机械设计_a组圆柱齿轮减速机说明书.doc

.机械设计课程设计计算说明书 设计题目 带式运输机传动装置淮阴工学院目 录一 课程设计任务书 2二 设计要求 2三 设计步骤 21. 传动装置总体设计方案 32. 电动机的选择 43. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 54. 计算传动装置的运动和动力参数 65. 设计V带和带轮 76. 齿轮的设计 7. 轴的设计 8轴承的设计 9键联接设计 12.联轴器的设计10.减速器的润滑与密封 11.减速器装配图设计 四 设计小结 32五 参考资料 321. 传动装置总体设计方案一、课程设计任务书1、课程设计题目：带式运输机传动装置（见以下示意图）2、已知条件1）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35。2）使用折旧期：8年3）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修4）动力来源：电力，三相交流，电压380/220V5）运输带速度允许误差：5%6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。3设计数据数据编号123 45678运送带工作拉力F/N15002200230025002600280033004000运输带工作速度v/(m/s)1.11.11.11.11.11.41.21.6卷筒直径D/mm220240300400220350350400数据编号91011 1213141516运送带工作拉力F/N45004800300030002500250032003200运输带工作速度v/(m/s)1.81.251.21.41.21.41.41.2卷筒直径D/mm400500350400350400400450二、设计要求1.减速器装配图一张。2.绘制轴、齿轮零件图各一张。3.设计说明书一份。三. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案本组设计数据：第十五组数据：运输带工作拉力F/N 3200 。运输带工作速度v/(m/s) 1.4 。 卷筒直径D/mm 400 。1）外传动机构为V带传动。2）减速器为带-单级圆柱齿轮减速器。3）方案简图如上图4）该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分一级圆柱齿轮减速，这是一级减速器中应用最广泛的一种。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。2、电动机的选择1）选择电动机的类型2）选择电动机的容量3）确定电动机转速3、计算传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比(2)分配传动比4.计算传动装置的运动和动力参数1）各轴的转速2）各轴的输入功率3）各轴的输入转矩5.设计V带和带轮1).确定计算功率2).选择V带类型3).确定带轮的基准直径并验算带速4).确定V带的中心距和基准长度5).验算小带轮上的包角6).计算带的根数7).计算单根V带的初拉力8).计算压轴力9).带轮的结构设计6.齿轮的设计1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数2) 初步设计齿轮主要尺寸2、电动机的选择1）选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V/220。2）选择电动机的容量由机械设计手册可知工作机的有效功率为 从电动机到工作机传送带间的总效率为 由机械设计课程设计手册表1-7可知： ： V带传动效率 0.96 ：滚动轴承效率 0.99（球轴承） ：齿轮传动效率 0.98 （7级精度一般齿轮传动） ：联轴器传动效率 0.99（弹性联轴器） ：卷筒传动效率 0.96所以电动机所需工作功率为 3）确定电动机转速由机械设计课程设计手册表13-2可知：按照表中推荐的传动比合理范围，取v带传动的传动比，单级圆柱齿轮减速器的传动比,所以总传动比的合理范围为 而工作机卷筒轴的转速为 所以电动机转速的可选范围为符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min和1500r/min三种。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。根据电动机类型、容量和转速，由机械设计课程设计手册表12-1选定电动机型号为Y132M2-6。其主要性能如下表：电动机型号额定功率/kw满载转速/(r/min)质量/kgY132M2-65.59602.02.084中心高外型尺寸L（AC/2+AD）HD底脚安装尺寸AB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DE装键部位尺寸FG132515 345 315216 1781238 8010333.计算传动装置的总传动比并分配传动比(1).总传动比为 (2).分配传动比 考虑润滑条件等因素，初定 4. 计算传动装置的运动和动力参数1).各轴的转速 I轴 II轴 III轴 卷筒轴 2).各轴的输入功率 I轴 II轴 III轴 卷筒轴 3）.各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩为 II轴 II轴 III轴 卷筒轴 将上述计算结果汇总与下表，以备查用。 轴名功率P/kw转矩T/(Nmm)转速n/(r/min)传动比效率I轴5.379603.60.95II轴5.102674.00.97III轴4.956710.98卷筒轴4.85675. 设计V带和带轮电动机输出功率 ，转速，带传动传动比i=3.6，每天工作16小时。1).确定计算功率由机械设计表4-6查得工作情况系数，故2).选择V带类型 根据，由机械设计图4.11可知，选用A型带3).