机械设计课程设计-带式运输机的单级圆柱齿轮减速器设计.doc

机械设计课程设计说明书 设计题目：带式运输机的单级圆柱齿轮减速器设计院 系： 专 业： 班 级： 学 号： 姓 名： 指导老师： 二零一三年十二月目录一、前言.2二、课程设计的内容和任务.2三、 设计带式输送机传动装置.31. 技术要求.42. 已知数据.43. 传动方案的拟定.4四、 电动机的选择.41.选择电动机系列.42.选择电动机功率.5五、 确定传动装置的总传动比和分配传动比.6六、 计算传动比装置的运动和动力参数.61. 各轴转速.62. 各轴输入功率.73. 各轴输入转矩.7七、传动零件的设计计算.71. V带的设计和带轮设计.72. 齿轮传动设计.9八、齿轮轴的设计.121. 输入轴的设计.122. 输出轴的设计计算.17九、滚动轴承的设计.221.输入轴的轴承设计计算.222. 输出轴的轴承设计计算.23十、联接键的选择及校验.24十一、联轴器的选择.25十二、箱体的主要结构尺寸计算.25十三、减速器的润滑方式、密封.281. 齿轮的润滑.282. 轴承润滑.293. 密封.29十四、课程设计小结.29十五、参考文献.30一、 前言本文主要内容是进行一级圆柱齿轮的设计计算，在设计计算中运用到了机械设计基础、机械制图、工程力学、公差与互换性等多门课程知识，并运用AUTOCAD软件进行绘图，因此是一个非常重要的综合实践环节,也是一次全面的、 规范的实践训练。通过这次训练，使我们在众多方面得到了锻炼和培养。主要体现在如下几个方面：（1）培养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。（2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。（3）另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。（4）加强了我们对Office软件中Word功能的认识和运用。二、课程设计的内容和任务 课程设计一般选择机械传动装置或简单机械作为设计课题，设计的主要内容一般包括以下几方面：（1） 拟定、分析传动装置的设计方案；（2） 选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数；（3） 进行传动件的设计计算，校核轴、轴承、联轴器、键等；（4） 绘制减速器装配图；（5） 绘制零件工作图；（6） 编写设计计算说明书；课程设计要求在两周内完成以下任务：（1） 绘制减速器装配图一张（用A0图纸绘制）；（2） 零件工作图二张（用A2或A3图纸绘制）；（3） 设计说明书一份。三、设计带式输送机传动装置题目：带式运输机的单级圆柱齿轮减速器设计，如图：1- 电动机 2-带传动 3-减速器 4-联轴器 5-滚筒 6-传送带 （1）技术要求：运输机载荷稳定，单向转动，空载启动，工作有轻微振动。（2）已知数据：参数题号3运输机工作拉力F/N4600运输机工作速度V/（m/s）2.2卷筒直径D/mm220卷筒效率0.96带速允许偏差（）5%使用年限（年）10工作制度（班/日）2（3）传动方案的拟定：采用V带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，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。四、电动机的选择1.选择电动机系列： 按工作要求及工作条件，选用Y系列自扇冷式笼型三相异步电动机，其结构简单、启动性能好、工作可靠、价格低廉、维护方便、适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体、无特殊要求的场合。设计计算依据和过程计算结果2.选择电动机功率：（1）传动装置的总功率：=3;其中 分别表示V带传动效率、滚动轴承效率、闭式齿轮传动效率、联轴器效率和传动滚筒效率。查表得=0.96、=0.99、 =0.97、4 =0.99、 =0.96则=3=0.9670.990.990.990.970.990.96=0.859（2）工作机所需功率：Pw=Fv/1000=46002.2/1000=10.12（3）电动机功率为：Pd=Pw/=10.12/0.859=11.78kw（4） 滚筒工作转速：n=601000v/D =（6010002.2）/3.14220=191.08 r/min按手册推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i1=35。取V带传动比i2 =24，则总传动比理时范围为i=620。故电动机转速的可选范围为：nd=inw=（620）191.08=1146.483821.6 r/min综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比等因素，选择电动机型号Y160M2-2。其主要性能：型号额定功率/KW满载转速/(r/min)额定转矩最大转矩Y160M2-21529302.02.2五、确定传动装置的总传动比和分配传动比 （1）总传动比ia=nm/nw=2930/191.08=15.33选取i齿的传动比为4.5，单级圆柱齿轮减速器传动比范围为35，合理。所以i带=i总/i齿=15.33/4.5=3.41六、计算传动比装置的运动和动力参数1.