机械设计课程设计-带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器的设计F2700V=2.3D=320.doc

带式输送机传动装置设计计算说明书设计课题：带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器的设计班 级 姓 名 学 号 指导教师 2011 2012学年 第 2 学期机械设计课程设计计算说明书一、机械课程设计任务书.3二、传动方案的拟定.5三、电动机的选择.5四、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比.7五、传动装置的运动和动力设计.7六、普通V带的设计10七、齿轮传动的设计.15八、传动轴的设计.18九、箱体的设计.26十、键连接的设计.29十一、滚动轴承的设计.30十二、润滑和密封的设计.31十三、联轴器的设计.32十四、主要参考资料.32十五、设计小结.33机械设计课程设计任务书一、设计题目：设计用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器二、传动方案图：三、原始数据：输送带压力F（N）2700N输送带速度v(m/s)2.3滚筒直径D（mm）320mm四、工作条件：1.工作条件: 两班制,连续单向运转,载荷平稳,室内工作,有粉尘(运输带与滚筒摩擦阻力影响已在工作拉力F中考虑)， 环境最高温度350C。2.使用期限:8年；检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修。3.生产批量:小批量生产。4.生产条件:一般机械厂,可加工7-8级齿轮。5.动力来源:电力， 三相交流380/220伏。五、设计工作量：1、减速器装配图一张：1号图纸（手工绘图）2、零件图：输出轴零件图一张，2号图纸3、设计说明书： 1份（不少于6000字）六、主要参考文献：1 龚桂义等.机械设计课程设计指导书. 北京：高等教育出版社，20032 濮良贵、纪名刚.机械设计.北京：高等教育出版社，20043 吴宗泽.机械零件手册. 北京：机械工业出版社,20044吴宗泽、罗圣国. 机械设计课程设计手册.北京：高等教育出版社，2006计算过程及计算说明二、 传动方案的拟定设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动 a.工作条件：使用年限8年，工作为两班工作制，载荷平稳，室内工作，有风尘。b.原始数据：滚筒圆周力F=2.7kN；带速V=2.3m/s；滚筒直径D=320mm；. 方案拟定采用带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。传动方案图三、电动机的选择.电动机类型和结构的选择 选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机为一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。其结构简单，工作可靠，价格低廉，具有防尘，防铁屑的特点，适用于无特殊要求的机械上。.计算电动机功率，转速工作机/带式输送机功率：Pw=FV/1000=2.72.31000/1000=6.21KW 传动装置的总功率：总=带轴承3齿轮联轴器滚筒=0.960.99330.970.990.96=0.859电机所需的工作功率：Pd=Pw/总=6.21/0.859=7.229KW计算滚筒工作转速：nw=601000V/D=6010002.3/320=137.3 r/min 根据机械设计手册P5表1推荐的传动比范围，取圆柱齿轮传动单级减速器传动比范围I=24，取V带传动比I1=35。则总传动比理论范围为：Ia=620。所以电动机转速的可选范围为nd=Inw=（620）137.3=823.82746r/min符合这一范围的同步转速有1000r/min和1500r/min两种。根据容量和转速，由机械设计手册P167表12-1和P170表12-6可知有两种适用的电动机型号：因此有两种传支比方案：适用的电动机型号：（如下表）方案电 动机 型号额定功率电动机转速(r/min)电动机质量kg参考比价传动装置传动比同步转速满载转速总传动比V带传动比减速器传动比1Y160M-67.510009701195.007.072.173262Y132M-47.515001440813.5210.512.653.97综合考虑电动机和传动装置尺寸、质量、参考比价和带传动、减速器的传动比，可见第1方案比较适合，选定电动机型号为Y160M-6。