机械设计课程设计-带式运输机的二级圆柱齿轮减速器设计F=1900,V=1.2,D=300.doc

唐山学院机械设计课程设计一、设计题目、内容及要求1.1设计题目用于带式运输机的二级圆柱齿轮减速器设计。全套图纸加扣 30122505821.2内容及要求1.2.1机械装置的总体设计电机的选择、总传动比的计算及机械传动运动和动力参数的计算。1.2.2传动装置的设计传动零件的设计计算；传动装置装配草图和零部件的结构设计；装配图的设计与绘制。 1.2.3零件图设计轴零件图绘制；齿轮零件图的绘制。1.2.4撰写说明设计说明书一份，不少于60008000字。1.3设计原始资料1.3.1传动方案图1.1 带式输送机传动系统简图1.3.2工作条件三班制单向连续运转，载荷较平稳；运输机工作转速允许误差5% ；使用折旧期为10年，每年工作250天；工作环境：室外，灰尘较大，常温；动力来源为电力，三相交流，电压380/220V ；检修间隔期为三年一大修；制造条件及生产批量为一般机械制造工厂，批量生产。1.3.3原始技术数据数据编号A1, 带工作拉力F（N）=1900,带速度V=1.2m/s,卷筒直径D=300mm。1.4设计任务量画A1号装配图一张，A3号零件图二张；设计计算说明书一份，60008000字。1.5设计目的综合运用先修课理论，培养分析和解决工程实际问题的能力；学习简单机械传动装置的设计原理和过程；进行机械设计基本技能训练。（计算、绘图、使用技术资料）二、 确定各轴功率、转矩及电机型号2.1工作机有效功率 2.2查各零件传动效率值联轴器（弹性），轴承 ，齿轮 ，滚筒 ，故：2.3电动机输出功率2.4工作机转速电动机转速nw，因为V= (Dn)/60*1000 (m/s)，所以=(V*60*1000)/ D=（1.2601000）/（300）=76.39(r/min)其中：V输送机带速(m/s)，D卷筒直径(mm) 电动机转速: nd= nwi总=(840) nw（r/min）=（6113056）(r/min)其中：i总=（840），i总减速器传动比(总传动比)2.5选择电动机 根据求出的P、n查手册。转速n：选用同步转速为1500（r/min）。功率P：为使传动可靠，额定功率应大于计算功率，即P额Pd=PW/总=2.26。综合考虑电动机的型号（Y系列）、同步转速n、满载转速nm、额定功率P额、轴的中心高、电动机轴径、起动转矩/额定转矩的比值。电动机型号额定功率同步转速满载转速额定转矩最大转矩Y100L24 3150014202.22.2图2.1 Y系列三相异步电动机的型号及相关数据2.6理论总传动比2.7传动比分配2.7.1分配传动比原则各级传动尺寸协调，承载能力接近，两个大齿轮直径接近以便润滑。（浸油深度）2.7.2总传动比i总=i减=i高*i低=nm/nw=1420/76.39=18.59i减减速器传动比 i高减速器内高速级传动比 i低减速器内低速级传动比电动机满载转速工作机转速 2.7.3确定高低传动比i高、i低根据i高=（1.21.3)i低 i减= （1.21.3)，可得i低=3.94， i高=4.73转速：轴 r/min 轴 r/min 轴 r/min2.8各轴输入功率电动机轴 kW轴 kW轴 kW轴 kW卷筒轴 kW2.9电机输出转矩电动机轴 N*mm2.10各轴的转矩轴 N*mm轴 N*mm轴 N*mm卷筒轴 N*mm2.11带式传动装置的运动和动力参数 轴名功率P/Kw转矩T(Nmm)转速n(r/min)传动比i效率电机轴2.2615199142010.99I轴2.241504714204.730.95II轴2.1568347300.213.940.95轴2.0625859676.2010.99卷筒轴2.0225345076.20图2.2带式传动装置的运动和动力参数三、齿轮传动校核计算3.1高速级3.1.1选择齿轮材料、热处理和精度等级齿轮材料选用45钢，软齿面齿轮传动，参考表6-2，选小齿轮调质，齿面硬度230240HBS；大齿轮正火，齿面硬度190200HBS。精度8级。3.1.2选取齿轮齿数和螺旋角闭式软齿面齿轮传动，取=118，传动比i=104/22=4.72。