机械设计课程设计-设计一用于带式运输机上的V带—单级直齿圆柱齿轮减速器.doc

目录一、传动方案拟定.3二、电动机的选择.4三、计算总传动比及分配各级的传动比.5四、运动参数及动力参数计算.5五、传动零件的设计计算.6六、轴的设计计算.13七、滚动轴承的选择及校核计算.26八、键联接的选择及计算.30九、减速器附件的选择31十、润滑与密封.32十一、设计小结.34十二、参考文献计算过程及计算说明一、传动方案拟定（1） 设计题目：设计一用于带式运输机上的V带单级直齿圆柱齿轮减速器（2） 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，环境最高温度35；2）使用折旧期：8年；3）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4）动力来源：电力，三相交流，电压380220V；运输带速度允许误差：-5%5%；5）小批量生产。（3） 原始数据：运输带工作拉力；带速（允许运输带速度误差为）；滚筒直径。一：传动方案拟定（已给定）1）、外传动为带传动 2）、减速器为单级圆柱齿轮减速器3）、方案简图如下：.4）、该工作机有轻微振动，由于带具有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可采用带这种简单的结构，并且价格便宜，标准程度高，大幅度降低了成本。二、电动机选择1、电动机类型的选择： 系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）电动机工作所需的有效功率为（2）传动装置的总功率： 查表手册可得：带传动的效率 齿轮传动效率 联轴器效率 滚筒效率 滚动轴承效率 （3）电机所需的工作功率： 查手册表12-1得选电动机的型号：Y 112M-6则 三、计算总传动比及分配各级的传动比 工作机的转速 n=601000v/(D) =6010001.1/3.14220 =99.5r/mini总=n满/n=940/99.5=9.84查表取i带=3 则 i齿=9.84/3=3.28四、运动参数及动力参数计算1、计算各轴转速n0=n满 =940(r/min)nI=n0/i带=1420/3=313.3（r/min）nII=nI/i齿=473.333/4.764=95.5(r/min)nIII=nII=95.5 (r/min)2、 计算各轴的功率（KW）P0=Pd=2.14KWPI=P0带=2.05KWPII=PI轴承齿轮=2.03KWPIII=PII联轴承=1.91 KW3、 计算各轴扭矩（Nmm）T0=9550P0/n0=95502.315/940=21.74NmTI=9550PI/nI=95502.222/313.3=62.49NmTII=9550PII/nII=95502.134/95.5 =203NmTIII =9550PIII/nIII=95502.071/95.5 =191Nm 五、传动零件的设计计算1、 带轮传动的设计计算(1)选择普通V带截型由书本表8-7得：kA=1.1Pca=KAP=1.12.14=2.354KW由书本图8-11得：选用A型V带(2)确定带轮基准直径，并验算带速初定取主动轮基准直径为dd1=106mm 从动轮基准直径dd2= idd1=3106=318mm 取dd2=355mm带速V：V=dd1n1/601000=106940/601000 =5.22m/s在525m/s范围内，带速合适。（3）确定带长和中心矩0. 7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0. 7(106+355)a02(106+355)所以有：296.8a0922初步确定a0 =500mm由 L0=2a0+(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)/4a0得：L0=2500+(106+355)/2+(355-106)2/4500= 1755.14mm由书本表8-2确定基准长度Ld=1800mm计算实际中心距aa0+Ld-L0/2=500+（1800-1755.14）/2=522.43mm(4) 验算小带轮包角1=1800-（dd2-dd1）/a57.30 =1800-（355-106）/522.4357.30 =152.6901200（适用）（5）确定带的根数由n0=940r/min dd1=106mm i=3查书本表8-4b和表8-5得P0=1.12kw P0=0.02kw查书本表8-5得K=0.928 查书本表8-4a得KL=1.01 由Z=Pca/p=KAP/(P1+P1)KKL得： =2.354/1.157 =2.03取Z=3(6) 计算张紧力F0由表3-1查得q=0.1kg/m，则：F0=500Pca（2.5-K）KZV+qV2=5002.354(2.5-0.923) 0.92335.22+0.15.222N=131.14N则作用在轴承的压轴力FQ：FQ=2ZF0sin1/2=23131.14sin152.690/2=764.6N2、齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等级 参考书本表10-1初选材料。小齿轮选用45钢,调质;齿面硬度为197286HBW。大齿轮选用45钢，调制，齿面硬度156217HBW；根据小齿轮齿面硬度250HBW和大齿轮齿面硬度220HBW,按书本图10-21图查得齿面接触疲劳极应力为：限 Hlim1 =650MPa Hlim2=620 Mpa初选小齿轮齿数Z1=24，Z2=3.28，取Z2=79，初选螺旋角(2) 按齿面接触疲劳强度设计由d1(2KT1/d)(u+1/u)(/H) 2 1/3确定有关参数如下可用齿数比：u= Z2/ Z1= nI/ n2=313.3/99.5=3.28根据齿轮为软齿面和齿轮在两轴承间为对称布置2) 载荷系数kt 由原动机为电动机，工作机为带式输送机，载荷平稳，齿轮在两轴承间对称布置。