机械设计课程设计-带式运输机的两级斜齿圆柱齿轮减速器.doc

机电工程学院机械设计课程设计说明书 课题名称: 专 业： 班 级： 姓 名： 学 号： 指导老师： 日 期： 1 目 录1. 设计方案12. 设计要求13. 电机选择24. 装置运动动力参数计算35. 带传动设计 46. 齿轮设计77. 轴类零件设计138. 键连接的校核169.润滑及密封类型选择 1710.减速器附件设计 17 11.主要尺寸及数据 1712.参考文献 1813.个人心得 191、 设计题目设计用于带式运输机的两级斜齿圆柱齿轮减速器，图示如示。连续单向运转，载荷平稳，两班制工作，使用寿命为5年，作业场尘土飞扬，运输带速度允许误差为5%。运输带工作拉力F（N）运输带工作速度V(m/s)卷筒直径D(mm)14501.552852、 设计要求（1）设计要求达到齿轮传动的中心距要圆整（0，5结尾）且两级齿轮传动的中心距之和小于320mm，安装在减速器上的大带轮不碰地面，减速器的中间轴上的大齿轮不与低速轴干涉，运输带速度允许误差为5%。 （2）使用UGNX完成减速器三维建模。 （3）减速器装配图A0(A1)一张。 （4）零件图24张 （5）设计说明书一份约60008000字 （6）图纸与设计说明书电子与纸质各一份。 3、 设计说明书的主要内容封面 (标题及班级、姓名、学号、指导老师、完成日期)目录（包括页次）设计任务书传动方案的分析与拟定(简单说明并附传动简图)电动机的选择计算传动装置的运动及动力参数的选择和计算传动零件的设计计算轴的设计计算滚动轴承的选择和计算1键联接选择和计算联轴器的选择减速器的润滑方式和密封类型的选择润滑油牌号的选择和装油量计算减速器附件的选择与设计减速器箱体的设计设计小结(体会、优缺点、改进意见)参考文献3. 电机选择3.1 电动机类型的选择 按工作要求和工作条件选用Y系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380V。3.2 选择电动机的容量 工作机有效功率P=,根据任务书所给数据F=1450N，V=1.55。则有：P=2.2475KW从电动机到工作机输送带之间的总效率为 =式中，分别为V带传动效率, 滚动轴承效率，齿轮传动效率，联轴器效率，卷筒效率。据机械设计手册知=0.96，=0.99，=0.97，=0.99，=0.96，则有： =0.96 =0.825所以电动机所需的工作功率为： P=2.724KW 取P=2.724KW3.3 确定电动机的转速 按推荐的两级同轴式圆柱斜齿轮减速器传动比I=840和带的传动比I=24，则系统的传动比范围应为：I=I=（840）（24）=16200工作机卷筒的转速为 n= 3所以电动机转速的可选范围为 n=I=（16160）103.92 =（166216620）符合这一范围的同步转速有1750r/min,2000r/min和2500r/min三种，由于本次课程设计要求的电机同步转速是1750r/min。查询机械设计手册（软件版）【常有电动机】-【三相异步电动机】-【三相异步电动机的选型】-【Y系列（IP44）三相异步电动机技术条件】-【电动机的机座号与转速对应关系】确定电机的型号为Y100L2-4.其满载转速为1730r/min,额定功率为3KW。4. 装置运动动力参数计算4.1 传动装置总传动比和分配各级传动比1）传动装置总传动比 I=2）分配到各级传动比 因为I=已知带传动比的合理范围为24。故取V带的传动比则I分配减速器传动比，参考机械设计指导书=(1.31.5),取得=1.3，怎得出分配齿轮传动比得高速级传动比，低速级传动比为4.2 传动装置的运动和动力参数计算电动机轴：转速：n=1750输入功率：P=2.2475KW输出转矩：T=9.55=9.55 =N轴（高速轴）转速：n=输入功率：P=P 输入转矩 T=9.55轴（中间轴）转速：n=输入功率：P=P =2.62KW 输入转矩：T=9.55轴（低速轴）转速：n=输入功率：PP =2.50KW输入转矩：TN 卷筒轴：转速：n输入功率：P=P = =2.43KW输入转矩： N各轴运动和动力参数表4.1轴名功率P（kW）转矩Tm转速传动比输入输出输入输出n(r/min)i电动机轴2.52 16.84 1430.00 3.2I轴2.42 2.40 51.75 51.23 446.88 4.7 II轴2.33 2.30 231.22 228.91 95.08 3.35 III轴2.23 2.21 736.41 729.04 28.38 1.00 卷筒轴2.19 2.10 714.53 707.39 28.38 表4.15.