初选螺旋角。3.1.3按齿面接触疲劳强度设计对闭式软齿面齿轮传动，承载能力一般取决于齿面接触强度，故按接触强度设计，校核齿根弯曲疲劳强度。确定式中各项数值：可初选载荷系数 T1=9.55106 P/n1=9.551062.24/1420=15047 Nmm选取查得 查得 求得按小齿轮齿面硬度在MQ线和ML中间，查得MPa，同理 MPa。 MPa MPa取 MPa设计齿轮参数，将确定后的各项数值带入设计公式，求得mm修正d1t： m/s查得查得查得查得则mmmm3.1.4按齿根弯曲疲劳强度式中各参数为：小齿轮传递的转矩：初选=25, 则式中： 大齿轮数；高速级齿轮传动比。选取齿宽系数初取螺旋角=025+075/1.769螺旋角系数初取齿轮载荷系数=1.3齿形系数和应力修正系数：齿轮当量齿数为 查得齿形系数=2.62，=2.18查得应力修正系数=1.61，=1.81许用弯曲应力：两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为：和。小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为：。式中：齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数齿轮工作时间,故许用弯曲应力为=初算齿轮法面模数3.1.5计算传动尺寸计算载荷系数使用系数 =1.444b/h=11.50查得齿间载荷分配系数，则3.1.6修正并圆整为标准模数用于动力传动的最小模数为1.5mm，所以圆整为中心距 圆整为93mm修正螺旋角小齿轮分度圆直径大齿轮分度圆直径 圆整b=32mm式中： 小齿轮齿厚；大齿轮齿厚。总结：=21=99模数m=1.5压力角=20螺旋角=14.59变位系数=0中心距a=93mm齿宽=37mm齿宽=32mm3.2低速级3.2.1选择齿轮材料、热处理和精度等级齿轮材料选用45钢，软齿面齿轮传动，参考表6-2，选小齿轮调质，齿面硬度230240HBS；大齿轮正火，齿面硬度190200HBS。精度7级。闭式软齿面齿轮传动，传动比i=104/22=3.94。初选螺旋角。3.2.2按齿面接触疲劳强度设计对闭式软齿面齿轮传动，承载能力一般取决于齿面接触强度，故按接触强度设计，校核齿根弯曲疲劳强度。确定式中各项数值：可初选载荷系数 选取查得 查得 求得按小齿轮齿面硬度，在MQ线和ML中间，查得MPa；同理 MPa MPa MPa取 MPa设计齿轮参数。将确定后的各项数值带入设计公式，求得： mm修正d1t： m/s查得查得查得查得则 m m mm3.2.3按齿根弯曲疲劳强度式中各参数为：小齿轮传递的转矩：初选=25, 则式中： 大齿轮数高速级齿轮传动比选取齿宽系数初取螺旋角=025+075/6.1=0.37螺旋角系数初取齿轮载荷系数=1.3齿形系数和应力修正系数：齿轮当量齿数为查得齿形系数=2.62，=2.18查得应力修正系数=1.61，=1.81许用弯曲应力：两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为：和小齿轮3和大齿轮4的应力循环次数分别为： 式中：齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数；齿轮工作时间,故许用弯曲应力为 = 所以初算齿轮法面模数3.2.4计算传动尺寸计算载荷系数使用系数 =1.414b/h=11.503查得齿间载荷分配系数，则对进行修正，并圆整为标准模数圆整为计算传动尺寸。中心距圆整为160mm修正螺旋角小齿轮分度圆直径大齿轮分度圆直径圆整b=65mm取 ， 式中： 小齿轮齿厚；大齿轮齿厚。总结=42=165模数m=1.5压力角=20螺旋角=13.996变位系数=0中心距a=160mm齿宽=70mm齿宽=65mm四、初算轴径4.1齿轮轴的最小直径考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取。