试选，Kt=1.33）查机械设计图10-30可得 ZH=2.433 由机械设计图10-26查得则由上可知T1=9550PI/nI=95502.222/313.3=62.49Nm由机械设计表10-7取d=1由机械设计表10-6查表得弹性影响系数Ze=189.8MPa由上可知 Hlim1 =650MPa Hlim2=620 Mpa由机械设计试10-13计算应力循环次数N1=601313.3264300=7.210 8N2=N1/3.28=由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数Khn1=0.93 Khn2=0.96计算接触疲劳许用应力取最小安全系数S1=1，由机械设计试（10-12）得H1=H2 = 计算1）计算小齿轮分度圆直径d1t，由机械设计计算公式10-21得，由d1(2KT1/d)(u+1/u)(/H) 2 1/32）计算圆周速度3）计算齿宽b及摸数4)计算纵向重合度 =5）计算载荷系数K由机械设计表10-2得，取根据，精度等级为7级，有机械设计图10-8得 有机械设计表10-4查得，由图10-13查得，表10-3查得 故载荷系数 6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由机械设计10-10a试得=45.67mm7）计算模数3.按齿根弯曲强度计算有机械设计式10-17得，（1）确定计算参数1)计算载荷系数 2）根据纵向重合度，从机械设计图10-28得螺旋角影响系数3）计算当量齿数 4）查取齿形系数 由机械设计表10-5查得 5）查取应力校核系数 由机械设计表10-5查得 按书本图10-20c线查得轮齿弯曲度疲劳极限应力为：EF1 =350Mpa EF2=310 Mpa按书本图10-18查得弯曲寿命系数YN1=0.9 YN2=0.92计算弯曲疲劳许用应力 取安全系数 S2=1.4由机械设计试10-12得F1 = =MPaF2= =0.926）计算大小齿轮的7）设计计算=1.50mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数Mn大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，取Mn=2.0mm，已满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度；需按接触疲劳强度算得的分度圆的直径来计算应用的齿数，于是由取Z1=22则Z2= 取4.几何尺寸计算1)中心距将中心距圆整为98mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角螺旋角= arccos m（Z1Z2）/2a= arccos 2（2273）/（298）=14.15因值改变不多，故参数 等不必修正3）计算大、小分度圆直径:d1=mZ1 /cos=222 / cos14.15 =45.4mmd2= m Z2 / cos=273/cos14.15=150.57mm4）计算齿轮的宽度圆整后取B2=46mm；B1=50mm齿顶高 ha=h*am=12=2mm齿根高 hf=(h*a+c*) =(1+0.25)2=2.5mm齿全高 h= ha+ hf=4.5mm齿顶圆直径da1=d1+2ha =45.4+22=49.4mm da2=d2+2ha =150.57+22=154.57mm齿根圆直径df1=d1-2hf =45.4-22.5=40.4mm df2=d2-2hf =150.57-22.5=145.57mm六、轴的设计计算 输入轴的设计计算1.选择轴的材料确定许用应力由于设计的是单级减速器的输入轴，旋转方向假设左旋，属于一般轴的设计问题，查机械设计表15-1得，选用45钢 调质处理 硬度217255HBS 取250 HBS，取用弯曲应力-1=60Mpa，弯曲疲劳极限，扭转疲劳极限155MPa，许用静应力=260MPa,抗拉强度极限，屈服强度极限2.初步确定轴上的最小直径 查机械设计表15-3得，取由试15-2得主动轴，min=21.51mm考虑有键槽，将直径增大5%，则=21.51，取=24mm3、轴的结构设计（1）轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，主动轴采用齿轮轴.（2）确定轴各段直径和长度 初选用7206C型角接触球轴承，其内径为30mm,宽度为16mm。要安装挡油盘所以取d1=30mm L1=16mm。由于该处是齿轮轴处齿轮的长度为L=50mm，d=50mm，为了防止应力集中所以d2= d3 =36mm L2=L3=16mm安装轴承和挡油盘所以取d4=30mmL4=26mmd5=26mm L5=50mm由前面计算得d6=24mm。参考机械设计手册表1-29得 ，取L6=50mm (3)按弯矩复合强度计算1)主动轴的强度校核圆周力Ft=2T1/d1=262.49103/50=2499.6N径向力Fr= Fttan/cos=2499.6tan200/cos14.15 =938.2N 轴向力Fa=Fttan=2499.6tan14.150=629.87N2)计算轴承支反力图1(2) 1(4)水平面=-85.4N=1820.4N垂直面351.9N=586.3N齿轮上的弯矩Ma=Fad/2=15700N.mm绘制水平面弯矩图（如图3）和垂直面弯矩图（如图5）小齿轮中间断面左侧水平弯矩为Mach=RAH67=2499.6Nmm右轴颈中间断面处水平弯矩为Mbdh=FQ100=764.6100=76500Nmm小齿轮中间断面处的垂直弯矩为Macv=RAV67=586.367=39000 NmmMcbv=Rbv67=351.967=23600 Nmm (2) 按下式合成弯矩图（如图6）M=( MH 2+ MV 2) 1/2小齿轮中间断面左侧弯矩为Mac= 128000 Nmm小齿轮中间断面右侧弯矩为Mcb=124000 NmmMbd=76500Nmm(3)画出轴的转矩T图 7 T=62490Nmm带轮与轴的周向定位采用平键连接，查机械设计表6-1得，同时为了保证带轮与轴的配合有较好的对中心，故选择带轮与轴配合为确定轴上的圆角和倒角为从轴的结构图以及弯矩图中可以看出截面B和截面C是轴的危险截面按弯扭合成应力校核轴上最大的弯矩和扭矩的截面的强度。