带式运输机上的二级圆柱齿轮减速器--机械设计课程设计.doc

机械设计课程设计计算说明书设计题目: 带式运输机上的二级圆柱齿轮减速器机械设计制造及其自动化专业1班设计者：黄宇学号：10704020112指导老师：林昌华2009年12月27日重庆理工大学目 录一、设计任务书-1二、传动方案分析-2三、电动机的选择计算-2四、总传动比的确定和各级传动比的分配-3五、运动和动力参数的计算-3六、传动零件的设计计算-4七、轴的结构设计和强度校核计算-13八、滚动轴承的选择和寿命计算-22九、键连接的选择和校核计算-24十、联轴器的选择和计算-25十一、箱体结构尺寸计算表及附件的选择-26十二、润滑和密封的说明-27十三、设计小结-28十四、参考资料-28前言一、机械设计课程设计的目的意义综合运用课程所学理论和知识进行机械设计训练，使所学知识进一步巩固、加深和扩展，为创新设计和今后的工程设计工作打下基础。掌握机械及机械传动装置的一般设计方法、设计步骤，树立正确的设计思想，培养机械设计及解决实际工程问题的能力。进行基本技能训练。如：设计计算、工程绘图、运用资料、手册、标准和规范以及使用经验数据、进行经验估算和数据处理等。一、 传动装置总体设计及简图拟定：1.拟定传动关系：由电动机、减速器、联轴器、工作机构成。2.工作条件：单班工作，有轻微振动，小批量生产，经常满载，空载启动，单向传动，使用5年(每年300个工作日)，运输带允许速度误差+5%。3.已知条件：运输带卷筒直径D=350（mm），运输带拉力F=1800(N)，运输带速度V=1.1（m/s），4.特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。5. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大,其传动方案如下：1- 1 -主要设计计算及说明结果一、传动方案的拟定及说明为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择合适的传动机构和拟定传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速，即根据总传动比数值，可采用任务书所提供的传动方案就是二级圆柱齿轮传动.二、电动机选择1电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列三项异步电动机,它为卧式封闭结构.2电动机容量1) 卷筒轴的输出功率 2) 电动机输出功率d 参考课程设计指导书李育锡版P13表3-1：每对轴承传动效率：0.98圆柱齿轮的传动效率：0.97联轴器的传动效率：0.99卷筒的传动效率：0.96 电机至工作机之间的传动装置的总效率：则则电动机功率 3电动机额定功率由指导书P178表17-7选取电动机额定功率4电动机的转速因为二级圆柱齿轮减速器传动比i总=840，所以n电机=n卷筒i总=60(840）=4802400r/min。符合这一范围的转速有：750、1000、1500r/min,综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和减速器的传动比，一般常选用同步转速为的电动机作为原动机。因此我选定电动机的型号为Y132S-6。主要性能如下表：电机型号额定功率满载转速额定转矩最大转矩质量Y132S-63KW960r/min2.02.063Kg5、计算传动装置的总传动比并分配传动比1）、总传动比（符合840）2)、分配传动比 设i1为齿轮高速传动比，i2为低速传动比；i1=（1.31.5）i2取i1=1.3i2，根据i总=i1i2，可算得i1=4.56，i2=3.51。三、计算传动装置的运动和动力参数若将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴；依次为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与轴3，轴3与轴4之间的传动效率。1.各轴转速：n1=n电机=960 r / minn2=n1/ i1=960 / 4.56= 210.53 / minn3=n2 / i2=210.53 /3.51=59.98r / minn4=n3=59.98r/min2.各轴输入功率：P1=Pd01=Pd3 =2.420.99=2.40kwP2=P112=P112=2.400.980.97=2.281kwP3=P223=P212=2.2810.980.97=2.168kwP4=P334=P313=2.1680.980.99=2.10kw3.各轴输入转距：Td=9550Pd/n电机=95502.42/960=24.07NmT1=Td01=24.070.99=23.83 NmT2=T1i112=23.834.560.980.97=103.31 NmT3=T2i223=103.313.510.980.97=344.71NmT4=T334=344.710.980.99=334.43Nm运动和动力参数计算结果整理于下表：轴名转速n(r/min)功率P（Kw）转矩T（N.m）传动比i效率 电动机轴9602.42 24.071.00 0.99 0.99 0.99 一轴9602.40 23.834.56 0.9510.71二轴210.53 2.281103.313.51 0.9510.710.95 三轴59.982.168344.711 0.970.95 0.91 四轴59.982.10334.43四、传动零件的设计计算1、齿轮传动设计 由于斜齿轮传动的平稳性比直齿轮好，且承载能力大，因此选择斜齿圆柱齿轮。