四、确定传动装置的总传动比和分配各级的传动比 由所选定的电动机满载转速n电动=970和工作机主动轴转速n卷筒=137.3可得：总传动比：ia=n电动/n筒=970/137.3=7.064通常i齿轮（1.41.6）i带，故取i齿轮=1.5 i带i带 =2.17i齿轮=ia/i带=7.07/2.176=3.26五、传动装置的运动和动力设计各轴功率，转速，转矩计算0轴： 输出功率：Po=Pd=7.229KW, 转速： n0= nm= 970 r/min , 输出转矩：To=9550 P0 / n0 =95507.229 / 970 = 71.18103 NmmI轴：输入功率：PI=P0带 =7.2290.96=6.94KW转速： nI=n0/i带=970 / 2.17=447.0 r/min输入转矩：TI=9550PI/nI=95506.94 / 447.0 =148.27103 Nmm输出功率：PI =PI轴承 =6.940.99=6.87输出转矩：TI = 9550PI/nI =95506.87/447.0=146.775103NmmII轴：输入功率：PII=PI齿轮 =6.870.97=6.664KW转速： nII=nI/i齿轮=447/3.26=137.1 r/min输入转矩：TII=9550PII/nII=95506.664/137=464.534103Nmm 输出功率：PII=PII轴承=6.6640.99=6.597KW输出转矩：TII=9550PII/nII =95506.597/137=459.864103NmmIII轴：输入功率：PIII=PII联轴器=6.5970.99=6.524KW转速： nIII=nw=137 .1r/min 输入转矩：TIII=9550PIII/nIII=95506.524/137 =454.263103Nmm综合以上数据，得表如下：轴名功率P （KW）转矩T （Nm）转速nr/min传动比 i效率输入输出输入输出电动机轴7.2297.22971.1771.179702.170.96轴6.946.87148.27146.7754473.260.96轴6.6646.597464.534459.864137.11.000.98III轴6.5316.269455.263450.737137六、 V带的设计 选择普通V带型号由PC=KAPd=1.17.5=8.25（KW）根据课本P130图6-8得知其交点在A，B型带交 界处，故有A，B型带两种方案可供选择。方案一：取A型带确定带轮的基准直径取小带轮 dd1=112 mm 带速验算： V=n1dd1/ 100060) =970112/（100060） =5.688 m/s介于525m/s范围内，故合适。大带轮基准直径dd2=dd1n1/n2=112970/447=243.043mm按课本P132表66，取dd2= 250 mm（i带略有增大，但其误差小于5%，故允许。）实际从动轮转速：n2=n0dd1/ dd2=970112/250=434.56 r/min转速误差小于5%，所以可行。 确定带长和中心距a：0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2）0.7（112+250）a02（112+250）253.4a0724初定中心距a0=500 mm，则带长为Ld0=2a0+（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）2/(4a0)=2500+（112+250）/2+（250-112）2/(4500)=1578.15mm选用基准长度Ld=1600 mm实际中心距：a=a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1578.15)/2=521.85mm验算小带轮上的包角11=180-(dd2-dd1)57.3/ a =180-（250-112）57.3/a=164.8120所以小轮包角合适确定V带根数Z=PC/（(P1+P1)KLK）=8.25/（1.40+0.11）0.990.95）=5.809故取6根A型V带计算轴上的压力F0=500PC（2.5/K-1）/zv+qv2=5008.25(2.5/0.95-1)/(65.69)+0.105.692=200.433 N计算作用在轴上的压力FQ=2zF0sin(/2)=26200.433sin(164.85/2)=2384.206 N方案二：取B型带确定带轮的基准直径取小带轮 dd1=160 mm 带速验算： V=n1dd1/ (100060) =970160/（100060） =8.12 m/s介于525m/s范围内，故合适。大带轮基准直径dd2=dd1n1/n2=160970/447=347.203mm按课本P132表66，取dd2= 355 mm（i带略有增大，但其误差小于5%，故允许）实际从动轮转速：n2=n0dd1/ dd2=970160/355=437.18 r/min转速误差小于5%，所以可行。 