确定带轮的基准直径并验算带速 =112-140mm(1).初选小带轮基准直径 由机械设计图4.11和表4.4，选取小带轮基准直径，而，其中H为电动机机轴高度，满足安装要求。(2).验算带速因为，故带速合适。(3).计算大带轮的基准直径 根据机械设计表4.4，选取，则传动比，从动轮转速 4).确定V带的中心距和基准长度 (1).由机械设计式（4.32）得 ，取(2).计算带所需的基准长度 由机械设计表4.2选取V带基准长度(3).计算实际中心距 5).验算小带轮上的包角 6).计算带的根数 (1) 计算单根V带的额定功率由、和，查机械设计表4.5得单根A型V带额定功率分别为1.00kw和1.18kw，用线性插值法求时的额定功率由机械设计式4.28，查机械设计表4.7得查机械设计表4.8得查机械设计表4.2得根，取6根7).计算单根V带的初拉力由机械设计表4.1得A型带的单位长度质量，以及式4.29，所以故取。 8).计算压轴力由机械设计式4.30得压轴力为 9).带轮的结构设计 小带轮采用实心式，大带轮为辐条式，由单根带宽为13mm，取带轮宽为95mm。6. 齿轮的设计1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。(2)运输机为一般工作机器，载荷较平稳，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)。(3)材料选择。由机械设计表6.1选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为220HBS，大齿轮为45钢（调质），硬度为190HBS，二者材料硬度差为30HBS。(4)选小齿轮齿数，则大齿轮齿数，由机械设计表6.5，2) 初步设计齿轮主要尺寸 (1) 设计准则:先按齿面接触疲劳强度设计，再按齿根弯曲疲劳强度校核。 (2) 按齿面接触疲劳强度设计，由机械设计式6.11即 1 确定公式内的各计算数值.试选载荷系数。.计算小齿轮传递的转矩 . 由机械设计表6.5，.由机械设计表6.3查得材料的弹性影响系数。.由机械设计图6.8按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。.计算应力循环次数.由机械设计图6.6取接触疲劳寿命系数；。.计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数 2.计算. 试算小齿轮分度圆直径，代入的值。 .计算圆周速度。 .查机械设计表6.2得使用系数，根据、7级精度查图6.10得动载系数查图6.13得则 由机械设计式6.14 按标准取计算齿宽。取，.计算齿宽与齿高之比齿高 (3).按齿根弯曲强度校核 弯曲强度的校核公式 1.确定公式内的各计算数值.由机械设计图6.9查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲强度极限；.由机械设计图6.7取弯曲疲劳寿命系数，；.计算弯曲疲劳许用应力； 取弯曲疲劳安全系数，应力修正系数有 . 查取齿形系数由机械设计表6.4查得； . 查取应力校正系数；由机械设计表6.4查得；. .计算大、小齿轮的并加以比较； 小齿轮的数值较大，按小齿轮校核齿根弯曲疲劳强度.校核计算 (4).结构设计及绘制齿轮零件图 首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径为300mm大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸按机械设计图6.26推荐用的结构尺寸设计，并绘制大齿轮零件图。其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径为75mm较小，若采用齿轮结构，不宜与轴进行安装，故采用齿轮轴结构，其零件图见滚动轴承和传动轴的设计部分。7.轴的设计(一).轴的设计.输出轴上的功率、转速和转矩 由上可知，.求作用在齿轮上的力 因已知低速大齿轮的分度圆直径 而 .初步确定轴的最小直径 材料为45钢，调质处理。根据机械设计表11.3，取，于是 ，由于键槽的影响，轴径应增大5%-7%故，直径增大至49.42mm-50.36mm 取 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩，查机械设计表10.1，取，则： 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 。半联轴器的孔径 ，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度.轴的结构设计(1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1).为了满足半联轴器的轴向定位要求，-段右端需制出一轴肩，取故取-段的直径；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比略短一些，现取 2).初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。按照工作要求并根据，取查手册选取单列角接触球轴承7012AC，其尺寸为，而。 3).查机械设计表11.5取安装齿轮处的轴端-的直径；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为75mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径。由机械设计表11.6轴环宽度，取。 4).轴承端盖的总宽度为(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故。 5).取齿轮距箱体内壁的距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取，已知滚动轴承宽度，大齿轮轮毂长度，则 至此，已初步确定了轴的各段和长度。