机械设计课程设计-带式输送机二级斜齿轮圆柱齿轮减速器.doc

机械设计.课程设计机械设计基础课程设计说明书设计题目 带式输送机二级斜齿轮圆柱齿轮减速器 机电工程学院 院(系) 过程装备与控制工程 专业班级 学号 设 计 人 指导教师 完成日期 2016 年 06 月 24 日广东石油化工学院目录1、绪论32、设计任务书43、传动方案的分析和拟定：54、电动机的选择：65、计算传动装置的运动和动力参数86、传动零件设计107、轴的设计计算及校核188、轴承的选择和寿命验算219、键的设计与校核:2310、联轴器的选择与校核2511、箱体的结构设计2612、润滑和密封的选择2813、减速器附件的选择及简要说明2914、课程设计总结3015、参考文献311、绪论1.1选题的目的和意义减速器的类别、品种、型式很多，目前已制定为行（国）标的减速器有40余种。减速器的类别是根据所采用的齿轮齿形、齿廓曲线划分；减速器的品种是根据使用的需要而设计的不同结构的减速器；减速器的型式是在基本结构的基础上根据齿面硬度、传动级数、出轴型式、装配型式、安装型式、联接型式等因素而设计的不同特性的减速器。与减速器联接的工作机载荷状态比较复杂，对减速器的影响很大，是减速器选用及计算的重要因素，减速器的载荷状态即工作机（从动机）的载荷状态，通常分为三类：均匀载荷;中等冲击载荷;强冲击载荷。减速器是指原动机与工作机之间独立封闭式传动装置，用来降低转速并相应地增大转矩。此外，在某些场合，也有用作增速的装置，并称为增速器。我们通过对减速器的研究与设计，我们能在另一个角度了解减速器的结构、功能、用途和使用原理等，同时，我们也能将我们所学的知识应用于实践中。在设计的过程中，我们能正确的理解所学的知识，而我们选择减速器，也是因为对我们机械类专业的学生来说，这是一个很典型的例子，能从中学到很多知识。2、设计任务书机械设计课程设计任务书班级 装控14-4 姓名 洪秋建 学号设计题目： 带式输送机二级斜齿圆柱齿轮减速器运动简图： 工作条件及原始数据： 每日两班制工作，传动不逆转，有轻微冲击，输送带速度允许误差5%。输送带从动轴转矩 T 1300 N.m；输送带带速 v 0.75 m/s；滚筒直径 D 450 mm。 设计工作量：1.减速器A0装配图1张2.主要零件图12张（中间轴、中间轴大齿轮，均为A3图）3.设计说明书1份（手写、打印均可）完成时间： 年 月 日- 年 月 日3、传动方案的分析和拟定：题目要求设计带式输送机传送装置，二级斜齿圆柱齿轮减速器，为了提高高速轴的刚度，因是齿轮远离输入端，为了便于浸油润滑，轴需水平排放，任务书中给出的方案可以采用。4、电动机的选择：计算及说明结果4.1选择电动机（1）、选择电动机的类型电动机是标准部件。因为工作环境清洁，运动载荷平稳，所以选择Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。（2）选择电动机的容量工作机所需功率Pw：Pw=Tw.nw9550.w其中Tw=1300N.m，Vw=0.75 m/s，nw=60.Vw/.D=600.75/3.140.450=31.85 r/min，带式输送机的效率 w=0.94（查机械设计课程设计表10-1）所以：Pw=130031.8/95500.94=4.61 kw电动机的输出功率P0：P0= Pw/其中为电动机至滚筒主动轴传动装置的总效率，包括两对齿轮传动、三对滚动球轴承及两个联轴器等的效率，值计算如下：=1.1.2.2.2.3.3由机械设计课程设计表10-1查得一对齿轮的效率1=0.97，一对滚动球轴的效率2=0.99，一个承联轴器的效率3=0.98，因此：=0.970.970.990.990.990.980.98=0.89所以：P0= Pw/=4.61/0.89=5.18kw因载荷平稳，电动机额定功率Pm只需略大于P0即可，使Pm=（11.3）P0=5.186.734 kw，查机械设计课程设计表10-78选电动机额定功率为Pm=5.5 kw。（3）选择电动机的转速先计算工作装置主轴的转速，也就是滚筒的转速，即nw=60.Vw/.D=600.75/3.140.450=31.85 r/min根据机械设计课程设计表3-1确定传动比的范围，单级圆柱齿轮的传动比i1=3-6, 二级圆柱齿轮的传动比也为i2=3-6，则总传动比的范围为：i总=(36)(36)=936电动机的转速范围为:n=i.nw=(936)31.85=286.651146.6r/min符合这一范围的同步转速为750r/min 、1000r/min。综合考虑电动机和传动装置的情况再确定最后的转速，为降低电动机的重力和成本，可选用同步转速1000r/min的电机。