械设计课程设计-带式输送机二级圆柱齿轮减速器传动系统设计【全套图纸】F=1.9KN,V=1.pdf

I 摘 要 齿轮传动是应用极为广泛和特别重要的一种机械传动形式，它可以用来在空间 的任意轴之间传递运动和动力，目前齿轮传动装置正逐步向小型化，高速化，低噪 声， 高可靠性和硬齿面技术方向发展， 齿轮传动具有传动平稳可靠， 传动效率高 （一 般可以达到 94%以上，精度较高的圆柱齿轮副可以达到 99%） ，传递功率范围广（可 以从仪表中齿轮微小功率的传动到大型动力机械几万千瓦功率的传动）速度范围广 （齿轮的圆周速度可以从0.1m/s到200m/s或更高， 转速可以从1r/min到20000r/min 或更高） ，结构紧凑，维护方便等优点。因此，它在各种机械设备和仪器仪表中被广 泛使用。本次设计的就是一种典型的一级圆柱直齿轮减速器的传动装置。其中小齿 轮材料为 40Cr（调质） ，硬度约为 280HBS，大齿轮材料为 45 钢（调质） ，硬度约为 240HBS，齿轮精度等级为 7 级，轴、轴承、键均选用钢质材料。 关键词：齿轮传动，传动可靠，二级圆柱直齿轮减速器 全套图纸，加 153893706 II 目录目录 1 总体方案设计 . 1 2 设计要求 . 2 3 设计步骤 . 3 3.1 传动装置总体设计方案 .3 3.2电动机的选择 .3 3.3 计算传动装置的传动比 i 及各轴参数的确定.4 3.4 齿轮的设计.5 3.5 V 带的设计.8 3.6 传动轴的设计.10 3.7 滚动轴承设计.16 3.8 键的设计.18 3.9 联轴器的选择.18 3.10 箱体结构的设计.19 3.11 润滑密封设计.20 结论与总结 . 21 参考文献 . 21 III 前言 设计目的:机械设计课程是培养学生具有机械设计能力的技术基础课。 课程设计则是机械设计课程的实践性教学环节，同时也是高等工科院校大多数 专业学生第一次全面的设计能力训练，其目的是： （1） 通过课程设计实践，树立正确的设计思想，增强创新意识，培养综合运用 机械设计课程和其他先修课程的的理论与实际知识去分析和解决机械设计 问题的能力。 （2） 学习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律。 （3） 通过制定设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正确计算零件的工作 能力，确定尺寸及掌握机械零件，以较全面的考虑制造工艺，使用和维护 要求，之后进行结构设计，达到了解和掌握机械零件，机械传动装置或简 单机械的设计过程和方法。 （4） 学习进行机械设计基础技能的训练，例如：计算、绘图、查阅设计资料和 手册、运用标准和规定。 带式运输机 1 1 总体方案设计 课程设计题目： 带式运输机传动装置设计（简图如下 图图 1-1 带式运输机传动装置带式运输机传动装置 1V 带传动 2电动机 3圆柱齿轮减速器 4联轴器 5输送带 6滚筒 1.设计课题： 设计一用于带式运输上的二级圆柱齿轮减速器。运输机连续工作，使用寿命 5 年，每年 365 天，每天 24 小时，传动不逆转，载荷平稳，起动载荷为名义载 荷的 1.25 倍，输送带速度允许误差为+_5%。 2.原始数据：题号 3 第一组 表表 1.1 原始数据原始数据 运送带工作拉力 F/KN 运输带工作速度 v/(m/s) 滚筒直径 D/mm 1.9 1.6 400 带式运输机 2 2 设计要求 1.减速器装配图 1 张(三视图，A1 图纸)； 2.零件图两张（A2 图纸，齿轮，轴） ； 3.设计计算说明书 1 份。 带式运输机 3 3 设计步骤 3.1 传动装置总体设计方案传动装置总体设计方案 1）外传动机构为 V 带传动。 2）减速器为一级展开式圆柱齿轮减速器。 3) 方案简图如下图： 图图 3-1 带式运输机传动装置带式运输机传动装置 1V 带传动；2电动机；3圆柱齿轮减速器； 4联轴器；5输送带；6滚筒 一传动方案拟定： 采用 V 带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比需求，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。 3.2电动机的选择电动机的选择 1）选择电动机的类型 按工作要求和工作条件选用 Y 系列三相笼型异步电动机， 全封闭自扇冷式结 构，电压 380V。 2）选择电动机的容量 工作机的有效功率为 kWvFPw04 . 3 6 . 11900= 从电动机到工作机传送带间的总效率为 82. 0 6543 2 21 = 由机械设计基础课程设计指导书表 2- 3 可知： 1 ：带传动 0.96（球轴承） 带式运输机 4 2 ：齿轮传动的轴承 0.99 （8 级精度一般齿轮传动） 3 ：齿轮传动 0.97（弹性联轴器） 4 ：联轴器 0.97 5 ：卷筒轴的轴承 0.98 6 ：卷筒的效率 0.96 所以电动机所需工作功率为 kW Fv Pd7 . 