根据机械设计式15-5以及图（5）（6）（7）中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取由图1（1）可知，在小齿轮中间断面右侧和右侧轴弱中间断面处的最大当量弯矩分别为MC=(Mcd2+(T1 2) 1/2=(76500) 2 + (0.662490)21/2=85065MPaMB=(Mabh2+(T12) 1/2=(128000) 2 + (0.662490)21/2=133332MPa(5)校核轴的强度 取B和C两截面作为危险截面B截面处的强度条件：=MB/W=MB/0.1d3=133332MPa /0.1503 =10.84-1C截面处的强度条件：=MC/W=MC/0.1d3=85065/0.1303=10.84MPa-1结论：按弯扭合成强度校核小齿轮轴的强度足够安全 从动轴的设计计算1选择轴的材料，确定许用应力由于设计的是单级减速器的输出轴，属于一般轴的设计问题，选用45号调质钢，查机械设计表15-1得 ：硬度217255HBS， -1=60Mpa2、轴的结构设计2.初步确定轴上的最小直径 查机械设计表15-3得，取由试15-2得从动轴，min=31.86mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径D-，为了使所造的轴的直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩Tca=KAT，查机械设计表14-1，考虑到转矩变得很小，故去KA=1.3，则Tca=KAT=1.3203000Nmm=263.9Nm，查机械设计手册表8-5得，取LT7型弹性柱销联轴器，其公转距为500Nm，半联轴器的孔径dI=40mm，半联轴器的长度L为84mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度，L1=84mm3.轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案这个设计的装配方案选用机械设计中图15-22a所示的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，-轴段右端需制造出一轴肩，故取-段的直径d-=50mm，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径D=50mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为L1=84mm，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上面而不压在轴的端面上，故-段的长度应比L1略短一些，现取L-=82mm。2）初步选择滚动轴承，因轴承同时承受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d-=45mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精度等级的单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为，故d-=d-=50，而-=29.25。 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计手册表6-7查得30310型轴承的定位轴肩高度h=5，d-=60，3）取安装齿轮处的轴段-的直径d-=55mm，齿轮的左端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为46mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段因略短于轮毂的宽度，故取L-=42，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩的高度故取，则轴环处的直径d-=63.轴环宽度，故取L-=74）轴承端盖为20（由减速器及轴承端盖结构设计而定）。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右端面的距离L=25，故取L-=455）取齿轮距箱体内壁之距离，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取，已知滚动轴承宽度则L-=T+s+a+（46-42）=29.25+6+12+4=51.25mm，L-=a+s-L-=12+6-7=11至此，已初步确定了轴的各段直径和长度（3）轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d-有机械设计表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为32，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为，同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合采用来保证的，此处选择轴的直径尺寸公差为。