带传动设计5.1 确定计算功率P 由机械设计书表7.6查得工作情况系数K=1.1。故有： 5.2 选择V带带型 据P和n有机械设计图7-11选用A带。5.3 确定带轮的基准直径d并验算带速 （1）初选小带轮的基准直径d表7.7荐用最小基准直径，取小带轮直径d=75mm。 （2）验算带速v，有： =9.17 因为5.62m/s在5m/s30m/s之间，故带速合适。 （3）计算大带轮基准直径d 取=315mm 新的传动比i=3.155.4 确定V带的中心距a和基准长度L (1)0.7()为了要求结构紧凑，故取=350mm。(2)计算带所需的基准长度 =1384.90mm由表7.2选带的基准长度L=1400mm（3）计算实际中心距 5.5 验算小带轮上的包角5.6 计算带的根数z（1）计算单根V带的额定功率P由和r/min查表7.3得 P=1.32KW据n=1750，i=3.2和A型，根据计算公式7.19得 P=0.14KW查2表8-5得K=0.91，K=0.96，于是： P=(P+P)KK =（1.32+0.14）0.910.96 =1.28KW（2）计算V带根数z 故取3根。5.7 计算单根V带的初拉力最小值（F）由2表7.1得A型带的单位长质量q=0.1。所以 =113.52N应使实际拉力F大于（F）5.8 计算压轴力F压轴力的最小值为： （F）=2（F）sin=23113.520.99 =650.54N5.9 带轮设计 （1）小带轮设计 由Y100L电动机可知其轴伸直径为d=20mm，故因小带轮与其装配，故小带轮的轴孔直径d=20mm。有机械设计P106可知小带轮结构为实心轮。 小带轮参数表型号fA122.751510116 （2）大带轮设计 大带轮轴孔根据下面轴最小直径的计算，故取20mm，由机械设计P106可知其结构为实心轮。6.齿轮设计6.1高速级齿轮设计6.1.1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数 （1）按要求的传动方案，选用圆柱斜齿轮传动； （2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度；（GB1009588） （3）材料的选择。由【1】表8-2选择小齿轮材料为45钢（调质）,齿面硬度一般为217255HBW，平均硬度为236HBW；大齿轮的材料为45钢（正火），齿面硬度一般为162217HBW，平均硬度为190HBW。大小齿轮齿面平均硬度差为46HBW，在3050HBW范围内。6.1.2初算传动主要尺寸 因为是软齿面闭式传动，故安齿面接触疲劳强度进行计算。 确定公式中各数值 （1）小齿轮传递的转矩 （2）设计时，因v值未知， 不能确定，故可选载荷系数=1.11.8，取 =1.2。 （3）由【1】表8-6选取齿宽系数=1.1。 （4）由【1】表8-5查弹性系数Z=189.8MP （5）初选螺旋角，由【1】图8-14查得节点区域系数 （6）传动比 （7）初选齿数，则试选80 得端面重合度 =1.62 得轴面重合度 则由【1】图8-15查得重合度系数。 （8）由【1】图8-24查得螺旋角系数。 （9）计算许用接触应力 由【1】图8-24（e）（a）得接触疲劳极限应力 小齿轮1与大齿轮2的应力循环次数分别为 由【1】图8-29查得寿命系数，（允许局部点蚀） 取安全系数 故取 初算小齿轮的分度直径 6.1.3 确定传动尺寸 （1）计算载荷系数。因 由【1】图8-7查得动载系数由【1】图8-11查得齿向载荷分布系数（设轴刚性比较大）。由【1】表8-4查得齿间载荷分配系数。故载荷系数（2） 确定模数 （查【1】表8-1，取）（3） 计算传动尺寸。中心距 圆整为a=150mm，则螺旋角 由，圆整为58mm。 又，取。6.1.4.按齿根弯曲疲劳强度设计 式中各参数：（1）K，T，值同前。（2）齿宽。（3）齿形系数和应力修正系数 当量齿数 ，由【1】图8-19查得，。由【1】图8-20查得，。（4） 由【1】图8-21查得重合度系数。（5） 由【1】图8-26查螺旋角系数。（6） 计算许用弯曲应力 由图8-28（f）（b）查得弯曲疲劳极限应力 ， 由【1】图8-30查得寿命系数 由【1】表8-7查得安全系数故 6.1.5. 