确定带长和中心距a：0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2）0.7（160+355）a02（160+355）360.5a01030初定中心距a0=700 mm，则带长为Ld0=2a0+（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）2/(4a0)=2700+（160+355）/2+（355-160）2/(4700)=2222.54mm选用基准长度Ld=2240 mm实际中心距：a=a0+(Ld-Ld0)/2=700+(2240-2222.54)/2=708.73mm验算小带轮上的包角11=180-(dd2-dd1)57.3/ a =180-（355-160）57.3/a=164.231120，所以小轮包角合适确定V带根数Z=PC/（(P1+P1)KLK）=8.25/（2.72+0.3）1.000.95）=2.87故取3根B型V带计算轴上的压力F0=500PC（2.5/K-1）/zv+qv2=5008.25(2.5/0.95-1)/(38.12) +0.178.122=287.492N计算作用在轴上的压力FQ=2zF0sin(/2)=23287.492sin(164.23/2)=1708.644 N综合V带根数和轴上压力，方案二更合适。即选用B型带，小带轮dd1=160mm,大带轮dd2=355mm；带宽B2=（Z-1）e+2f=219+212.5=63。V带轮设计 V带轮选用选用腹板式。带轮示意图如下：d0dHLS1斜度1:25SS2drdkdhddaLBS2由课本P131表6-4查得KA=1.1课本上由P128表6-3查得P1=1.40KW；由P134表6-7查得 P1=0.11KW；由P121表6-2查得KL=0.99；由P135表6-8查得K=0.95由课本P120表6-1得q=0.1kg/m课本上由P128表6-3查得P1=2.72KW；由P134表6-7查得P1=0.3KW；由P121表6-2查得KL=1.00；由P135表6-8查得K=0.95由课本P120表6-1得q=0.17kg/m七、齿轮传动的设计：选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。小齿轮选软齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为40Cr调质处理，齿面硬度为250HBS，大齿轮选用45号钢调质处理，齿面硬度为220HBS，选8级精度。选择齿数和齿宽系数Z1=25Z2=Z1i齿轮=253.26=81.582查书知齿宽系数d=0.81.4，所以取d=1确定轮齿的许用应力根据两轮轮齿的齿面硬度，由课本P185，P187图7-21，图7-22查得两轮的齿跟弯曲疲劳极限和齿面接触疲劳极限分别为：Flim1=580Mpa Flim2=450M pa 查表知安全系数分别取取SF=1.25，SH=1则 按齿面接触强度条件计算小齿轮直径计算小齿轮传递的转矩T1 =9.55106P/n1=9.551066.87/447=146.775103 Nmm载荷基本平稳且为软齿面齿轮，取载荷系数K=1.4d176.6=76.6 =72.128mm确定模数和齿宽m=d1/Z172.128/25=2.885 mm取标准模数值 m=3d1=mZ1=325=75 mm齿宽b=dd1= d1 ,所以取b=75mm验算齿根的弯曲强度查课本P182表7-4得两齿轮的齿形系数与应力修正系数:YFa1=2.63, YSa1=1.59, YFa2=2.226 , YSa2=1.7775由课本P182式7-18计算小齿轮齿跟弯曲应力=101.84MPa几何尺寸计算分度圆直径：d1=mZ1=325=75mm d2=mZ2=393=279mm中心距： a=m（Z1+Z2）=3（25+93）/2=177mm齿顶高： ha=ha*m=3 mm齿根高： hf=m(ha*+c*)=3.75mm齿高： h=ha+hf=6.75mm齿顶圆直径： da1=d1+2ha=81mm da2=d2+2ha=252mm齿根圆直径： df1=d1-2hf=67.5mm df2=d2-2hf=238.5mm基圆直径： db1=d1cos=70.168mm db2=230.15mm分度圆齿距： p=m=9.42mm分度圆齿厚： s=0.5m=4.71mm验算初选精度等级是否合适 齿轮圆周速度 v=d1n1/(601000) =3.1475447/(601000) =1.754 m/s 查机械设计手册P129表10-4可知，精度等级为8级合适。八、轴的设计 .齿轮轴的设计 (1) 确定轴上零件的定位和固定方式 （如图） 1，5滚动轴承 2轴 3齿轮轴的轮齿段 4套筒 6密封盖 7轴端挡圈 8轴承端盖 9带轮 10键(2)按扭转强度估算轴的直径选用45钢调质，硬度217255HBS轴的输入功率为P=6.94KW转速为n=447r/min根据课本P248（9-1）式，并查表9-2，取A=110d(3)确定轴各段直径和长度 从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取D1=30mm，又带轮的宽度 B=（Z-1）e+2f =（3-1）19+212.5=63 mm 则第一段长度L1=61mm右起第二段直径取D2=35mm根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为15mm，则取第二段的长度L2=50mm 