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2取轴端倒角为4.求轴上的载荷首先根据计算画出轴的计算简图。如下图所示：5.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上的最大弯矩和扭矩的截面强度，根据机械设计式15-5及上面数据，取=0.6，轴的计算应力。=P2，所以按轴承1的受力大小验算=27415.3h2年故所选的轴承满足寿命要求。2.从动轴的轴承（1） 由前面设计得初选轴承为30310型圆锥滚子轴承查机械设计手册表6-7得基本额定动载荷，基本额定静载荷，Y=1.7，Yo=1，由前面计算得径向力 =1537.2N=1302.97（2）求两轴承的轴向力和对于30310型轴承按表13-7得，（3）求轴承的当量动载荷P1和P2 由书本表13-5查得轴承1 轴承2 由书本表13-6得，取载荷系数（4）验算轴承的寿命因为P1P2所以按轴承1的受力大小验算故所选的轴承满足寿命要求八、键联接的选择及校核计算1主动轴外伸端轴上键 选取键的材料为45号钢，静连接。 p=100MPa，圆头平键p=2T/dkl=262490/(243.520)=74.4MPap故符合要求2.从动轴上的连接键 (1) 从动轴上齿轮的连接键 选取键的材料为45号钢，静连接。 p=100MPa，圆头平键p=2T/dkl=2203000/(51655)=92.3p 故符合要求 （2）从动轴上的半联轴器连接键 选取键的材料为45号钢，静连接。 p=100MPa，圆头平键p=2T/dkl=2203000/(40958)=19.4p故符合要求九、减速器附件的选择1.减速器箱体设计中心距机座壁厚：=0.025a1=0.02597.991=2.45取=8mm机盖壁厚：1=8mm机座凸缘厚度：b=1.5=12mm机盖凸缘厚度：b1=1.51=12mm机座底凸缘厚度：b2=2.5=20mm地脚螺钉直径：df=0.036a12=15.53mm16mm地脚螺钉数目：轴承旁连接螺栓直径：d1=0.75 df =12mm机盖与机座连接螺栓直径：d2=（0.50.6）df=10mm轴承端盖螺钉直径：d3=（0.40.5）df=8mm窥视孔盖螺钉直径：d4=（0.30.4）df=6mm定位销直径： d=（0.70.8）d2=8mm轴承旁凸台半径：R1=C2=20mm外机壁至轴承座端面距离：l1 =50mm大齿轮顶圆于内机壁距离：11.2=9.6mm齿轮端面与内机壁距离：2=8mm机盖、机座肋厚：m10.851=6.8mm=7mm；m0.85=7mm轴承端盖外径：D1=D小（55.5）d3=6242=104mmD2=D大（55.5）d3=11042=152mm轴承端盖凸缘厚度：t=（11.2）d3=9mm轴承旁边连接螺栓距离：sD2 尽量靠近，不干涉Md1和Md3为准2.其他技术说明窥视孔盖板 A=90mm， A1=120mm通气器 由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M201.5油面指示器 选用游标尺M16油塞螺钉 选用M161.5启盖螺钉 选用M10定位销 选用8吊环 箱体上采用起吊钩结构，箱盖上采用起吊耳环结构十一、减速器的润滑和密封1、齿轮的润滑V齿=1.389m/s12m/s，采用浸油润滑，浸油高度h约为1/6大齿轮分度圆半径，取为45mm。侵入油内的零件顶部到箱体内底面的距离H=40mm。2、 滚动轴承的润滑采用润滑脂润滑。结构上增设档油盘3、 润滑油的选择查表得，齿轮选用全损耗系统用润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN32润滑油。轴承选用ZL- 1号通用锂基润滑脂。4、 密封方法（1）箱体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）观察孔和油孔德处接合面得密封在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸，垫片进行密封设计小结这次关于减速器的课程设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验，对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过两个星期的设计实践，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。 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、互换性与技术测量、工程材料、机械设计（机械设计基础）课程设计等于一体。 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,结合生产实际反应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。 本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助。设计中还存在不少错误和缺点，需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识，继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。参考文献 电动机型号Ped=2.2KWn满=940r/minn=99.5 r/mini总=9.84i带=3i齿=3.28n0=940 r/minnI =313.3r/minnII=95.5r/minnIII=95.5r/minp0=2.14 KWPI=2.05KWPII=2.03KWPIII=1.91KWT0=21.74NmTI=62.4