计算齿轮传动其他几何尺寸 表6-1 高速级齿轮相关参数名称计算公式计算公式及说明模数3螺旋角压力角法向齿距9.42齿顶高3齿根高3.75全齿高6.75分度圆直径52.58247.42齿顶圆直径58.58243.42齿根圆直径45.08239.92中心距1506.2 低速级齿轮设计6.2.1.选定齿轮类型，精度等级，材料及模数 （1）按要求的传动方案，选用圆柱斜齿轮传动； （2）运输机为一般工作机器，速度不高，故用8级精度；（GB1009588） （3）选择小齿轮材料均选为用40Cr，采用中硬齿面，即小齿轮调质处理，齿面硬度280HBS，大齿轮45钢，调质处理，齿面硬度为230HBS。选用8级精度。6.2.2 计算过程同上文6.1其中，表6-2 低速级齿轮相关参数名称计算公式计算公式及说明模数3螺旋角压力角法向齿距9.42齿顶高3齿根高3.75全齿高6.75分度圆直径77.27262.73齿顶圆直径83.27268.73齿根圆直径69.77262.5中心距1707.轴类零件设计7.1 I轴的设计计算7.1.1选择轴的材料因传递功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用材料45钢（调质处理）。7.1.2 初算轴径对于转轴，按扭矩强度初算轴径，查【1】表10-2得C=106118，考虑轴端弯矩比转矩小，故取C=106，则 考虑键槽的影响取整后为20mm。7.1.3 结构设计（1）轴承部件的结构形式：为方便轴承部件的装拆，为减速器的集体采用剖分式结构。因传递功率小，齿轮减速器效率高，估计轴不会长，故轴承部件的固定方式可采用两端固定方式。由此，所涉及的轴承部件的结构形式如【1】图10-7所示。然后，可按轴上零件的安装顺序，从处开始设计。（2）带轮及轴段1：取轴径。轴段1的长度应与带轮的宽B相同则。（3）密封圈及轴段2：在确定轴段2的直径时，应考虑密封圈的尺寸这方面。查机械设计手册，可选用毡毛油封JB/ZQ4606-1986中的轴径为25mm的，则轴段2的直径。 （4）轴承及轴段3与轴段5：轴承类型选角接触球轴承。轴段3上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。现暂取轴承型号为7205C，查轴承手册，内径d=25mm，外径D=52mm，宽度B=15mm故轴段3的直径。 通常同一轴上的两个轴承取相同型号，故轴段5的直径。（5）齿轮及轴段4：已知高速级圆柱齿轮的齿根圆到键底面的距离。则设计为齿轮轴。故轴段4的轴径取。（6）机体及轴段2、3、4、5的长度：轴段2、3、4、5的长度、除与轴上零件有关外，还与机体及轴承盖等零件有关。通常从齿轮端面开始向两端展开来确定这些尺寸。为避免转动齿轮与不动机体相碰，应在齿轮端面与机体内壁间留有足够间距H,由【1】表10-3，可取H=10mm。已知减速器的转速与功率较低，为脂润滑，则设计有挡油环。另为补偿机体的铸造误差，轴承应深入轴承座孔内适当距离，以保证轴承在任何时候都能坐落子啊轴承座孔上，为此取轴承上靠近机体内壁的端面与机体内壁间的距离。根据轴承6006的外圈直径，由【2】可查的轴承盖凸缘厚度e=8mm。为避免带轮端面转动时与不动的轴承盖连接螺栓相碰，带轮端面与轴承盖间应有足够的间距K，可取K=15mm。在确定齿轮、机体、轴承、轴承盖与带轮的相互位置后，轴段2、3、4、5的长度就随之确定下来，即 取联轴器轮毂中点为力作用点，则可得跨距L1=91.0，L2=101.6，L3=61.9（7） 键连接：带轮与轴的周向连接均采用A型普通平键连接，则键。 必须指出：1、在校核计算之前所进行的结构设计的草图，只需画出校核计算所需的结构尺寸即可，而其余结构须待校核合格之后完成。2、在画结构草图时，要特别注意决定齿轮、机体、轴承、带轮的相互位置关系的5条端面位置线，即齿轮端面、机体内壁、轴承内端面、轴承座外端面及带轮端面。这5条线是相应零件的基准位置，因此，在作图中应该认真核查，以防有误。7.1.4轴的受力分析 （1）受力简图 斜齿圆柱齿轮轮齿的受力分析，低速级大齿轮分度圆直径为=262mm，即 圆周力 径向力 轴向力 法向力 （2）计算支承反力。在水平面上 在垂直平面上 轴承I的总支承反力 轴承II的总支承反力 （3）画弯矩图 在水平面上 a-a剖面左侧 b-b剖面右侧 在垂直平面上 合成弯矩 a-a剖面左侧 a-a剖面右侧 （4）画转矩图7.1.5校核轴的强度a-a剖面左侧，因弯矩大，有转距，故a-a剖面左侧为危险剖面。由于这是齿轮轴，则轴的强度在齿轮的地方强度最大。7.1.6校核键的强度带轮处键连接的挤压应力 取键、轴及带轮的材料为钢，查表的。