各轴转速：（1）各轴转速 2930/3.41859.2r/min859.2/4.5190.9r/min190.9r/min（2）各轴输入功率11.780.9611.31kW211.310.990.9710.86kW24=10.860.990.9910.64kW则各轴的输出功率：0.99=11.310.99=11.20 kW0.99=10.860.99=10.75 kW0.99=10.640.99=10.53kW（3） 各轴输入转矩电动机轴输出转矩=9550 =955011.78/2930=38.4Nm所以: 955011.31/859.2=125.7 Nm955010.86/190.9=543.3 Nm 955010.64/190.9=532.3Nm 输出转矩：0.99=125.70.99=124.4 Nm0.99=543.30.99=537.9 Nm0.99=532.30.99=527.0Nm运动和动力参数结果如下表：轴名功率P/ KW转矩T /Nm转速r/min传动比i效率输入输出输入输出电动轴11.7838.4029303.414.510.960.960.951轴11.3111.20125.7124.4859.22轴10.8610.75543.3537.9190.9滚筒轴10.8410.53532.3527.0190.9七、传动零件的设计计算（一）V带的设计和带轮设计(1)确定V带型号，由书上表得KA=1.3,Pc=PdKA=1.311.78=15.31kw又2930 r/min由书上图6-8确定选取B型普通V带。小带轮取值， =125mm，带标准化取=377mm(2)验算带速： V=dd1 n1（100060）=5.6206m/s带速V在525m/s范围内，合适 为中心距所以351.41004，初选中心距=753mmL0=2a0（dd1dd2）2（dd2dd1）4a0=2753（125377）2（377125）4753=2315.6mm由书上附表6-2确定带长=2500mm(4)确定实际中心距：a=mm(5) 小带轮的包角：(6)计算V带的根数:Z由书上附表6-3、 6-4、 6-5、 6-2得 额定功率 =2.96kw功率增量 P0=0.89kw 包角系数 Ka=0.95带长系数 Z= Pc P0= Pc（P0P0）KaKL= 15.31（2.960.89）0.981.03=3.93 ，取V带根数Z=4根(7)计算初拉力及作用在轴上的力由书上附表6-1得V带每米长质量为q=0.17kg/m根据书上计算公式得F0=（500 PcZV）（2.5/Ka1）qV=（50015.3145.62）（2.5/0.891）0.175.62=422.51N压轴力，根据书上公式得：作用在轴上的压力为FQ=2ZF0sin=24422.51sin（162.91/2）=3342.56N（二）齿轮传动设计（1）选择齿轮材料、确定许用应力载荷中等且平稳、速度不高、传动尺寸无特殊要求，因此两齿轮均可用软齿面齿轮。小齿轮可用45钢，调质，硬度为HB1=210280HBS1，计算中用240HBS1 。 大齿轮用45钢，正火，硬度为HB2=170210HBS2，计算中用180HBS1。两齿轮的接触疲劳强度和弯曲疲劳强度的许用应力如下：H1=380+0.7HB1=380+0.7240=548(MPa)H2=380+0.7HBS2=380+0.7180=506(MPa)F1=140+0.2HB1=140+0.7240=188(MPa)F2=140+0.2HB2=140+0.2180=176(MPa)=0.859Pw=10.12Pd=11.78n=191.08ia=15.33i齿=4.5i带=3.41=859.2= =190.9=11.31=10.86=10.64=38.4=125.7=543.3=532.3KA=1.3Pc=15.31=125D2=377V=5.6206=753=2500a=8451=162.91Z=4F0=422.51FQ=3342.56H1=548H2=506F1=188F2=176（2）选取设计参数1.小齿轮齿数Z1，对于闭式软齿面齿轮传动，通常Z1在20-40之间选取；Z1现取24mm,则Z2=244.5=108mm2.齿轮比u=i=108/24=4.53. 据齿轮为软齿面和齿轮在两轴承间为对称布置，由查表得 d=1.0（3）按齿面接触疲劳强度设计1.小齿轮的转矩955011.31/859.2=125.7 Nm 2.载荷系数，查表，K=1.43. 按齿面接触疲劳强度设计得d1776KT1（u+1）/ d u H21/3 =7761.4125.74.5+114.55061/3 =73.22mm4.确定齿轮模数：m=d1/z173.22/24=3.05mm，据表，取标准模数m=3.55.小齿轮直径 d1=mz1=3.524=84mm（4） 计算齿轮主要尺寸分度圆直径：d1=m*z1=3.524=84mm d2=m*z2=3.5108=378mm齿顶圆直径：da1=m（z1+2）=91mm da2=m（z2+2）=385mm齿根圆直径：df1=m（z1-2.5）=263.375mm df2=m（z2-2.5）=369.25mm中心距：a=（d1+d2）/2=（84+378）/2=231mm齿轮宽度：b=b2= dd1=1.084=84mm b1=b2+（510）=8994mm取b1=94mm（5） 校核弯曲疲劳强度由齿数查表得两齿轮的复合齿形系数为：Yfs1=4.21，Yfs2=3.96f1=2000K*T1* Yfs1/b*d1*m=20001.4125.74.21/84843.5=60.0Mpa188 Mpa, 合格f2=2000K*T1* Yfs2/b*d1*m=20001.4125.73.96/84843.5=56.44 Mpa176 Mpa, 合格（6） 齿轮传动的精度等级 据表得，选用8级精度。（7） 大齿轮结构设计：齿轮结构尺寸中与轴配合处孔径由轴的结构设计决定；轮毂宽度可先由经验公式初定，再由轴的强度计算及连接处键的强度计算结果来决定；其余结构尺寸则可由腹版式齿轮经验尺寸确定八、齿轮轴的设计（一）输入轴的设计1.