根据同步转速查机械设计课程设计表10-78确定电动机转速型号为Y132M2-6，其满载转速nm=960 r/min ，功率5.5kw。此外，电动机的中心高、外形尺寸、轴伸尺寸等均可查表得出。4.2计算总传动比并分配各级传动比（1）计算总传动比i=nm/nw=960/31.85=30.14(2)分配各级传动比考虑两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应该有相近的浸油深度。则二级齿轮的高速级与低速级传动比的值取为1.2，取i1=1.4i2。则高速级齿轮传动比i1=6.01，取为6；低速级齿轮传动比i2=i/i1=5.01，取为5.1。Y系列全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。Pw =4.61 kw=0.89P0=5.18kwPm=5.5 kwnw=31.85 r/mini总=936型号Y132M2-6nm=960 r/mini=30.14i1=6i2=5.15、计算传动装置的运动和动力参数计算及说明结果5.1各轴的转速 1轴 n1=nm=960r/min 2轴 n2=n1/i1=960/6.01=159.73r/min 3轴 n3=n2/i2=159.73/5.01=31.85r/min滚筒轴 n4=n3=nw=31.85r/min5.2各轴的功率1轴 P=P0.=5.180.98=5.07kw 2轴 P=P.=5.070.970.99=4.87kw 3轴 P=P.=4.870.970.99=4.68kw滚筒轴 P4=P=4.68kw5.3各轴的转矩电动机 1轴 2轴 3轴 滚筒轴 T4=T3=1403.26N.m最后，将所计算的结果填入下表中:轴名功率P/kw转矩T/Nm转速n/(r.min)电机轴5.1851.549601轴5.0750.449602轴4.87291.81159.733轴4.681403.2631.85滚筒轴4.681403.2631.85n1=960r/minn2=159.73r/minn3=31.85r/minn4=31.85r/minP=5.07kwP=4.87kwP=4.68kwP4=4.68kwT0=51.54N.mT1=50.44N.mT2=291.17N.mT3=1403.26N.mT4=1403.26N.m 6、传动零件设计计算及说明结果6.1高速斜齿轮1、选材 1确定齿轮材料，热处理方式，精度、齿数和螺旋角。选小齿轮：40Gr号钢调质,齿面硬度为（241-286HBW）取260HBW。选大齿轮：45号钢调质，齿面硬度为(291-255HBW )取230HBW。精度7级取小齿轮齿数为Z1=20，则大齿轮齿数为Z2=Z1i1=206=120；螺旋角：820,初选=152、确定许用应力 查课本图4.19-3得到小齿轮接触疲劳强度极限 ，大齿轮接触疲劳强度极限。查课本图4.21-3得：小齿轮弯曲疲劳强度极限 ，齿轮弯曲疲劳强度极限。查课本表4-10得：接触疲劳强度最小安全系数为，弯曲疲劳强度最小安全系数为N=60960836528=2.69N=查图4.20，得 查图4.22，得 3.齿面接触疲劳强度计算 （1）计算工作转矩：（2）初步计算小齿轮直径查表4-8，取Ad=96，查表4-7齿宽系数=1 = 取小齿轮直径=54 mm，则齿宽b=54 mm（3）按齿面接触疲劳强度设计由公式： 因为工作机有轻微冲击，查表4-4得KA=1.0；齿轮精度为7级 , 齿轮圆周速度v=d1n1/601000=1.84m/s。查图4.9，取Kv=1.1；齿轮对称布置，=1；查图4.12取查表4-5，则：(4)计算齿面接触应力查图课本图4.14得ZH=2.5，查课本表ZE=189.8cos() = 1.690=0.78则有： m=d cos()/z=49cos 15/20=2.37mm,取m=2.5则d=mz =2.520=50mm 齿轮宽度b= d=50mm。 4.校核轮齿弯曲疲劳强度齿形系数Zv=z/ cos 15=22.19， Zv=z/ cos 15=133.15由课本图4.18和图4.16查得,YFa1=2.78,YSa1=1.55,YFa2=2.25,YSa2=1.70因为=1.671， 所以得=0.25+ =0.699 =409MPa =322.6MPa故大小齿轮弯曲疲劳强度满足要求。 5.确定传动主要尺寸 分度圆直径d=50mm，d=di=506=300mm 中心距a=（dd）/2=(50+300)/2mm=175mm螺旋角=arccos02326.1低速斜齿轮1、选材 1确定齿轮材料，热处理方式，精度和齿数选小齿轮：40Gr号钢调质,齿面硬度为（241-286HBW）取260HBW。