3 82. 01000 6 . 11900 1000 = = 3）确定电动机转速 V 带传动的传动比()42 1 i =，单级齿轮传动比()53 2 i =，一级圆柱齿轮 减速器传动比范围为()206 i =，而工作机卷筒轴的转速为 min/4 .76 100060 r D v nw= = 所以电动机转速的可选范围为： min/)1528458( 4 . 76)206(ndrni w = 根据电动机类型、容量和转速，由机械设计基础课程设计指导书附 录 8，附表 8- 1 选定电动机型号为 Y132M1- 6。其主要性能如下表： 表表 3.1Y132M1-6 型电动机型电动机 电动机型号 额定功率 /kw 满载转速/(r/min) 额定转矩 启动转矩 额定转矩 最大转矩 Y1600M1- 8 4 720 2.0 2.0 Y132M1- 6 4 960 2.0 2.0 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，决定选用同步转速为 1000minr的电动机，所以电动机的类型为 Y132M1- 6。 3.3 计算传动装置的传动比计算传动装置的传动比 i 及各轴参数的确定及各轴参数的确定 (1)传动比i为 （ m n 为电动机满载转速，单位：r/min ） 13 4.76 960 = w m n n i 带式运输机 5 分配各级传动比时由机械设计基础课程设计指导书表 22 圆柱直齿轮传动比范围()53 1 i = V 带传动范围()42 取值3 0 =i所以13=i 1).各轴的转速 I 轴 min/320 3 960 0 1 r i n n m = II 轴 min/4 .76 188. 4 320 1 1 2 r i n n= 卷筒轴 min/ 4 . 76 2 rnnw= m n 为电动机的满载转速 r/min； 1 n 2 n为 I 轴II 轴 （I 轴高速轴II 轴为 低速轴）的转速， 0 i 电动机至 I 轴的传动比， 1 i为 I 轴至 II 轴的传动比。 2).各轴的输入功率 电动机轴 kW d 552 . 3 96 . 0 7 . 3 011 = 轴 IkW2 . 396 . 0 99 . 0 552 . 3 1 22 122 = 滚筒轴 kWPPw 2 01. 396. 098. 02 . 3= 3）.各轴的输入转矩 电动机轴的输出转矩 d T 为： mN n P T m d d =8 .36 960 7 . 3 95509550 I 轴 mNnPT=01.106320/552. 395501/19550 1 II 轴 mNnPT=4004 .76/2 . 395502/29550 2 滚筒轴 mNT=25.3764 .76/01 . 3 9550Pw/nw9550 卷 3.4 齿轮的设计齿轮的设计 选择齿轮材料及精度等级 小齿轮选用 45 钢调质，硬度为 220- 250HBS；大齿轮选用 45 钢正火，硬度 为 170- 210HBS。因为是普通减速器，由表 10.21 选 9 级精度，要求齿面粗糙度 带式运输机 6 a R 3.26.3m. （2）按齿面接触疲劳强度设计 因两齿轮均为钢质齿轮，可应用式（10.22）求出 d1 值。确定有关参数与 系数： 1） 、转矩 1 T mmNT= 56 1 1006. 1 320 552. 3 1055. 9 2） 、载荷系数 K 查表 10.11 取 K=1.1 3） 、齿数 1 z齿宽系数 d 小齿轮的齿数 1 z取为 25， 则大齿轮齿数 2 z=100.因单级齿轮传动为对称布置， 而齿轮齿面又为软齿面，由表 10.20 选取1= d 。 4） 、许用接触应力 H 由图 10.24 查得 MPaMPa HH 530,560 2lim1lim = 由表 10.10 查得1=SH。 8 1 104 . 8)24*5*365(13206060= hjL nN 88 12 102188 . 4 /104 . 8/=iNN 查图 10.27 得1 . 1,02 . 1 21 = NTNT ZZ 由式（10.13）可得 MPaMPa S Z H HNT H 571 1 56002. 1 1lim1 1 = = MPaMPa S Z H HNT H 583 1 5301 . 1 2lim2 2 = = 故 () mmmm u uKT d Hd 67.621 . 1 57141 5101 . 11 . 1 *43.76 1 43.76 3 2 5 3 2 1 1 = = + mmmm z d m5 . 2 25 67.62 1 1 = 由表 10.3 取标准模数 m=2.5 mm。 带式运输机 7 （3）计算主要尺寸 mmmmmzd5 .62255 . 2 11 = mmmmmzd2501005 . 2 22 = mmmmdb d 5 . 