选择轴的材料，确定许用应力由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。查表得:强度极限B=650Mpa,许用弯曲应力-1=60 Mpa。2.确定输入轴上各部位的尺寸3.按扭转强度估算轴径查表得C=107118，C取115，P=11.31，n=859.2故最小轴径为： dmin11511.31859.21/3=27.15mm考虑有键槽，将直径增大5%，即： d=27.15（1+5%）=28.51mm，取整d=30mm4.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d1=30mm，L1=（1.53.0）d1=4590mm，取第一段长度L1=80mm。 右起第二段直径取d2=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，取第二段的长度L2=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6028型轴承，其尺寸为dDB=408018，那么该段的直径为d3=40mm，长度为L3=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d4=48mm，长度取L4=10mm。 右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为d5=91mm直径为84mm轮的宽度为84，则此段的直径为d5=91mm，长度为L5=84mm。 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d6=48mm，L6=10mm，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d7=40mm，长度L7=18mm。5.按弯矩复合强度计算分度圆直径：已知d1=84mm转矩：已知T1=125700Nmm求圆周力：Ft=2T1/d1=2125700/84=2992.9N求径向力:Fr=Fttan=2992.9tan20=1089.33N6.绘制轴受力简图(如图a)7.绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力： FAY=FBY=Fr/2=544.67N FAZ=FBZ=Ft/2=1496.45N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为： Mc1=544.6755=30.0Nm8.绘制水平面弯矩图（如图c）截面C在水平面上弯矩为： Mc2=1496.4555=82.3Nm9.绘制合弯矩图（如图d） Mc=（Mc1+Mc2）=87.60Nm10.绘制扭矩图（如图e）转矩：T=955010P1/n1=125.7 Nm11.绘制当量弯矩图（如图f）取=1，截面C处的当量弯矩： Mec= Mc +（T） = 87.60 +1125.7 =153.2 Nm12.校核危险截面C的强度： e=Mec/0.1d3 =153.2/0.140 =23.9MPa1 =60 MPa所以该轴强度足够。（二）输出轴的设计计算1.选择轴的材料，确定许用应力由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。查表得:强度极限B=650Mpa,许用弯曲应力-1=60 Mpa。2.确定输入轴（如图）3.按扭转强度估算轴径查表得C=107118，C取115，P=10.86，n=190.9故最小轴径为： dmin11510.86190.91/3=44.23mm考虑有键槽，将直径增大5%，即： d=44.23（1+5%）=46.44mm，取整d=50mm4.确定轴各段直径和长度从联轴器开始左起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，d1=50mm，L1=60mm。左起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取d2=52mm，根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器的左端面间的距离为30mm，故取该段长为L2=74mm。左起第三段，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d3=55mm，长度为L3=32mm。左起第四段，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d4=60mm，齿轮宽为b=71mm，为了保证定位的可靠性，取轴段的长度为L4=65mm。左起第五段，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L5=11.5mm。左起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为d6=55mm，长度为L6=18mm。5.按弯矩复合强度计算分度圆直径：已知d2=378mm转矩：已知T2=543300Nmm求圆周力：Ft=2T2/d2=2543300/378=2874.6N求径向力:Fr=Fttan=2874.6tan20=1046.27N6.绘制轴受力简图(如图a)7.