选大齿轮：45号钢调质，齿面硬度为(291-255HBW )取230HBW。精度7级取小齿轮齿数为Z1=20，则大齿轮齿数为Z2=Z1i1=205.1=102；螺旋角：820,初选=152、确定许用应力 查课本图4.19-3得到小齿轮接触疲劳强度极限 ，大齿轮接触疲劳强度极限。查课本图4.21-3得：小齿轮弯曲疲劳强度极限 ，齿轮弯曲疲劳强度极限。查课本表4-10得：接触疲劳强度最小安全系数为，弯曲疲劳强度最小安全系数为N=60960836528=2.69N=查图4.20，得 查图4.22，得 3.齿面接触疲劳强度计算 （1）计算工作转矩：（2）初步计算小齿轮直径查表4-8，取Ad=96，查表4-7齿宽系数=1 = 取小齿轮直径=74 mm，则齿宽b=74 mm（3）按齿面接触疲劳强度设计由公式： 因为工作机有轻微冲击，查表4-4得KA=1.0；齿轮精度为7级 , 齿轮圆周速度v=d1n1/601000=1.84m/s。查图4.9，取Kv=1.1；齿轮对称布置，=1；查图4.12取查表4-5，(4)计算齿面接触应力查图课本图4.14得ZH=2.5，查课本表ZE=189.8cos() = 1.671=0.78则有： m=d cos()/z=54.8cos 15/20=2.65mm,取m=4则d=mz =420=80mm 齿轮宽度b= d=80mm。 4.校核轮齿弯曲疲劳强度齿形系数Zv=z/ cos 15=22.19， Zv=z/ cos 15=113.18由课本图4.18和图4.16查得,YFa1=2.78,YSa1=1.55,YFa2=2.25,YSa2=1.70因为=1.671， 所以得=0.25+ =0.699 =409MPa =322.6MPa故大小齿轮弯曲疲劳强度满足要求。 5.确定传动主要尺寸 分度圆直径d=80mm，d=di=505.1=255mm 中心距a=（dd）/2=(80+255)/2mm=167.5mm螺旋角=arccos2132Z1=20Z2=120=15 u = 6N=2.69N=4.83T1=50435N.mmV=1.84m/s=1K=1.39m=2.5d1=50mmb=50mmZv=22.19Zv=133.15YFa1=2.78,YSa1=1.55,YFa2=2.25,YSa2=1.70=1.671=0.699d=50mmd=300mma=175mm0232Z1=20Z2=102=15 u = 5.1N=2.69N=5.27T1=291169N.mK=1.39m=4d=80mmb=80mmZv=22.19Zv=113.18YFa1=2.78,YSa1=1.55,YFa2=2.25,YSa2=1.70=1.671=0.699d=80mmd=255mm=1521327、轴的设计计算及校核计算及说明结果7.1.高速轴的设计此减速器的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并调质处理，按扭转强度估算轴径（最小轴径），取C=110，则：联轴器有键槽加大3%5%，区最小轴径为20mm。7.2.中间轴的设计2.1最小轴径联轴器有键槽加大3%5%，区最小轴径为35mm。2.2中间轴的结构设计2.3中间轴弯扭组合强度校核（1）画轴的受力图（2）计算轴上受力圆周力：径向力：轴向力：（3）计算轴承处支反力(4)计算危险截面弯矩查表，满足的条件，故设计的轴有足够的强度。7.3.低速轴的设计联轴器有键槽加大3%5%，取最小轴径为60mm。=20mm=35mmFt2=1937.27NFr2=750.36NFa2=705.36NM=17797.75N.mmMe=360172.95N.mm=12.53MPa轴有足够的强度.=60mm8、轴承的选择和寿命验算计算及说明结果8.1高速轴和低速轴上滚动轴承的选择因为是斜齿轮所以选角接触球轴承，高速轴轴径直径20mm，低速轴轴径直径60mm，可分别选用7205C，7211C轴承。8.2中间轴上滚动轴承的选择因为是斜齿轮所以选角接触球轴承，中间轴轴径直径35mm，可选用7206C轴承。查表得，所以A端压紧，B端放松。,对A 端，；对B端，查表，可知,，,查表，查手则得7211轴承Cr=52800N，取，轴承要求寿命为2501015=37500h，所以轴承满足要求。7205C轴承7211C轴承7206C轴承Lh=290531.4h,满足要求。9、键的设计与校核:计算及说明结果9.1.键类型的选择和校核选择45号钢，其许用挤压应力=135MPa（1）输入轴联轴器处的键左端连接弹性联轴器，键槽部分的轴径为32mm，轴段长90mm，选择圆头普通平键（A型）键b=10mm,h=8mm,L=80mm。轴有材料力学公式：T1=51.54N.m ，(251.54101010)/(41830)=47.72MPa=135MPa则强度足够，合格。