右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208型轴承，其尺寸为dDB=408018，那么该段的直径为D3=40mm，长度为L3=34mm右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D4=45mm，长度取L4= 10mm 右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为81 mm，分度圆直径为75 mm，齿轮的宽度为75 mm，则，此段的直径为D5=75 mm，长度为 L5=75 mm右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取D6=45 mm 长度取L6= 10 mm 右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D7=40mm，长度L7=36mm.受力分析：转矩T1=9550P/n=95506.94/447=148.27Nm齿轮轴上圆周力：Ft1=2T/d1=395NFr1=Ft2tan =1439N水平面上为：RAH=-Q(L1+L2+L3)+Fr3(L2+L3)=-1965.8NRBH=-Q-RAH+FH=-1653.4+1965.8+1439=1751.4NRAV=RBV=-Ft1L3/(L2+L3)=-395472.5/(72.5+72.5)=-1977N弯矩计算：MAH=QL1=1653.490.5=149632.7NmmM1H=RBHL3=1751.472.5=126976.5Nmm垂直面上：M1v=RANL2=-1977 72.5=-143332.5Nmm合成弯矩MA=MAH=149.632kNmmM1=191486NmmW=d33/32= 403 /32 =6280mm3 抗扭截面系数为 WT=d33/16 = 403 / 16=12560mm3 弯曲应力为a=MA/W=149632.7/12560=23.8268MPa 扭剪应力为=T1/WT=14800/12560=11.78MPa 按弯矩合成强度进行校核计算，对于单向转动的转 轴转矩按脉动循环处理，取折合系数=0.6，则当量应力为e=27.71Pa 由表查得45钢调制处理抗扭强度极限为b=650Mpa,用差值法查得轴的许用弯曲应力-1b=60MPa, e-1b水平面与垂直面受力分析图与弯矩图见下面在前面带轮的计算中已经得到Z=3其余的数据手册得到D1=30mmL1=61mmD2=35mmL2=50mmD3=40mmL3=34mmD4=45mmL4=10mmD5=75 mmL5=75 mmD6=45mmL6= 10 mmD7=40 mmL7= 36 mmFt1=395NmFr1=144Nm 输出轴的设计计算确定轴上零件的定位和固定方式 （如图） 1，5滚动轴承 2轴 3齿轮 4套筒 6密封盖 7键 8轴承端盖 9轴端挡圈 10半联轴器 (2).按扭转强度估算轴的直径 选用45钢调质，硬度217255HBS轴的输入功率为P=6.664 KW 转速为n=137.1 r/min根据课本P248（9-1）式，并查表9-2，取A=110d(3)确定轴各段直径和长度从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取45mm，根据计算转矩T=KAT=1.3464=603.2Nm，查标准GB/T 50142003，选用GY型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=84mm,轴段长L1=78mm2.右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取50mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为15mm，故取该段长为L2=47mm3.右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6211型轴承，其尺寸为dDB=5510021，那么该段的直径为55mm，长度为L3=50mm4.右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为246mm，则第四段的直径取75mm,齿轮宽为b=73mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=71mm5.右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=80mm ,长度取L5=10mm6.右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=55mm，长度L6=39 mm受力分析扭矩:T2=9550P/n=95506.66/137.1=464Nm 齿轮上的圆周力：齿轮2上的圆周力：Ft2=2T/d2=246400/246=3772N齿轮2上的径向力：Fr2=Ft2tan=3772tan20=1373N确定跨距： 左端支反力作用点至齿轮2上力的作用点间距离为L2。