修正螺旋角=1418*19*因值改变不多，故参数 等不必修正计算大小齿轮的分度圆直径齿轮宽度的确定圆整后取，；5.2.1.5 齿轮结构设计 大齿轮：齿顶圆直径大于160mm而小于500mm，选用腹板式结构 小齿轮：齿顶圆直径小于160mm，可选用实心式结构5.2.1.6 大小齿轮的其余各参数见表4.21表4.21齿轮各参数名称符号计算公式及说明法面模数端面模数法面压力角端面压力角螺旋角齿顶高，齿顶高系数齿根高，齿顶隙系数全齿高分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径基圆直径中心距取六. 轴的设计计算6.1 高速轴的计算选择材料，确定许用应力 该轴无特殊要求，因而选用40cr， 调质处理，由表知材料的极限强度=735MPa,查表7-12知对称循环状态下许用应力 =70MPa。计算基本直径，查表7-11，C=100 由于带轮处有键槽，故轴需加大，则 取 mm绘制结构简图 各零件装配方案及固定方式零件装配方案轴向固定周向固定左右带轮从左装入轴端挡圈轴肩 过盈右轴承从右装入套筒轴承端盖过盈左轴承从左装入轴承端盖套筒过盈5 确定各轴段尺寸a、确定各轴的直径 1）根据前面的安全估算，取，为满足段轴右端制出一轴肩，故取段直径d2=32mm，左端用轴端挡圈定位，故端直径d3=35mm，2）轴主要受径向力作用，选用0基本游隙组、标准精度等级的深沟球轴承6307，其尺寸为，故。3）根据小齿轮的齿根圆直径，取安装齿轮处的轴段。4) 右端滚动轴承采用轴肩定位，由手册查得6307型轴承的定位轴肩高度h=9mm因此，取。b、确定各轴的长度1）带轮与轴配合的孔长度L=50mm，为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压轴的端面上，故段轴的长度应比L略短一些，取L1=46mm。2）轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装卸及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与带轮右端间的距离l=30mm，故取L2=50mm。3）取齿轮距箱体内壁之距离a=18.5mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一段距离S，取S=10mm，已知滚动轴承宽度B=21mm4） 已知齿轮轮毂的宽度为70mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮定位，故取L4=66mm5）为了使套筒端面可靠地压紧轴肩定位，轴肩高度h0.07d，而h=4mm，满足定位，轴环宽度L51.4h，故取L5=10mm6）轴段对轴的强度进行校核1. 求轴上齿轮的3个分力，绘出轴的空间受力图 上转矩T,由前面的结论可知T= 7.44104N.mm作用在齿轮上的力 圆周力 径向力 轴向力 2.求支座反力求水平面的支座反力 由此可得： 由此可得： 校核 水平面支座反力计算无误求竖直面的支座反力 由此可得： 由此可得：校核 竖直面支座反力计算无误3.作弯矩图水平面弯矩C截面左侧：. C截面右侧： 竖直面弯矩C截面： 作合成弯矩图C截面左侧： C截面右侧： 4.作扭矩图T=74400N.m5.按照当量弯矩校核轴强度由轴的结构尺寸及图看出，该轴的危险截面在C处（该截面最大）和D处（该截面尺寸最小），该轴单向旋转，扭矩按脉动循环考虑，取a=0.6。按校核其强度 C截面左侧： 其根据轴的材料，按表查得其=70MPa，因此故其轴安全 6.1 低速轴的计算选择材料，确定许用应力 该轴无特殊要求，因而选用40cr， 调质处理，由表知材料的极限强度=735MPa,查表7-12知对称循环状态下许用应力 =70MPa。计算基本直径，查表7-11，C=100 由于带轮处有键槽，故轴需加大，则 取 mm绘制结构简图 各零件装配方案及固定方式零件装配方案轴向固定周向固定左右联轴器从右装入轴端挡圈轴肩键右轴承从右装入套筒轴承端盖过盈左轴承从左装入轴承端盖轴肩过盈6 确定各轴段尺寸a、确定各轴的直径 1）根据前面的安全估算，取，为满足段轴左端制出一轴肩，故取段直径d2=42mm，左端用轴端挡圈定位，故端直径d3=45mm，2）轴主要受径向力作用，选用0基本游隙组、标准精度等级的深沟球轴承6209，其尺寸为，故。