4.2中间轴的最小直径考虑到键对轴强度的削弱及轴承寿命的要求，最后取4.3输出轴的最小直径考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取。式中：由许用扭转应力确定的系数，取五、校核轴及键的强度和轴承寿命5.1中间轴图5.1 中间轴5.1.1高速级从动轮的受力计算式中：齿轮所受的圆周力890.80N；齿轮所受的径向力342.46N；齿轮所受的轴向力，89.14N； 图5.2 中间轴弯矩及受力图5.1.2低速级主动轮的受力计算 式中：齿轮所受的圆周力2105.25N；齿轮所受的径向力789.69N；齿轮所受的轴向力196.86N；齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩为：轴向外部轴向力合力为：计算轴承支反力：竖直方向轴承1轴承2水平方向轴承1 ，与所设方向相同。轴承2，与所设方向相反。轴承1的总支撑反力：轴承2的总支撑反力：计算危险截面弯矩a- a剖面左侧竖直方向 水平方向b- b剖面右侧竖直方向水平方向a- a剖面右侧合成弯矩为 b-b剖面左侧合成弯矩为 故a-a剖面右侧为危险截面。5.1.3计算应力初定齿轮2的轴径为=38mm，轴毂长度为10mm，连接键选择=108，t=5mm,=28mm。齿轮3轴径为=40mm，连接键选择=128，t=5mm,=63mm，毂槽深度=3.3mm。因为，所以齿轮3可与轴分离。又a-a剖面右侧（齿轮3处）危险，故：抗弯剖面模量抗扭剖面模量弯曲应力扭剪应力5.1.4计算安全系数对调质处理的45#钢抗拉强度极限=650MPa弯曲疲劳极限=300MPa扭转疲劳极限=155MPa查得材料等效系数：轴磨削加工时的表面质量系数绝对尺寸系数：键槽应力集中系数：（插值法）安全系数许用安全系数S=1.51.8，显然SS，故危险截面是安全的5.1.5校核键连接的强度齿轮2处键连接的挤压应力齿轮3处键连接的挤压应力由于键，轴，齿轮的材料都为45号钢，由参考文献查得，显然键连接的强度足够！5.1.6计算轴承寿命30207轴承的轴承基本额定动负荷=54.2KN，基本额定静负荷=63.5KN图5.3 轴承轴向力分析图轴承1的内部轴向力为：轴承2的内部轴向力为：故轴承1的轴向力，轴承2的轴向力由查得：又取取根据轴承的工作条件，温度系数，载荷系数，寿命系数。轴承1的寿命已知工作年限为10年3班,一年工作250天，故轴承预期寿命。，故轴承寿命满足要求。5.2输入轴图5.4输入轴5.2.1计算齿轮上的作用力由作用力与反作用力的关系可得，齿轮轴1所受的力与齿轮2所受的力大小相等，方向相反。即：齿轮所受的圆周力890.80N；齿轮所受的径向力342.46N；齿轮所受的轴向力，89.14N；5.2.2平移轴向力所产生的弯矩5.2.3计算轴承支撑反力竖直方向，轴承1：轴承2：水平方向，轴承1 ：， 轴承2：，轴承1的总支撑反力：轴承2的总支撑反力：5.2.4校核键连接的强度联轴器选择LX2,选择Y型的，半联轴器长度L=62mm，半联轴器与轴配合的轮毂长度为46.5，联轴器处连接键选择=87，t=4mm,=40mm。轴径为=25mm。联轴器处键连接的挤压应力。由于键，轴的材料都为45号钢， ，显然键连接的强度足够！5.2.5计算轴承寿命30205轴承的轴承基本额定动负荷=32.2KN，基本额定静负荷=37.0KN图5.5轴承轴向力分析图轴承1的内部轴向力为：轴承2的内部轴向力为：由于故轴承1的轴向力，轴承2的轴向力由查得：又取故取根据轴承的工作条件，温度系数，载荷系数，寿命系数。轴承2的寿命已知工作年限为10年3班,每年工作250天，故轴承预期寿命，故轴承寿命满足要求。5.3输出轴图5.6 输出轴5.3.1计算齿轮上的作用力由作用力与反作用力的关系可得，齿轮4所受的力与齿轮3所受的力大小相等，方向相反。即：齿轮所受的圆周力2105.25N； 齿轮所受的径向力789.69N； 齿轮所受的轴向力196.86N5.3.2平移轴向力所产生的弯矩5.3.3计算轴承支撑反力竖直方向，轴承1： 轴承2：水平方向，轴承1， 轴承2，轴承1的总支撑反力：轴承2的总支撑反力：5.3.4校核键连接的强度选择=108，t=5mm,=63mm。