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.docx

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目录1总体方案设计12设计要求23设计步骤33.1 传动装置总体设计方案33.2电动机的选择33.3计算传动装置的传动比i及各轴参数的确定43.4齿轮的设计53.5 V带的设计83.6传动轴的设计103.7滚动轴承设计163.8键的设计183.9联轴器的选择183.10箱体结构的设计193.11润滑密封设计20结论与总结21参考文献22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。III23带式运输机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1-1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1.1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/mm1.91.64002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。3设计步骤3.1 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3-1 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从电动机到工作机传送带间的总效率为由机械设计基础课程设计指导书表2-3可知：带传动 0.96（球轴承）：齿轮传动的轴承 0.99 （8级精度一般齿轮传动）：齿轮传动 0.97（弹性联轴器）：联轴器 0.97：卷筒轴的轴承 0.98：卷筒的效率 0.96所以电动机所需工作功率为3）确定电动机转速 V带传动的传动比，单级齿轮传动比，一级圆柱齿轮减速器传动比范围为，而工作机卷筒轴的转速为所以电动机转速的可选范围为： 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3.1Y132M1-6型电动机电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)Y1600M1-847202.02.0Y132M1-649602.02.0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1000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i及各轴参数的确定(1) 传动比为（ 为电动机满载转速，单位：r/min ） 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V带传动范围取值所以1).各轴的转速I轴 II轴 卷筒轴 为电动机的满载转速r/min；为I轴II轴 （I轴高速轴II轴为低速轴）的转速，电动机至I轴的传动比，为I轴至II轴的传动比。 2).各轴的输入功率 电动机轴 轴I 滚筒轴 3）.各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩为：I轴 II轴 滚筒轴 3.4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 3.26.3.（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 2）、载荷系数K查表10.11取K=1.1 3）、齿数齿宽系数小齿轮的齿数取为25，则大齿轮齿数=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。 4）、许用接触应力 由图10.24查得 由表10.10查得。 查图10.27得 由式（10.13）可得 故 由表10.3取标准模数m=2.5 mm。 （3）计算主要尺寸 经圆整后取=65mm。（4）按齿根弯曲疲劳强度校核 由式（10.24）得出，如则校核合格。 确定有关系数与参数：齿形系数查表10.13得 =2.65，=2.18。应力修正系数查表10.14得=1.59， =1.80。许用弯曲应力 由图10.25查得 。由表10.10查得 。由图10.26查得 。由式（10.14）可得 故齿轮弯曲强度校核合格。（5）验算齿轮的圆周速度v 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3.2 齿轮参数表名称小齿轮(mm)大齿轮(mm)分度圆直径d62.，5250齿顶高2.52.5齿根高3.753.75齿全高h6.256.25齿顶圆直径64.5252齿根圆直径55242.5基圆直径58.73234.92中心距a156.25传动比i43.5 V带的设计 （1）确定计算功率 由表8.21查得=1.3，由式（8.12）得 （2）选取普通V带型号根据=7.15kW、=960r/min， 由图8.12选用B型普通V带。 （3）确定带轮基准直径、根据表8.6和图8.12选取=140mm，且=140mm=125mm。大带轮基准直径为按表8.3选取标准值=500mm，则实际传动比i、从动轮的实际转速分别为从动轮的转速误差率为在 以内为允许值。（4）验算带速v带速在525m/s范围内。（5）确定带的基准长度和实际中心距a 按结构设计要求初定中心距=1500mm。由表8.4选取基准长度=4000mm。由式（8.16）的实际中心距a为中心距a的变化范围为（6）校验小带轮包角 由式（8.17）得（7）确定V带根数z由式（8.18）得根据=140mm，=960r/min，查表8.10，根据内插法可得取=2.82kW。根据传动比i=3.35，查表8.19得=960r/min则由表8.4查得带长度修正系数=1.13，由图8.11查得包角系数=0.95，得普通V带根数圆整得z=4。（8）求初拉力级带轮轴上的压力由表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=140mm，=469.0mm，轴上压力=2067.4N。3.6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轴的输入功率为= 4.03 kW 转速为=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：(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3%5%，取=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右起第二段直径取=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=70mm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=40mm，长度为=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）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=48mm，长度取= 10mm右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为=67.5mm，分度圆直径为62.5mm，齿轮的宽度为70mm，则，此段的直径为=67.5mm，长度为=70mm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=48mm长度取= 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）右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为=40mm，长度=18mm (4)求齿轮上作用力的大小、方向： 小齿轮分度圆直径：=62.5mm作用在齿轮上的转矩为：T= 9.55106P/n=134300Nmm求圆周力：求径向力，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： 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则=0那么（6）画弯矩图 右起第四段剖面C处的弯矩： 水平面的弯矩： 垂直面的弯矩： 合成弯矩： （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， 可得右起第四段剖面C处的当量弯矩： （9）判断危险截面并验算强度右起第四段剖面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:=60MPa 则： MeC2/W= MeC2/(0.1D43)=100825/(0.1483)=9.11 MPa右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危险截面：= MD/W= MD/(0.1)=83.371/(0.1403)=13 所以确定的尺寸是安全的 。 受力图如下： 图3-3 弯矩图2.输出轴的设计计算确定轴上零件的定位和固定方式 （如图）图3-4轴上零件的定位和固定方式(2)按扭转强度估算轴的直径由前面计算得，传动功率=4.207kw, =76.19r/min工作单向，采用深沟球轴承支撑。由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率故选用45刚并经调质处理，硬度217255HBS根据课本（14.2）式，并查表14.1，得d(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（41.9747.18），根据计算转矩T= 9.55106P/n=527.324 NmTc=T=1.3527324=685.49Nm查标准GB/T 50142003，选用HL4型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=112mm,轴段长=84mm右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取52mm,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30mm，故取该段长为=74mm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6011型轴承，其尺寸为dDB=559018，那么该段的直径为55mm，长度为=32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%，则第四段的直径取60mm,齿轮宽为b=65mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为=62mm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=66mm ,长度取=11.5mm右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=55mm，长度=18mm(4) 按弯扭合成强度校核轴径按设计结果画出轴的结构草图（图a）画出轴的受力图（图b）作水平面内的弯矩图（图c支点反力为）截面处的弯矩为=2003.397/2=97160Nmm截面处的弯矩为=2003.323=46076Nmm作垂直面内的弯矩图（图d）支点反力为FVB=FVA=Fr2/2=1458.29/2=729.145截面处的弯矩为 截面处的弯矩为4)合成弯矩图（图e）=（35363.52+971602）1/2=103396 Nmm=（16770.32+460762）1/2=49033 Nmm求转矩图（图f） T=9.55106P/n=9.551064.207/76.19=527324 Nmm求当量弯矩因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，修正系数为0.6截面: =( 609252+(0.65273242）1/2=322200 Nmm截面：=( 490332+(0.65273242）1/2=320181 Nmm8)确定危险截面及校核强度由图可以看出，截面可能是危险截面。但轴径，故也应对截面进行校核。截面：截面：查表得=60Mpa,满足的条件，故设计的轴有足够强度，并有一定余量。其受力图如下图3-5 轴受力图3.7滚动轴承设计根据条件，轴承预计寿命36524=43800小时1.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径向力作用，所以P=391.05NP=1.1391.05=430.155N（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P284页，选择6208 轴承 =29.5kN根据课本式15-5有算得=187589.7743800预期寿命足够此轴承合格其草图如下：图3-62.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径向力作用，所以P=391.05N（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P154页，选择6011轴承 =30.2kN由课本式11-3有预期寿命足够此轴承合格3.8键的设计1）联轴器的健a、选择键的型号：C型键 由轴径=45mm，在表14.8查得键宽b=14mm，键高h=9mm，L=36160mm。 L=54mm（1.61.8）d=7281mm l1=L-0.5b=54-7=47mm由式14.7得=4T/(dhl1) =4525.871000/（45947）=110.47MPa=120MPa(轻微冲击，由表14.9查得)b、写出键的型号：选键为C1470GB/T1096-19792）齿轮键的选择a、选择键的型号：A型键轴径=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=4T/(dhl2)=4525.871000/（451138）=111.79MPa=120MPa(轻微冲击，由表14.9查得)b、写出键的型号：取键A1880GB/T1096-19793）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=50l2=L-10=60-10=50mmjy2=4T/(dhl2)=4138.951000/（30850）=46.3173.9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 从动端TC2=KTW =1.3376Nm=488.8Nm=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=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=643.10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：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 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，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+，H=30 =34。所以H+=30+34=64。 从密封性来讲为了保证机盖与机座连接处密封，凸缘应有足够的宽度，连接表面应精刨，密封的表面要经过刮研。而且，凸缘连接螺柱之间的距离不宜太大，并均匀布置，保证部分面处的密封性。轴承端