先设计高速级齿轮传动：1）、选定精度等级、材料热处理方式及齿数根据工作条件与已知条件知减速器采用闭式软齿面，带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB 1009588） (HB=350HBS),材料查课本表10-1得小齿轮 40Cr 调质处理 HB1=280HBS 大齿轮 45钢 调质处理 HB2=240HBS取小齿轮=20，则=，=204.56=91.2，取=91并初步选定152)、按齿面接触强度设计计算：确定公式中的各计算数值a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6b.由图10-30选取区域系数ZH=2.425c.由图10-26查得, ,则d.计算小齿轮的转矩:，齿数比u=4.56.e.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPaf.由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限 因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查P209表10-21得小齿轮接触应力=600MPa大齿轮的为=550MPah.由式10-13计算应力循环次数(单班制，使用期限5年，每年300个工作日)：i. 由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.90 =0.96取失效率为1%，安全系数为1，则 =/S=540Mpa= /S=528 Mpa=(+)/2=543 Mpa3）、计算 （1）计算小齿轮分度圆直径，带入中较小值=mm=34.69mm（1）计算圆周速度:V=n1/60000=1.74m/s （2)计算齿宽B1及模数B=d=134.69mm=34.69mm=cos/=1.68mmH=2.25=3.77mm齿高比B/H=34.69/3.77=9.20（3）、计算纵向重合度=0.318dtan=1.704（4）、计算载荷系数由表10-8.10-4.10-13.10-3分别查得:故载荷系数（5）、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式1010a 得 =37.37mm（6）、计算模数=Cos/Z1=1.8mm4）、按齿根弯曲强度设计由式10-17(1)、计算载荷系数:(2)、根据纵向重合度=1.704,从图10-28查得螺旋角影响系数(3)、计算当量齿数 ，（4）、由1图10-5查得齿形系数由表10-5 查得应力校正系数：由图10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500 MPa 大齿轮的弯曲疲劳强度极限为=380 Mpa；由图10-18取弯曲疲劳寿命系数为=0.85,=0.88计算弯曲疲劳应力:取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由10-12得:=/S=303.57 MPa=/S=238.86 MPa（5）、计算大小齿轮的，并加以比较。 且，故应将代入1式（11-15）计算。（6）、计算法向模数=1.36mm1.8mm对比计算结果,由齿面解除疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面解除疲劳强度所决定的承载能力，仅仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数1.36并就近圆整为标准值m=1.5mm（根据为机械原理课本P180表10-1标准模数系列表）为同时满足接触疲劳强度,则需按分度圆直径=37.37mm来计算应有的齿数。（7）、则，故取=24.则=109.7，取（8）、计算中心距 将中心距圆整取a1=104mm（9）、按圆整后的中心距修正螺旋角 （10）、计算大小齿轮分度圆直径:=（11）、确定齿宽 圆整后取5）、结构设计。（略）配合后面轴的设计而定低速轴的齿轮计算1）、选择材料热处理方式（与前一对齿轮相同）(HB=350HBS),8级精度,查表10-1得小齿轮 40Cr 调质处理 HB1=280HBS 大齿轮 45钢 调质处理 HB2=240HBS2）、若依然取小齿轮=20，则=70.2 取=70，初步选定153）、按齿面接触强度计算:确定公式中的各计算数值a.因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6b.由图10-30选取区域系数c.由图10-26查得则d.计算小齿轮的转矩: ，齿数比u=3.51.e.由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPaf.由图10-2查得小齿轮的接触疲劳强度极限 因软齿面闭式传动常因点蚀而失效,故先按齿面接触强度设计公式确定传动的尺寸,然后验算轮齿的弯曲强度,查表9-5得齿轮接触应力=600Mpa，大齿轮的为=550MPah.由式10-13计算应力循环系数（单班制，使用期限5年，每年300个工作日） i.由图10-19取接触疲劳寿命系数=0.96 =0.97，取失效概率为1%，安全系数为1.4，则 =/S=576Mpa= /S=533.5 Mpa=(+)/2=554.8 Mpa则=56.63mm4）、计算 (1)、圆周速度:V=n2/60000=0.624m/s（2）、计算齿宽B及模数B=d=156.63=56.63mm=cos/ =2.74mmh=2.25=6.15mm齿高比B3/h=56.63/6.15=9.208(3)、计算纵向重合度=0.318dZ3tan=1.704a 由表10-8.10-4.10-13.10-3分别查得:故 载荷系数 K=1*1.12*1.2*1.458=1.960 （4）、按实际的载荷系数校正所得分度圆直径由式10-10a得 =60.59mm（5）计算模数= cos/=2.926mm5）、按齿根弯曲强度设计 由式10-17a.上式中b.根据纵向重合度=1.704,从图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.85c.计算当量齿数 ，由1图10-5查得齿形系数；应力校正系数=1.571，=1.772。由图10-20C查得=500 MPa =380 MPa由图10-18取弯曲疲劳极限=0.86,=0.89d.计算弯曲疲劳应力:取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由10-12得:=/S=307.14 MPa=/S=241.57 MPae.比较 且，故应将代入1式（11-15）计算。f.法向模数 =2.08mm对比计算结果,为同时满足接触疲劳强度,则需按分度圆直径=60.59mm来计算应有的齿数,于是就近圆整为标准值m=2 mm ， 则，故圆整取.则=101.79，取.g.中心距 圆整后取a2=135mmh.确定修正螺旋角 i.计算大小齿轮分度圆直径:=J.计算齿轮宽度 圆整后取4)、齿轮结构设计，（略）配合后面轴的设计而定五、轴的设计计算为了对轴进行校核，先求作用在轴上的齿轮的啮合力。第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为1高速轴设计1）按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，当轴的支撑距离未定时，无法由强度确定轴径，要用初步估算的方法，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，计算公式为: 1，3轴为外伸轴，初算轴径作为最小直径，应取较小的A值；2轴为非外伸轴，初算轴径作为最大直径，应取较大的A值；查表15-3，取。2）初算轴的最小直径因为轴上有键槽，故最小直径加大6%，=14.3mm，又因为高速轴为输入轴，最小直径应该为安装联轴器的直径dA。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径适应，故需要同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩Tca=KaT3，查表14-1，考虑到转矩变化不大，取KA=1.3，则：Tca=KaT3=1.323830N.mm=30979N.mm按照计算转矩应该小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T50142003或手册，选用LX1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250000Nmm。半联轴器的孔径dA=20mm，故取dA=20mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为L1=38mm。高速轴轴上零件的装配方案如图(a)所示：首先确定各段直径A段：=dA=20mm 由联轴器直径得出B段：=25mm，根据油封标准，选择毡圈孔径为25mm的C段：=30mm，与圆锥滚子轴承30206）配合，取轴承内径D段：=34mm， 设计非定位轴肩取轴肩高度h=2mmE段：=37.25mm，将高速级小齿轮设计为齿轮轴，考虑依据课程设计指导书p116G段， =30mm, 与圆锥滚子轴承30206配合，取轴承内径F段：=34mm, 设计非定位轴肩取轴肩高度h=2mm第二、确定各段轴的长度A段：=36mm,应该比联轴器毂孔长度L1=38mm略短B段：=54mm，考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取54mmC段：=28mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合,加上挡油盘长度（参考减速器装配草图设计p24）=B+3+2=16+10+2=28mmD段：L4=90mm，根据实际情况酌情增减G段：=28mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合,加上挡油盘长度（参考减速器装配草图设计p24）F段：，=2-2=10-2=8mmE段：，齿轮的齿宽轴总长L=294mm，两轴承间距离（不包括轴承长度）S=204mm，2、轴的设计计算1）、按齿轮轴设计，轴的材料取与高速级小齿轮材料相同，40Cr，调质处理，查表15-31，依然取。