62 5 . 621 1 = 经圆整后取 2 b=65mm。 mmmmbb705 21 =+= ()()mmmmzzma25.156100255 . 2 2 1 2 1 21 =+=+= （4）按齿根弯曲疲劳强度校核 由式（10.24）得出 F ，如 FF 则校核合格。 确定有关系数与参数： 齿形系数 F Y查表 10.13 得 F1 Y=2.65， F2 Y=2.18。 应力修正系数 S Y 查表 10.14 得 S1 Y =1.59， S2 Y =1.80。 许用弯曲应力 F 由图 10.25 查得 MPaMPa FF 190,210 2lim1lim =。 由表 10.10 查得 3 . 1= F S。 由图 10.26 查得 1 21 = NTNT YY。 由式（10.14）可得 MPaMPa S Y F FNT F 162 3 . 1 210 1lim1 1 = MPaMPa S Y F FNT F 146 3 . 1 90. 1 2lim1 1 = 故 MPaMPaMPaYY zbm KT FSFF 08.2179159 . 1 65 . 2 255 . 265 34 . 1 101 . 122 12 5 1 2 1 1 = = MPaMPa YY YY F SF SF FF 146 59. 165. 2 8 . 118. 2 91 2 21 22 12 = = 带式运输机 8 齿轮弯曲强度校核合格。 （5）验算齿轮的圆周速度 v smsm nd v/938. 0/ 100060 57.2865 .62 100060 11 = = = 由表 10.22 可知，选 9 级精度是合适的。 （6）计算几何尺寸及绘制齿轮零件工作图。 略。 将上述计算结果整理如下表所示： 表表 3.2 齿轮参数表齿轮参数表 3.5 V 带的设计带的设计 （1）确定计算功率 c P 由表 8.21 查得 A K=1.3，由式（8.12）得 kWkWPKP Ac 15. 75 . 53 . 1= （2）选取普通 V 带型号 根据 c P =7.15kW、 1 n=960r/min， 由图 8.12 选用 B 型普通 V 带。 （3）确定带轮基准直径 1d d、 2d d 根据表 8.6 和图 8.12 选取 1d d=140mm，且 2d d=140mm min d=125mm。 名称 小齿轮(mm) 大齿轮(mm) 分度圆直径 d 62.，5 250 齿顶高 a h 2.5 2.5 齿根高 f h 3.75 3.75 齿全高 h 6.25 6.25 齿顶圆直径 a d 64.5 252 齿根圆直径 f d 55 242.5 基圆直径 b d 58.73 234.92 中心距 a 156.25 传动比 i 4 带式运输机 9 大带轮基准直径为 mmd n n d dd 0 .46999.468140 57.286 960 1 2 1 2 = 按表 8.3 选取标准值 2d d=500mm，则实际传动比 i、从动轮的实际转速分别 为 35. 3 140 0 .469 1 2 = d d d d i min/57.286 35. 3 960 / 12 rinn= 从动轮的转速误差率为 %0%100 57.286 57.28657.285 = 在 %5以内为允许值。 （4）验算带速 v sm nd v d /03 . 7 100060 960140 100060 11 = = = 带速在 525m/s 范围内。 （5）确定带的基准长度 d L 和实际中心距 a 按结构设计要求初定中心距 0 a =1500mm。 由表 8.4 选取基准长度 d L =4000mm。 由式（8.16）的实际中心距 a 为 mm ll aa d 825.967 2 35.34143150 1100 2 0 0 = + + 中心距 a 的变化范围为 mmlaa d 575.9203150015 . 0 825.967015 . 0 min = mmLaa d 325.1062315003 . 0 825.96703 . 0 max =+=+= （6）校验小带轮包角 1 由式（8.17）得 0000120 1 12052.1603 .57 825.967 140500 1803 .57180= = = a dd dd （7）确定 V 带根数 z 由式（8.18）得 根据 d1 d =140mm， 1 n=960r/min，查表 8.10，根据内插法可得 带式运输机 10 取 0 P =2.82kW。 根据传动比 i=3.35，查表 8.19 得 i K =960r/min 则 由表 8.4 查得带长度修正系数 1 K=1.13， 由图 8.11 查得包角系数 a K =0.95， 得 普通 V 带根数 圆整得 z=4。 （8） 求初拉力 0 F 级带轮轴上的压力 Q F由表 8.6 查得 B 型普通 V 带的每米长 质量 q=0.17kg/m，根据式（8.19）得单根 V 带的初拉力为 由式（8.20）可得作用在轴上的压力 Q F为 （9）带轮的结构设计 按本章 8.2.2 进行设计（设计过程及带轮零件图略） 。 （10）设计结果 选用 3 根 B- 3150GB/T 115441997 的 V 带， 中心距 a=968mm， 带轮直径 d1 d =140mm， d2 d=469.0mm，轴上压力 Q F=2067.4N。 3.6 传动轴的设计传动轴的设计 齿轮轴的设计 (1) 确定输入轴上各部位的尺寸（如图） 图图 3-2 (2)按扭转强度估算轴的直径 选用 45 并经调质处理，硬度 217255HBS 带式运输机 11 轴的输入功率为 I P= 4.03 kW 转速为 n=286.57 r/min 根据机械设计基础P265 表 14.1 得 C=107118.又由式（14.2）得： mm n P Cd3)556.28850.25( 57.286 03. 4 )118107( 3 = (3)确定轴各段直径和长度 1 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 3% 5%，取 1 D=30mm，又带轮的宽度 B=（Z- 1） e+2f =（3- 1）18+28=52 mm 则第一段长度 L1=60mm 2 右起第二段直径取 2 D=38mm 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 30mm，则取第二段的长度 2 L=70mm 3 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 3 D =40mm，长度为 3 L =20mm（因为轴承是标准件，所以采用基孔制，轴 与轴承间为过盈配合 P7/h6） 4 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 4 D=48mm，长度取 4 L= 10mm 5 右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为 5 d =67.5mm，分 度圆直径为62.5mm， 齿轮的宽度为 70mm， 则， 此段的直径为 5 D =67.5mm， 长度为 5 L =70mm 6 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 6 D =48mm 长度取 6 L = 10mm（因为轴承是标准件，所以采用基孔制，轴与 轴承间为过盈配合 P7/h6） 7 右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为 7 D =40mm，长度 7 L =18mm (4)求齿轮上作用力的大小、方向： 1 小齿轮分度圆直径： 1 d=62.5mm 2 作用在齿轮上的转矩为：T= 9.55106P/n=134300Nmm 带式运输机 12 3 求圆周力： t F NdTFt40.1074250/1343002/2 22 = 4 求径向力 r F NFF tr 05.391200tan40.1074tan= t F ， r F的方向如下图所示 （5）轴上支反力 根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学 模型。 水平面的支反力：NFFF tba 2 . 5372/= 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则 a F =0 那么NFFF r b a 525.1952/= （6）画弯矩图 右起第四段剖面 C 处的弯矩： 水平面的弯矩：mNPM ac =352.5324 垂直面的弯矩：mNRMM acc =2 .1924 2 1 合成弯矩： mNMMMM CCCC =+=+= 7 . 561920053352 22 2 1 2 21 （7）画转矩图：T1 =138.952Nm （8）画当量弯矩图 因为是单向回转，转矩为脉动循环，60.= 可得右起第四段剖面 C 处 的当量弯矩： mNTMM CeC =+=825.100)( 2 2 22 （9）判断危险截面并验算强度 1 右起第四段剖面 C 处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖 面 C 为危险截面。 已知 MeC2=100.825 Nm ,由课本表 13- 1 有: 1 - =60MPa 则： e MeC2/W= MeC2/(0.1D43) =100825/(0.1483)=9.11 MPa= =）（ Pf Cf n L d t h 预期寿命足够 此轴承合格 带式运输机 18 3.8 键的设计键的设计 1）联轴器的健 a、选择键的型号：C 型键 由轴径 1 d=45mm，在表 14.8 查得键宽 b=14mm，键高 h=9mm，L=36 160mm。 