3）根据小齿轮的齿根圆直径，取安装齿轮处的轴段。4) 右端滚动轴承采用轴肩定位，由手册查得6209型轴承的定位轴肩高度h=9mm因此，取。b、确定各轴的长度1）联轴器与轴配合的孔长度L=60mm，为了保证轴端挡圈只压在带轮上而不压轴的端面上，故段轴的长度应比L略短一些，取L1=58mm。2）轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装卸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左端间的距离l=30mm，故取L2=50mm。3）取齿轮距箱体内壁之距离a=18.5mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一段距离S，取S=10mm，已知滚动轴承宽度B=19mm5） 已知齿轮轮毂的宽度为65mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮定位，故取L4=61mm5）为了使套筒端面可靠地压紧轴肩定位，轴肩高度h0.07d，而h=4mm，满足定位，轴环宽度L51.4h，故取L5=10mm6）轴段对轴的强度进行校核2. 求轴上齿轮的3个分力，绘出轴的空间受力图 上转矩T,由前面的结论可知T= 3105N.mm作用在齿轮上的力 圆周力 径向力 轴向力 2.求支座反力求水平面的支座反力 由此可得： 由此可得： 校核 水平面支座反力计算无误求竖直面的支座反力 由此可得： 由此可得：校核 竖直面支座反力计算无误3.作弯矩图水平面弯矩C截面左侧：. C截面右侧： 竖直面弯矩C截面： 作合成弯矩图C截面左侧： C截面右侧： 4.作扭矩图T=300000N.m5.按照当量弯矩校核轴强度由轴的结构尺寸及图看出，该轴的危险截面在C处（该截面最大）和D处（该截面尺寸最小），该轴单向旋转，扭矩按脉动循环考虑，取a=0.6。按校核其强度 C截面左侧： 其根据轴的材料，按表查得其=70MPa，因此故其轴安全七 滚动轴承的选择计算7.1 高速轴轴上滚动轴承的选择计算7.1.1 高速轴轴上轴承的选择受径向载荷和微小的轴向载荷，所以选用深沟球轴承，根据直径查选60000型轴承，试选6307深沟球轴承7.1.2 轴承承受到的径向载荷7.1.3 轴承相对的轴向载荷对于60000C型轴承 查深沟球轴承6307的基本动载荷C=33.4KN，基本额定静载荷相对轴向载荷用线性插值得出=0.23667.1.4轴承当量动载荷P2查表和插值法计算径向载荷系数和轴向载荷系数X2=0.56 Y=1.8034因轴承运转无冲击，即=1.01.2取=1.1N7.1.5 验算轴承寿命因P1P2，所以即校核轴承1的寿命即可即故高速轴轴上的两个轴承满足要求。 7.2 低速轴轴上滚动轴承的选择计算7.2.1 I低速轴轴上轴承的选择受径向载荷和微小的轴向载荷，所以选用深沟球轴承，根据直径查选60000型轴承，试选6209深沟球轴承7.1.2 轴承承受到的径向载荷7.1.3 轴承相对的轴向载荷对于60000C型轴承 查深沟球轴承6307的基本动载荷C=31.7KN，基本额定静载荷相对轴向载荷用线性插值得出=0.23337.1.4轴承当量动载荷P2查表和插值法计算径向载荷系数和轴向载荷系数X2=0.56 Y=1.8667因轴承运转无冲击，即=1.01.2取=1.1N7.1.5 验算轴承寿命因P1P2，所以即校核轴承1的寿命即可即故低速轴轴上的两个轴承满足要求。 八 键联接的选择计算8.1 高速轴轴上键联接的选择计算8.1.1 高速轴上键的选择高速轴轴齿轮上的键选A型键，联轴器上的键选C型键。8.1.2 尺寸选择 根据d=40mm 查表4-5-73得齿轮上的键为，因为轴毂宽B=60mm，所以取键长L=54mm，键的材料为45钢。根据d=25mm查表4-5-73得联轴器上的键为，因为轴毂宽B=50mm，所以取键长，键的材料为45钢。8.1.3强度验算 查表4-5-72得许用挤压应力为，（1） 齿轮上的键遇键槽接触疲劳强度键与轮毂键槽的接触高度故此键能安全工作，键为。（2） 联轴器上的键遇键槽接触疲劳强度键与轮毂键槽的接触高度故此键能安全工作，键为。