2）初算轴的最小直径因为轴上有键槽，故最小直径加大6%，=23.5mm。根据减速器的结构，轴的最小直径应该设计在与轴承配合部分，初选圆锥滚子轴承30206，故取=30mm.轴的轴上零件设计装配图如下：首先，确定各段的直径A段:=30mm,与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合F段：=30mm，与轴承（圆锥滚子轴承30206）配合E段：=38mm，非定位轴肩，取轴肩高度h=4mmB段：=48mm, 非定位轴肩，与齿轮配合C段：=59.77mm, 齿轮轴上齿轮的分度圆直径D段：=50mm, 定位轴肩，取轴肩高度为6mm然后确定各段距离：A段： =28mm, 考虑轴承（圆锥滚子轴承30207）宽度与挡油盘的长度B段：=8mm,根据轴齿轮端面到内壁的距离及其厚度C段：=75mm,根据齿轮轴上齿轮的齿宽B3E段：=43mm, 根据高速级大齿轮齿宽B2=45mm减去2mm（为了安装固定）F段：=41.5mm，考虑了轴承和挡油环长度与箱体内壁到齿轮齿面的距离D段：=8.5mm,由轴得出的两轴承间距离（不包括轴承长度）S=204mm减去已知长度可得出轴总长L2=206mm，3、轴的设计计算输入功率P=2.17KW,转速n =59.98r/min,T=344710Nmm轴的材料选用40Cr（调质），可由表15-3查得=110所以轴的直径: =36.38mm。因为轴上有两个键槽，故最小直径加大12%，=40.75mm。又因为低速轴为输出轴，最小直径应该为安装联轴器的直径dA。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径适应，故需要同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩Tca=KaT3，查表14-1，考虑到转矩变化不大，取KA=1.3，则：Tca=KaT3=1.3344710N.mm=448123N.mm按照计算转矩应该小于联轴器的公称转矩的条件，由表13.1(机械设计课程设计指导书)选联轴器型号为LH3，轴孔的直径=45mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm。轴轴上零件设计装配图如下：首先，确定各轴段直径A段: =55mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30211）配合内径为115=55mmE段: =55mm, 与轴承（圆锥滚子轴承30211）配合B段: =60mm,按照齿轮的安装尺寸确定C段: =72mm,定位轴肩，取轴肩高h=6mmD段: =68mm, 非定位轴肩，轴肩高h=6.5mmF段: =50mm,非定位轴肩,轴肩高h取2.5mmG段: =45mm, 联轴器的孔径然后、确定各段轴的长度A段: =43.5mm,由轴承长度，3，2，挡油盘尺寸确定B段: =68mm，齿轮齿宽B4=70mm减去2mm，便于安装C段: =10mm, 轴环宽度，取圆整值E段: =33mm, 由轴承长度，3，2，挡油盘尺寸确定D段: =49.5mm,由两轴承间距204mm减去其他已确定长度数据F段: =65mm, 考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到G段: =82mm,为保证轴端挡圈只压半联轴器上而不压在轴的端面上，故此段长度应略短于该轴器孔长度。轴总长L2=351mm，六、滚动轴承的选择及计算1.轴轴承 型号为30206的圆锥滚子轴承1）计算轴承的径向载荷：2）计算轴承的轴向载荷 (查指导书p125) 30206圆锥滚子轴承的基本额定动载荷Cr=43.3KN,基本额定静载荷Cor=50.5KW，e=0.37，Y=1.6两轴承派生轴向力为： 0因为轴左移，左端轴承压紧，右端轴承放松、2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数因为因为， 所以取3）校核轴承寿命按一年300个工作日,每天1班制.寿命19年.故所选轴承适用。2轴轴承1）计算轴承的径向载荷：2）计算轴承的轴向载荷 (查指导书p125) 30206圆锥滚子轴承的基本额定动载荷Cr=43.3KN,基本额定静载荷Cor=50.5KW，e=0.37，Y=1.6两轴承派生轴向力为：因为轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧、2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数因为因为， N所以取3）校核轴承寿命按一年300个工作日,每天1班制.寿命28年.