（2）输出轴联轴器处的键:右端连接凸缘联轴器，键槽部分的轴径为50mm，轴段长112mm，选择单圆头普通平键(A型)键b=14mm,h=9mm,L=100mm。T3=1403.26N.m (21403.26101010)/(43060) =89.79MPa=135MPa则强度足够，合格。（3）轴齿轮处的键：齿轮处轴段长为70mm，轴径为50mm，选择圆头普通平键（A型），键b=16mm,h=10mm,L=56mmT2=291.17N.m，(2291.17101010)/(48045) =40.44MPa=135MPa则强度足够，合格（4）齿轮处的键：齿轮处轴段长为93m，轴径为50mm，也选择圆头普通平键（A型）,键b=16mm,h=8mm,L=70mm。T2=291.17N.m , (2291.17101010)/(44830)=101.10MPa=135MPa则强度足够，合格。=135MPa圆头普通平键（A型）键b=10mm,h=8mm,L=80mm强度足够，合格。单圆头普通平键(A型)键b=14mm,h=9mm,L=100mm。强度足够，合格。圆头普通平键（A型），键b=16mm,h=10mm,L=56mm强度足够，合格。圆头普通平键（A型）,键b=16mm,h=10mm,L=70mm。强度足够，合格。10、联轴器的选择与校核由于减速器相对平稳，速度不高，无特殊要求，考虑装拆方便及经济问题，选用TL型的弹性套柱销联轴器（GB/T 4323 -2002）1.输入轴联轴器 选用TL6型（GB/T 4323-2002）弹性套柱销联轴器，采用Z型轴孔，A型键，轴孔直径d=32-42mm,选d=32mm,轴孔长度为L=30mm。2.输出轴联轴器选用TL6型（GB/T 4323-2002）弹性套柱销联轴器，采用Z型轴孔，A型键，轴孔直径d=32-42mm,选d=32mm,轴孔长度为L=60mm。11、箱体的结构设计在本次设计中箱体材料选择铸铁HT200即可满足设计要求代号名称设计计算结果箱座壁厚=0.025a+3=8mm箱盖壁厚=0.02a+3=8mm箱座加强肋厚=0.85=7mm箱盖加强肋厚=0.85=7mm箱座分箱面凸缘厚=1.5=12mm箱盖分箱面凸缘厚地脚螺栓=0.036a+12=20mm轴承旁螺栓=0.7=14mm联结分箱面的螺栓=（0.50.6）=12mm轴承盖螺钉=（0.40.5）=10mm检查孔螺钉=0.30.4）=8mm定位销直径=（0.70.8）=10mm地脚螺栓时，n=4=4、至箱外壁距离由推荐用值确定=18mm、至凸缘壁距离由推荐用值确定=14mm轴承旁凸台半径由推荐用值确定=18mm轴承座外端面至箱外壁距离=+（510）=40mm轴承座孔外的直径轴承孔直径+（55.5）轴承螺栓的凸台高=（0.350.45）箱座的深度为浸入油池内的最大旋转零件的外圆半径，=170mm12、润滑和密封的选择12.1润滑方式（1）齿轮润滑方式、油牌号及用量齿轮速度v=1.84m/s,应采用喷油润滑，但考虑成本及需要选用浸油润滑。齿轮润滑选用150号机械油（GB4431989），最低最高油面距(大齿轮)1020mm，需油量为1.5L左右。（2）轴承润滑方式、油牌号及用量轴承采用润滑脂润滑。轴承润滑选用ZL3型润滑脂（GB73241987）用油量为轴承间隙的1/31/2为宜。12.2密封方式1.箱座与箱盖凸缘接合面的密封：选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法。2.观察孔和油孔等出接合面的密封：在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封3.轴承孔的密封：闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部，轴的外延端与透端盖的间隙，由于v3/ms，故选用半粗羊毛毡加以密封。4.轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承内部。13、减速器附件的选择及简要说明13.1.检查孔与检查孔盖：二级减速器总的中心距=175+167.5=342.5mm，则检查孔宽b=80mm,长L=140mm，检查孔盖宽=110mm，长L1=170mm，螺栓孔定位尺寸：宽=(80+110)/295mm,L2=(140+170)/2=155mm，圆角R=5mm,孔径=8mm，孔数n=6，孔盖厚度为6mm,材料为Q235。13.2.通气器：可选为M221.513.3.油塞：为了换油及清洗箱体时排出油污，在箱体底部最低位置设置一个排油孔，排油孔用油塞及封油圈