机械设计课程设计-带式运输上的单级圆柱齿轮减速器.doc

一、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）1V带传动2带传动3圆柱齿轮传动4弹性联轴器5卷筒1.设计课题：设计一用于带式运输上的单级圆柱齿轮减速器。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：题二、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。三、电动机的选择计算说明结果1）选择电动机的类型。按工作要求和工作条件选用Y系列自扇冷式笼型三相异步电动机。2）选择电动机功率。工作所需的电动机输出功率为：由电动机至工作机之间的总效率（包括工作机效率）为：w=12232456式中1，2，3，4，5，6分别位带传动，齿轮传动的轴承，齿轮传动弹性联轴器、卷筒轴的轴承及卷筒效率。计算说明结果取1=0.96 2=0.99 3=0.97 4=0.99 5=0.98 6=0.96w=0.960.992o.972o.990.98096=0.82确定电动机转速。滚筒轴的工作转速为：w=71.7rmin按推荐的合理传动比范围，取V带传动比i1=24，单极齿轮传动比i2=35，则合理传动比的范围为i=620，故电动机转速可选范围为： nd= iw=(620) 71.7r/min nd=（4301434）r/min符合这一范围的同步转速有750r/min，1000r/min，1500r/min，再根据计算出的容量，由附录8附表8.1查出有3种适用的电动机型号，其技术参数及传动比的比较情况见下表：计算说明结果方案电动机型号额定功率P/kw电动机转速（r/min）传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比带齿轮1Y160M2-85.57507202Y132M2-65.51000960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1000r/min的电动机，所以，电动机的类型为Y132M2-6。四、 计算传动装置的传动比i及各轴参数的确定计算说明结果传动比为i=13.4（m为电动机的满载转速，单位：r/min），圆柱直齿轮传动比范围i1=（35），V带传动范围24，取值i0=3，所以i=13。求各轴转速：轴：n1=320r/min.轴：n2=71.7r/min.滚筒轴：nw=n2=71.7r/min.计算说明结果nm为电动机的满载转速r/min，n1 ，n2为轴，轴（轴为高速轴，轴为低速轴的转速），0电动机至轴的传动比，i1为轴至轴的传动比。求各轴的输入功率：电动机轴：P1=Pd1=4.760.96=4.57kw.轴：P2= P112=4.570.9920.962=4.13kw.滚筒轴：Pw=P2=4.130.980.96=3.88kw.求各轴的输入转矩：电动机轴的输出转矩Td为：Td=9550=9550=47.4Nm. 计算说明结果 轴：T1=9550=9550=136.4Nm.轴：T2=9550=9550=550.1Nm.滚筒轴：T卷=9550=9550=516.8Nm.计算说明结果将上述计算结果汇总如下表所示：轴名功率P/kw转矩T/(Nm)转速n/(r/min)传动比i效率电动机4.7647.496030.96轴4.57136.43204.50.90轴4.13550.171.710.94卷筒轴3.88516.871.7五、齿轮的设计.计算说明结果1）选择齿轮材料及精度等级. 小齿轮选用45钢调质，硬度为220250HBS，大齿轮选用45钢正火，硬度为170210HBS，因为是普通减速器，油表10.21选9级精度，要求出面粗糙度Ra3.26.3cm。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。 转矩T1T1=9.55106=1.36105Nmm 载荷系数k查表10.11取k=1.1 齿数z1齿宽系数kd小齿轮的齿数z1，取为25，则大齿轮齿数z2=100，因单级齿轮传动为对称布置，而大齿轮面又为软吃面，由表10.20选取d=1.计算说明结果许用接触应力H由图10.24查得Hlim1=560MPa Hlim2=530MPa由表10.10查得SH=1N1=60njLh=603201（365516）=5.6108N2=查图10.27得ZNT1=1.05 ZNT2=1.15由式（10.13）可得：H1=H2=故d1=m=计算说明结果4)计算主要尺寸.d1=mZ1=d2=mZ2=b=经整圆后b2=65mm b1=b2+5mm=70mma=mm=156.25mm4)按齿根弯曲疲劳强度校核由式（10.24）得出F，如FF则校核合格 确定有关数与参数 齿形系数YF查表10.13得YF1=2.65，YF2=2.18应力修正系数YS查表10.14得YS1=1.59，YS2=1.80 许用弯曲应力F由图10.25查得Flim1=210MPa,Flim2=190MPa 计算说明结果由表10.10查得SF=1.3 由图10.26查得YNT1= YNT2=1由式（10.14）可得F1=MPa=162MPaF2=MPa=146MPa故F1=91MPaF1=217.08MPaF2=84.7MPaF2=146MPaV=由表10.22可知，选9级精度是合适的。计算说明结果将上述计算结果整理如下表所示：名称小齿轮（mm）大齿轮（mm）分度圆直径d62.5250齿顶高ha2.52.5齿根高hf3.753.75齿全高h6.256.25齿顶圆直径da67.5255齿根圆直径df55242.5基圆直径db58.73234.92中心距a156.25传动比i4六、V带的设计计算说明结果1） 由表8.21查得KA=1.3,由式得：PC=KAP=1.35.5kw=7.15kw2） 选取普通V带型号：根据PC=7.15kw，n1=960r/min，由图8.12选用B型普通V带。3）确定带轮基准直径dd1 ，dd1根据表8.6和图8.12选取dd2=140mm，且dd2=140mmdmin=125mm大带轮基准直径为：.按表8.3选取标准值dd2=425mm，则实际传动比i，从动轮的实际转速分别为：i=.。从动轮的转速误差率为：计算说明结果在5%以内为允许值。4）验算带速VV=带速在525m/s范围内。5）确定带的基准长度Ld和实际中心距a按结构设计要求初定中心距a0=1500mm.由式（8.15）得：L0=mm =mm =3837.8mm由表8.4选取基准长度Ld=4000mm.由式（8.16）得实际中心距a为： = =1419mm.中心距a的变化范围为： =（1419-0.0154000）mm=1359mm.计算说明结果=（1419+0.034000）mm=1539mm.6）校验小带轮包角1. 由式（8.17）得： 1= = =168.491207）确定V带根数Z由式（8.18）得：Z根据dd1=140mm，n1=960r/min，查表8.9，根据内插法可得： .取由式（8.11）得功率增量为： 计算说明结果由表8.18查得kb=2.649410-3根据传动比i=3.04查表8.19得ki=1.1373。则由表8.4查得带长度修正系数kL=1.13，由图8.11查得包角系数k=0.97，得普通V带根数圆整得Z=3.求初拉力F0及带轮轴上的压力FQ.