故所选轴承适用。2轴轴承1）计算轴承的径向载荷：2）计算轴承的轴向载荷 (查指导书p125) 30211圆锥滚子轴承的基本额定动载荷Cr=90.8KN,基本额定静载荷Cor=114KW，e=0.4，Y=1.5两轴承派生轴向力为：因为轴右移，左端轴承放松，右端轴承压紧,2）计算轴承1、2的当量载荷,取载荷系数因为因为， 所以取3）校核轴承寿命按一年300个工作日,每天1班制.寿命87年.故所选轴承适用。七、键联接的选择及校核计算 1轴上大齿轮处键根据课本P106表61，可选取键 A1225，bhL=10836 单键键联接的组成零件均为钢，=125MPa满足设计要求3轴上）联轴器处根据课本P106表61，可选取A型键，bhL=14970 单键满足设计要求2）联接齿轮处根据课本P106表61，可选取A型键 单键125Mpa满足设计要求八、联轴器的选择1、高速输入轴1联轴器的计算转矩Tca=KaT3，查表14-1，考虑到转矩变化不大，取KA=1.3，则：Tca=KaT3=1.323830N.mm=30979N.mm按照计算转矩应该小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T50142003或手册，选用LX1型弹性柱销联轴器，其公称转矩为250000N.mm。半联轴器的轴孔径dA=20mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为L1=38mm。2、低速输出轴3为了使所选的轴直径与联轴器的孔径适应，故需要选取联轴器的型号。根据联轴器的计算转矩Tca=KaT3，查表14-1，考虑到转矩变化不大，取KA=1.3，则：Tca=KaT3=1.3344710N.mm=448123N.mm按照计算转矩应该小于联轴器的公称转矩的条件，由表13.1(机械设计课程设计指导书)选联轴器型号为LH3，轴孔的直径=45mm半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84mm。九、箱体结构尺寸计算表及附件的选择1、铸件减速器机体结构尺寸计算表名称符号减速器及其形式关系机座壁厚0.025a+3mm=6.84mm,取8mm机盖壁厚10.02a+3=6.06mm8mm,取8mm机座凸缘厚度b1.5=12mm机盖凸缘厚度b11.5=12mm机座底凸缘厚度p2.5=20mm取30mm地脚螺钉直径df0.036a+12=12.288mm取16mm地脚螺钉数目na250mm,n=4轴承旁连接螺栓直径d10.75df=13.15mm取8mm机盖与机座连接螺栓直径d2(0.50.6)df=8.7610.52mm取10mm连接螺栓d2的间距l150200mm取180mm轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5)df=7.018.76mm取M8窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df=5.267.01mm取M6定位销直径d(0.70.8)df=12.2714.02mm取M12df、d2、d3至外机壁距离c1d1、d2至凸缘边缘距离c2轴承旁凸台半径R1R1=C2=20凸台高度h外机壁至轴承座端面距离L1c1+c2+(58)=44内机壁至轴承座端面距离L2+c1+c2+(58)=52大齿轮顶圆与内机壁距离11.2=9.6mm取14mm齿轮端面与内机壁距离2=8mm取10mm机盖、机座肋厚m1,mm1=m0.851=6.8mm,取7mm轴承端盖外径D2轴承端盖凸缘厚度e(11.2)d3=9mm取12mm轴承旁连接螺栓距离ssD22、减速器附件的选择，在草图设计中选择包括：轴承盖，窥视孔，视孔盖，压配式圆形油标，通气孔，吊耳，吊钩，螺塞，封油垫，毡圈等。十、润滑与密封(润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择)减速器内传动零件采用浸油润滑，减速器滚动轴承采用油脂润滑。1润滑说明因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度，故蜗 杆采用浸油润滑，取浸油深度h=12mm；大、小斜齿圆柱齿轮采用 飞溅润滑；润滑油使用50号机械润滑油。轴承采用润滑脂润滑，因为轴承转速v1500r /min，所以选择脂润 脂滑，脂的填入量为轴承空隙体积的1/2。面允许涂以密封胶或水玻 璃，不允许使用任何垫片，轴伸出处密封应涂上润滑脂。十一、设计小结设计是一项艰巨的任务，设计是要反复思考、反复修改，设计是 要以坚实的知识基础为前提的，设计机械的最终目的是要用于实际 生产的，所以任何一个环节都马虎不得，机械设计课程设计让我又 重温了一遍学过的机械类课程的知识。经过多次修改，设计的结果还是存在很多问题的，但是体验了机 械设计的过程，学会了机械设计的方法，能为以后学习或从事机械 设计提供一定的基础。十二、参考资料目录1 孙桓,陈作模，葛文杰主编. 机械原理M. 北京：高等教育出版社，2006年5月第7版2 李育锡主编. 机械设计课程设计M. 北京：高等教育出版社，2008年6月第1版3 濮良贵,纪名刚主编. 机械设计M. 北京：高等教育