支承反力在水平面上为RAH=RBH=FR2L2/(L2+L3)=-1373 74/(74+74)=-686.5N在垂直面上为RAV=RBV L3=-686.5 74=-50801N齿轮轴所在截面合成弯矩 M2v=Ravl3=188674=139564Nmm M2=148522Nmm因为截面所在轴截面弯矩大，同时截面还作用有转矩，因此此截面为危险截面，其抗弯截面系数为 W=d43/32-bt（d4-t)22/(2d4) =753 /32-20 7.5(75-7.5) 2 /(2 75)=36840.23mm3抗扭截面系数为：WT=d43/16-bt（d4-t)22/(2d4) =753/16-20 7.5(75-7.5) 2/(275)=78236.72mm3弯曲应力为：b=M2/W=464000/78236.72=4.03MPa扭剪应力为：=T2/WT=46400/78236.72=5.93MPa按弯矩合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴转矩按脉动循环处理，取折合系数=0.6，则当量应力为e=8.71MPa由表查得45钢调制处理抗扭强度极限为 b=650Mpa,用差值法查得轴的许用弯曲应力 -1b=60MPa,e-1b水平面与垂直面受力分析图与弯矩图见下面：D1=45mmL1=78mmD2=50mmL2=47mmD3=55mmL3=50mmD4=75mmL4= 71 mmD5=80mmL5=10mmD6=55mmL6=39 mm绘制轴的工艺图（见图纸）九、箱体结构设计窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。密封装置在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。箱体结构尺寸选择如下表：名称符号尺寸（mm）机座壁厚0.025a+38 取8机盖壁厚10.02a+38 取8机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度b 112机座底凸缘厚度b 220地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d116机盖与机座联接螺栓直径d210联轴器螺栓d2的间距 l160轴承端盖螺钉直径d38窥视孔盖螺钉直径d46定位销直径d8df，d1, d2至外机壁距离C122，16df， d2至凸缘边缘距离C220，18轴承旁凸台半径R120，18凸台高度h 根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面距离l1 60，44大齿轮顶圆与内机壁距离19，6齿轮端面与内机壁距离2 8机盖、机座肋厚m1 ,m27， 7轴承端盖外径D2120，140轴承端盖凸缘厚度t 10轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以Md1和Md2互不干涉为准，一般s=D2十、键联接设计输入轴与大带轮联接采用平键联接此段轴径d1=30mm,L1=63mm查手册得，选用C型平键，得：A键 87 GB1096-79 L=L1-b=63-8=55mmT=148.27Nm h=7mmp=4 T/(dhL)=4148.271000/（30755） =51.34Mpa R (110Mpa)输入轴与齿轮2联接采用平键联接轴径d2=75mm L2=71mm T=518.34 Nmm查机械设计手册P51 选A型平键 GB1096-79键2012 GB1096-79l=L2-b=71-20=51mm h=12mm p=4 T/（dhl）=4464.5341000/（751251） = 40.48Mpa p (110Mpa).输出轴与联轴器联接用平键联接轴径d3=45mm L3=78mm T=459.864Nmm查机械设计手册P51 选用A型平键键128 GB1096-79l=L3-b=78-12=66mm h=8mmp=4T/（dhl）=4459.8641000/（45866）=77.42Mpa p (110Mpa)十一、滚动轴承设计根据条件，轴承预计寿命Lh53658=35040小时.输入轴的轴承设计计算（1）初步计算当量动载荷P 因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=144N（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 （3）选择轴承型号查课本P291表10-5，选择6208轴承 Cr=29.5KN由课本P293式10-3有预期寿命足够，此轴承合格。.输出轴的轴承设计计算（1）初步计算当量动载荷P因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=1373N（2）求轴承应有的径向基本额定载荷值 （3）选择轴承型号查课本表10-5，选择6211轴承 Cr=43.2KN由课本式10-3有预期寿命足够，此轴承合格。十二、密封和润滑