由表8.6查得A型普通V带每米长质量q=0.1kg/m，根据式（8.19）得单根V带初拉力为：由式（8.20）可得作用在轴上的压力FQ为：计算说明结果设计结果：选用3根B-3150GB、T11544-1997的V带，中心距a=1419mm，带轮直径dd1=140mm，dd2=420mm，轴上压力FQ=1646.45N 七、轴的设计计算计算说明结果1、传动轴的设计1）确定输入轴上各部分的尺寸2）按钮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P1=4.57kw 转速n1=320r/min根据机械设计基础P265表的C=107118，又由式（14.2）得：计算说明结果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，又带轮的宽度：则第一段长度L1=70mm。第一段长度直径取D2=38mm。根据轴承端盖的拆装以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端与带轮的左端面间的距离为30mm，则取第二段的长度L2=70mm。右起第三段，该段装有滚动轴承，选用梁沟轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6208型轴承，其尺寸为，那么该段的直径为，长度为，（因为轴承是标准件，所以采用基孔制，轴与轴承之间为过盈配合P7/h6）计算说明结果右起第四段，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，长度取。右起第四段，该段齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径为，分度圆直径为，齿轮的宽度为70mm，则此段的直径为，长度为。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，长度。右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为，长度。4）求齿轮上作用力的大小、方向： 小齿轮分度圆直径：作用在齿轮上的转矩为：计算说明结果求圆周力：Ft求径向力Fr5）轴上支反力根据轴承支反力的作用力以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学。水平面的支反力：垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则那么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）画出弯矩图：计算说明结果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，由课本表13-1得：，则：右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也有危险截面：所以，确定的尺寸是安全的。计算说明结果2、输出轴的设计计算1）确定轴上零件的定位和固定方式（如图）计算说明结果2）按钮转强度估算轴的直径 由前面计算，传动功率，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心功率故选用45钢并经调质处理，硬度217255HBS。根据课本（14.2）式，并查表14.1得：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，根据计算转矩 ，查标准GB/T50142003，选用HL4型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为，轴段长。 右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端计算说明结果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。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，那么该段的直径为，长度为。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，齿轮宽，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为。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，长度取。右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为，长度。4）按弯扭合成强度校核轴径画出轴的受力图计算说明结果作水平面内弯矩图（c支点为反力） 。1、校核强度1）画出受力图2）作水平面内的弯矩图截面处的弯矩为：截面处的弯矩为：3）做垂直面内的弯矩图，支点反力为：截面处的弯矩为：截面处的弯矩为：4）合成弯矩图计算说明结果5）求转矩图：求当量弯矩。6）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：截面：7）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：查表的，满足的条件，故设计的轴有足够强度，并有一定余量。计算说明结果其受力图如下：八、滚动轴承的设计计算说明结果根据条件，轴承预计寿命小时1）输入轴的轴承设计计算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=Fr=369N求轴应有的径向基本额定载荷值选择轴承型号：查课本P284页选择628轴承，根据课本式15-5有：所以预期寿命足够。所以此轴承合格。计算说明结果2）输出轴的轴承设计计算初步计算当量动载荷P因该轴承在此工作条件下只受径向力作用，所以求轴承应有的径向基本额定载荷值选择轴承型号查表选择6011轴承由课本式11-3有：所以预期寿命足够。所以此轴承合格。九、键的设计计算说明结果1）联轴器的键a、选择键的型号：C型键 由轴径，在表14.8查得键宽，键高，。由式14.7得：（轻微冲击，由表14.9查得）b、写出键的型号：选键为C1470GB/T1096-1979计算说明结果2）齿轮键的选择a、选择键的型号：A型键轴径，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，取， （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，查表14.8取键108。即：，十、联轴器的选择计算说明结果1）计算联轴器的转矩由表16.1查得工作情况系数由式16.1得主动端从动端由前面可知：又因为由附表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HL4GB5014-2003。由其结构取，。十一、 润滑密封设计计算说明结果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。轴承端盖采用嵌入式端盖，易于加工和安装。十二、设计小结我们是机械设计制造及自动化大二的学生，在经过一学期的专业课学习，我觉得能做类似的课程设计非常有意义，而且能体现我们平时所学的。在已度过的大二上学期的时间里我们大多数接触的是专业基础课。在课堂上掌握的仅仅是专业基础课的理论面，如何去锻炼我们的实践面？如何把所学到的专业基础理论知识用到实践中去呢？如何做到知行并进那？我想此次集训就为我们提供了良好的实践平台，使理论与实践结合。在机械设计上包含了很多方面的内容,所以要想做好机械设计，首先要对相关