采用双键，强度变为以前的1.5倍，显然，故强度足够。1.1.7校核轴承寿命由【2】机械设计手册查7211轴承得C=52800N，。（1） 计算轴承的轴向力。由【1】表11-13查得7211轴承内部轴向力计算公式，则轴承I、II的内部轴向力分别为 及的方向如图所示， 与A同向，则 显然，,因此轴有左移趋势，但由轴承部件的结构图分析可知轴承I将使轴保持平衡，故事两轴承的轴向力分别为 比较两轴承的受力，及，故只需校核轴承I。 （2）计算当量动载荷。由，查【1】表11-12得e=0.43因为 所以 X=0.44，Y=1.28当量动载荷 （3） 校核轴承寿命。轴承在100以下工作，查【1】表11-9得。载荷变动小，为减速器用轴承查【1】表11-10，得 。轴承I的寿命 已知减速器使用5年，每年按250天计，两班工作制，则预期寿命 显然，故轴承寿命充裕。7.2 II轴的设计计算7.2.1选择轴的材料因传递功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用材料45钢（调质处理）。7.2.2 设计轴的主要尺寸（计算过程同7.1）表7-1 轴的主要尺寸（单位：mm）dddddlllll202525302550403046297.3III轴的设计计算7.3.1因传递功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用材料45钢（调质处理）。7.2.2设计轴的主要尺寸（计算过程同7.1）表7-2 轴的主要尺寸（单位：mm）dddddd354040454035llllll333960760418.键连接的校核8.1 轴上键的校核 高速级大齿轮处键连接的挤压应力 取键、轴及带轮的材料为钢，查表的。显然，故强度足够。9润滑及密封类型选择9.1 润滑方式齿轮采用飞溅润滑，在箱体上的四个轴承采用脂润滑，在中间支撑上的两个轴承采用油润滑。9.2 密封类型的选择 1. 轴伸出端的密封毛毡圈式密封。 2. 箱体结合面的密封 箱盖与箱座结合面上涂密封胶的方法实现密封。3. 轴承箱体内，外侧的密封 （1）轴承箱体内侧采用挡油环密封。 （2）轴承箱体外侧采用毛毡圈密封。10.减速器附件设计10.1 观察孔及观察孔盖的选择与设计 观察孔用来检查传动零件的啮合，润滑情况，并可由该孔向箱内注入润滑油。平时观察孔盖用螺钉封住，。为防止污物进入箱内及润滑油渗漏，在盖板与箱盖之间加有纸质封油垫片，油孔处还有虑油网。 查表6表15-3选观察孔和观察孔盖的尺寸分别为180*140和165*125。10.2 油面指示装置设计 油面指示装置采用油标指示。10.3 通气器的选择通气器用来排出热膨胀，持气压平衡。查表6表15-6选M36*2 型通气帽。10.4 放油孔及螺塞的设计 放油孔设置在箱座底部油池的最低处，箱座内底面做成15外倾斜面，在排油孔附近做成凹坑，以便能将污油放尽，排油孔平时用螺塞堵住。查表6表15-7选M20*1.5型外六角螺塞。10.5 起盖螺钉的选择 为便于台起上箱盖，在上箱盖外侧凸缘上装有1个启盖螺钉，直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同。10.6 定位销选择为保证箱体轴承座孔的镗孔精度和装配精度，在精加工轴承座孔前，在箱体联接凸缘长度方向的两端，个装配一个定位销。采用圆锥销，直径是凸缘连接螺栓直径的0.8倍。11.主要尺寸及数据 中心距a=170mm，单位：mm1箱座壁厚7.2582箱盖壁厚16.483箱座凸缘厚度b10.875114箱盖凸缘厚度b19.6105箱座底凸缘厚度b218.125196地脚连接螺栓直径df18.12207地脚连接螺栓数目n448地脚连接螺栓到外壁距离C1见p161表112269地脚连接螺栓到边缘距离C2见p161表1122410轴承旁连接螺栓直径d113.591411轴承旁连接螺栓到外壁距离C1见p161表1122012轴承旁连接螺栓到边缘距离C2见p161表1121813盖与座连接螺栓直径d29.0610.8721014连接螺栓的d2间距l15020016018015盖与座连接螺栓到外壁距离C1见p161表1121616盖与座连接螺栓到边缘距离C2见p161表1121417轴承端盖螺钉直径d37.2489.06812.参考文献:1 宋宝玉，王连明主编，机械设计课程设计，第3版。哈尔滨：哈滨工业大学出版社，2008年1月。2 濮良贵，纪明刚主编，机械设计，第8版。北京：高等教育出