轴径为=47mm联轴器处键连接的挤压应力齿轮处键连接的挤压应力由于键，轴的材料都为45号钢，查得，显然键连接的强度足够！5.3.5计算轴承寿命30208轴承得轴承基本额定动负荷=63.0KN，基本额定静负荷=74.0KN图5.7 轴承轴向力分析图轴承1的内部轴向力为：轴承2的内部轴向力为：由于轴承1的轴向力故轴承2的轴向力由 又取 取根据轴承的工作条件，得温度系数，载荷系数，寿命系数。轴承2的寿命已知工作年限为10年3班,每年250天，故轴承预期寿命。，故轴承寿命满足要求。六、选择联轴器输入联轴器为LX1型弹性柱销联轴器联，T1=15047Nmm，Tca1=1.315047=19561.1Nmm，由于输入轴取d=20mm的要求，所以在满足转矩的情况下，选择LX1，公称转矩为250Nm19.5611Nmm，孔径取25mm，满足要求。由于输出轴上的转矩大，T3=258596Nmm，Tca2=2585961.3=336174.8Nmm，选LX1型，孔径取35mm。560Nm33.61748Nm，满足要求。图6.1 LX型弹性柱销联轴器七、润滑方式由于所设计的减速器齿轮圆周速度较小，低于2m/s，故齿轮的润滑方式选用油润滑，轴承的润滑方式选用脂润滑。考虑到减速器的工作载荷不是太大，故减速器装L-AN68润滑油至规定高度，轴承用ZN-3钠基脂润滑，高速轴齿轮用压力喷油润滑，润滑油在油池中的深度保持在3050mm之间。轴承的润滑脂选用合成锂基润滑脂（SY14131980）。牌号为ZL2H。由于轴承选用了脂润滑，故要防止齿轮的润滑油进入轴承将润滑脂稀释，也要防止润滑脂流如油池中将润滑油污染。所以要轴承与集体内壁之间设置挡油环。八、减速器附件及其三维图8.1窥视孔及窥视孔盖由于受集体内壁间距的限制，窥视孔的大小选择为长90mm，宽60mm。盖板尺寸选择为长194mm，宽94mm。盖板周围分布6个M822的全螺纹螺栓。由于要防止污物进入机体和润滑油飞溅出来，因此盖板下应加防渗漏的垫片。考虑到溅油量不大，故选用石棉橡胶纸材质的纸封油圈即可。考虑到盖板的铸造加工工艺性，故选择带有凸台的铸铁盖板。图8.1 窥视孔及窥视孔盖8.2通气器为防止由于机体密封而引起的机体内气压增大，导致润滑油从缝隙及密封处向外渗漏，使密封失灵。故在窥视孔盖凸台上加安通气装置。由于减速器工作在情节的室内环境中，故选用结构简单的通气螺塞即可，其规格为M81.5。图8.2 通气器8.3放油孔及放油螺塞为了能在换油时将油池中的污油排出，清理油池，应在机座底部油池最低处开设放油孔。为了能达到迅速放油地效果，选择放油螺塞规格为M8。考虑到其位于油池最底部，要求密封效果好，故密封圈选用材质为工业用革的皮封油圈。图8.3 放油孔及放油螺塞8.4油标为了能随时监测油池中的油面高度，以确定齿轮是否处于正常的润滑状态，故需设置油面指示器。在本减速器中选用杆式油标尺，放置于机座侧壁，油标尺型号选择为M12。图8.4 油标8.5吊耳和吊钩为了方便装拆与搬运，在机盖上设置吊耳，在机座上设置吊钩。吊耳用于打开机盖，而吊钩用于搬运整个减速器。图8.5 吊耳和吊钩8.6定位销本减速器机体为剖分式，为了保证轴承座孔的加工和装配精度，在机盖和机座用螺栓联接后，在镗孔之前，在机盖与机座的连接凸缘上应装配定位销。8.7起盖螺钉在机盖与机座联接凸缘的结合面上，为了提高密封性能，常涂有水玻璃或密封胶。因此联接结合较紧，不易分开。为了便于拆下机盖，在机盖地凸缘上设置一个起盖螺栓。九、收获与感受用了规定的一半的时间完成了机械设计的课程设计，每天宿舍，B座9层两点之间，课下几乎所有的时间都用在了画图上，看到同学们进度都挺快的，自己当然不能落后，现在是2015年1月1日凌晨，新年伊始，翻过去了2014的最后一页，课设的过程中一波三折，计算齿轮就计算了好几遍，数据一有错误，就得重来，所以还蛮艰辛的，我记得那一天我都算好开始画图了，听到老师说用于动力传动的模数不能小于1.5，我给刘老师打了电话，确认之后，默默地拿起笔又开始了重新算数的过程，有了一开始的计算过程，在算下来并不是很困难。我设计的过程和其他人有些不一样，我是用的solid works画的三维图，然后出