8.2 低速轴上键联接的选择计算8.2.1低速轴上键的选择 低速轴轴齿轮上的键选A型键，联轴器上的键选A型键。8.2.2 尺寸选择 根据d=50mm查表4-5-73得齿轮上的键为，因为轴毂宽B=65mm，所以取键长L=50mm。根据d=35mm查表4-5-73得联轴器上的键为，因为轴毂宽B=60mm，所以取键长。8.2.3强度验算 查表4-5-72得许用挤压应力为，（1） 齿轮上的键遇键槽接触疲劳强度键与轮毂键槽的接触高度故此键能安全工作，键为。（2） 联轴器上的键遇键槽接触疲劳强度键与轮毂键槽的接触高度故此键能安全工作，键为C。九 润滑和密封类型的选择9.1 润滑方式 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。9.2 密封类型的选择9.2.1 轴伸出端的密封 轴伸出端的密封选择毛毡圈式密封。9.2.2 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。9.2.3 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。十 联轴器的选择 查表3-16-2，连接减速器低速轴与工作机的联轴器，由于其转速较低，传递转矩较大，采用有良好补偿位移偏差性能的无弹性元件的联轴器，选用WH5金属滑块联轴器。十一 的附件选择设计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4-15-3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4-15-6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4-15-7选型外六角螺塞。11.5 起吊环、吊耳的设计 为装卸和搬运减速器，在箱盖上铸出吊环用于吊起箱盖。为吊起整台减速器，在箱座两端凸缘下部铸出吊钩。11.6 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。11.7 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。十二 减速器箱体设计名 称符号减速器型式及尺寸关系机座壁厚5机盖壁厚4机座凸缘厚度6.5机盖凸缘厚度5.4机座底凸缘厚度10.8地脚螺钉数直径16.65地脚螺钉数目n4轴承旁连接螺栓直径12.49机盖与机座连接螺栓直径10连接螺栓d2的间距l轴承端盖螺钉直径8窥视孔盖螺钉直径6定位销直径12Df、d1、d2至外机壁距离至外机Df、d2至凸缘距离轴承旁凸台半径16凸台高度h外机壁至轴承座端面距离内机壁至轴承座端面距离大齿轮顶圆与内机壁距离齿轮端面与内机壁距离机盖、机座肋厚m轴承端盖外径轴承端盖凸缘厚度e9轴承旁连接螺栓距离S（1） 箱体的高度 ，取（2） 箱体壁厚 取箱体的壁厚为40mm。 （3） 轴承座螺栓凸台的设计 为了提高轴承座出的联接的刚度，轴承座孔附近做成凸台。 （4）设置加强肋板 为提高轴承座附近箱体的刚度，在平壁式箱体上设置加强肋板。 （5）箱体凸缘与底座结构设计 箱体与箱座凸缘宽度为 ，箱体底座凸缘宽度为。轴承外端面向外凸出8mm。十三设计小结这次关于带式运输机上的展开式两级圆柱直齿轮减速器的课程设计是我们第一次真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实际锻炼。通过几个星期的设计实践，使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础.1、 机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程，它融机械原理、机械设计、理论力学、材料力学、公差与配合、CAD技术、工程材料等于一体。2、 这次的课程设计,对于培养我们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,结合生产实际反系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等方面有重要的作用。3、 在这次的课程设计过程中,综合运用先修课程中所学的有关