绘制垂直面弯矩图（如图b）轴承支反力： FAY=FBY=Fr/2=523.14N FAZ=FBZ=Ft/2=1437.3N由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C在垂直面弯矩为： Mc1=523.1450=26.157Nm8.绘制水平面弯矩图（如图c）截面C在水平面上弯矩为： Mc2=1437.350=71.865Nm9.绘制合弯矩图（如图d） Mc=（Mc1+Mc2）=76.48Nm10.绘制扭矩图（如图e）转矩：T=955010P2/n2=543.3Nm11.绘制当量弯矩图（如图f）取=1，截面C处的当量弯矩： Mec= Mc +（T） = 76.48 +1543.3 =548.66Nm12.校核危险截面C的强度： e=Mec/0.1d =548.66/0.150 =43.89MPa1 =60 MPa所以此轴强度足够。九、滚动轴承的设计根据工作时间两班制，传动工作年限为10年，轴承预计寿命为：Lh=3001610=48000 h1. 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Fr径向力作用，所以P=fdFr=1.11089.33=1198.33N=1.2kN（2） 选择轴承型号查表，选择6208轴承 Cr=29.5kN, ft=1Lh=106/(60n1) （ftCr/P）=288188.648000所以预期寿命足够，此轴承合格。其草图如下：2. 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Fr径向力作用，所以P=fdFr=1.11046.27=1150.89N=1.15kN（2） 选择轴承型号查表，选择6011轴承 Cr=30.2kN, ft=1Lh=106/(60n2) （ftCr/P）=1581139.348000所以预期寿命足够，此轴承合格。十、联接键的选择及校验1.输入轴与齿轮1联接采用平键联接轴径d=91mm，查附表5-2，选用A型平键，得：键A：2514，GB/T1096-2003,键长取L=63mm l=L-b=63-25=38mm T1=125.7N m，h=14mmjy=4T1/d h l=4125700/911438 =10.39MPajy =110MPa2.输出轴与齿轮2联接采用平键联接轴径d=60mm，查附表5-2，选用A型平键，得：键A：1811，GB/T1096-2003,键长取L=50mm l=L-b=50-18=32mm T1=543.3N m，h=11mmjy=4T1/d h l=4543300/601132 =102.9MPajy =110MPa十一、联轴器的选择联轴器通常用来连接两轴并在其间传递运动和转矩，联轴器所连接的两轴，由于制造及安装误差、受载变形和温度变化等影响，往往存在着某种程度的相对位移。因此，设计联轴器时要从结构上采取各种不同的措施，使联轴器具有补偿上述偏移量的性能，否则就会在轴、联轴器、轴承中引起附加载荷，导致工作情况恶化。根据联轴器补偿位移方法，选弹性柱销联轴器，它仅用弹性柱销（通常用尼龙制成）将两半联轴器连接起来，它传递转矩的能力大、结构更简单、耐用性好，故选择弹性柱销联轴器。因为是运输机，所以选择工作情况系数K=1.5，Tc=KT2=1.5543.3=814.95Nm查附表15-3，选取型号LT9公称转矩：Tn=1000 NmTc许用转速：n =2850r/minn2允许的轴孔直径在5071mm主动端：J型轴孔、A型键槽、轴径d1=50mm，半联轴器长L=80mm。十二、箱体的主要结构尺寸计算名称符号减速器型式、尺寸关系/mm结果/mm轴的中心距aa=231mm231箱座壁厚0.025a+188箱盖壁厚0.02a+188箱盖凸缘厚度1.512箱座凸缘厚度b1.512箱座底凸缘厚度2.520地脚螺钉直径0.036a+1222地脚螺钉数目na250时，n=44轴承旁连接螺栓直径0.7516盖与座连接螺栓直径（0.50.6）12连接螺栓的间隔150200150轴承端盖螺钉直径（0.40.5）10检查孔盖螺钉直径（0.30.4）8定位销直径d(0.70.8) 9、至外箱壁距离：=25：=27：=19：=25：=27：=19、至凸缘边缘距离：=25：=28：=25：=28轴承旁凸台半径=25=28=25=28凸台高度h根据低速级轴承座外径确定20外箱壁至轴承座端面的距离+（5+10）55齿轮顶圆与内箱壁间的距离10齿轮端面与内箱间距离9箱盖、箱座肋厚m1=7,m2=7轴承端盖外径D+（55.5），D-轴承外径I轴：130II轴：122轴承旁连接螺栓距离S尽量靠近，以M和M互不干涉为准，一般取S=I轴：130II轴：122十三、减速器的润滑方式、密封一、 齿轮的润滑1. 选择润滑方式对于齿轮来说，由于传动件的圆周速度12m/s，采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面距离H不应小于3050mm。对于单机减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动，每传递1kw需油量约为0.350.7L。2. 确定油深齿轮浸油深度为10mm；而由箱体与大齿轮的间距为40mm可得：油总深度为50mm。二、轴承润滑对于球轴承来说，由于传动件的速度不高，且难以经常供油，所以选用润滑脂润滑。这样不仅密封简单，不宜流失，同时也能形成将润滑动表面完全分开的一层薄膜。三、密封由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄露间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。十四、课程设计小结这次关于带