L=54mm（1.61.8）d=7281mm l1=L- 0.5b=54- 7=47mm 由式 14.7 得 1jy =4T/(dhl1) =4525.871000/ （45947） =110.47MPa jy =120MPa(轻微冲击， 由表 14.9 查得) b、写出键的型号：选键为 C1470GB/T1096- 1979 2）齿轮键的选择 a、选择键的型号：A 型键 轴径 4 d =60mm， 为了使加工方便应尽量选取相同的键高和键宽。 但强度不够。 查表 14.8 得键宽 b=18mm， h=11mm，L=50200mm,取 L=56mm l2=L- 18=56- 18=38mm 2jy =4T/(dhl2) =4525.871000/（451138） =111.79MPa jy =120MPa(轻微冲击，由表 14.9 查得) b、写出键的型号： 取键 A1880GB/T1096- 1979 3）输入端与带轮键 选轴径 d4=30mm，查表 14.8 取键 108。即 b=10，h=8，L=50 l2=L- 10=60- 10=50mm jy2=4T/(dhl2) =4138.951000/（30850） =46.317 jy 3.9 联轴器的选择联轴器的选择 1） 、计算联轴器的转矩 由表 16.1 查得工作情况系数 K=1.3 由式 16.1 得 主动端 TC1=KT2 =1.3400=520Nm 带式运输机 19 从动端 TC2=KTW =1.3376Nm=488.8Nm m T =1250Nm 由前面可知： dC =40.2344.37mm 又因为 d=C（1+0.05） =（40.2344.37） （1+0.05） =42.2446.59mm 2 n=76.4r/minn=4000r/min 由附表 9.4 可确定联轴器的型号为弹性柱销联轴器 2）确定联轴器的型号 HL4 GB5014- 2003。 由其结构取 L=11.5 d=55 D=64 3.10 箱体结构的设计箱体结构的设计 减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合 质量， 大端盖分机体采用 6 7 is H 配合。 1）.机体有足够的刚度 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度。 2）.考虑到机体内零件的润滑，密封散热 因其传动件速度小于 12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅 起，齿顶到油池底面的距离 H 大于 40mm。 为保证机盖与机座连接处密封， 联接凸缘应有足够的宽度， 联接表面应精创， 其表面粗糙度为 Ra=6.3。 3）.机体结构有良好的工艺性 铸件壁厚为 8mm，圆角半径为 R=5。机体外型简单，拔模方便。 4.）对附件设计 A 视孔盖和窥视孔： 在机盖顶部开有窥视孔， 能看到 传动零件齿合区的位置， 并有足够的空间， 以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机 械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用 M8 紧固。 B 油螺塞： 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放 油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞 头部的支承面，并加封油圈加以密封。 C 油标： 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出。 D 通气孔： 带式运输机 20 由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部 的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡。 E 位销： 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方 向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。 F 吊钩： 在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体。 3.11 润滑密封设计润滑密封设计 对于单级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所 以其速度远远小于 5 (1.5 2) 10/ minmm rg，所以采用脂润滑，箱体内选用 SH0357- 92 中的 50 号润滑，装至规定高度。油的深度为 H+ 1 h，H=30 1 h=34。 所以