(2).轴上零件的周向定位 齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由机械设计课程设计手册表4-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配额为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。(3).确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计图11.17，取轴端倒角。.求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值。对于7012AC型角接触球轴承，由手册中查得。因此。作为简支梁的轴的支撑跨距，所以，。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算处的截面C处的、及的值列于下表。载荷 水平面H 垂直面V支反力弯矩总弯矩 ，扭矩.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表11.2查得因此，故安全。.精确校核轴的疲劳强度 (1).判断危险截面截面A，,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为放宽确定的，所以截面A,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面显然更不必校核。由机械设计附表1.8和附表1.4可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。 (2).截面左侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面左侧的弯矩为 截面 上的扭矩为 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表11.2得，。 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计附表1.6查取。因，经差值后可查得 ， 又由机械设计图2.8和r=2.0mm和可得轴的材料的敏性系数为 ，故有效应力集中系数为 由查机械设计图2.9 的尺寸系数；由图2.10的扭转尺寸系数轴按磨削加工，由查图2.12得表面质量系数为 轴未经表面强化处理，即，则综合系数为 查手册得碳钢的特性系数 ，取 ，取于是，计算安全系数值，则 故可知其安全。 (3).截面右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面右侧的弯矩为 截面 上的扭矩为 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 过盈配合处的，由和和配合为查附表1.4用插值法求出，并取，于是得 ，轴按磨削加工，由查图2.12得表面质量系数为 故得综合系数为 所以轴在截面右侧的安全系数为 故该轴在截面右侧的强度也是足够的。.绘制轴的工作图，如下：(二).齿轮轴的设计.输出轴上的功率、转速和转矩 由上可知，.求作用在齿轮上的力 因已知高速小齿轮的分度圆直径 而 .初步确定轴的最小直径 材料为45钢，调质处理。根据机械设计表11.3，取，于是 ，由于键槽的影响，轴径应增大5%-7%故直径增大至32.57mm-33.19mm 输出轴的最小直径显然是安装带轮处的直径，取，根据带轮结构和尺寸，取。.齿轮轴的结构设计(1).根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1).为了满足带轮的轴向定位要求，-段右端需制出一轴肩，取故取-段的直径； 2).初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。按照工作要求并根据，查手册选取单列角接触球轴承7008AC，其尺寸为，故；而。 3).由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端-的直径，。轴肩高度，故取，则轴环处的直径。轴环宽度，取。 4).轴承端盖的总宽度为(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故。 5).取齿轮距箱体内壁的距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取，已知滚动轴承宽度，则 至此，已初步确定了轴的各段和长度。(2).轴上零件的周向定位 带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按由机械设计课程设计手册表4-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。(3).确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计图11.17，取轴端倒角。.求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值。对于7008AC型角接触球轴承，由手册中查得。因此。作为简支梁的轴的支撑跨距，所以，。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算处的截面C处的、及的值列于下表。载荷 水平面H 垂直面V支反力弯矩总弯矩 ，扭矩.按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表11.2查得因此，故安全。 (三).滚动轴承的校核轴承的预计寿命 计算输入轴承 (1).已知，两轴承的径向反力 由选定的角接触球轴承7008AC，查机械设计课程设计手册表6-6得，轴承内部的轴向力 (2).因为，且 故， (3). ，查机械设计表8.1可得 由于，故; ,故 (4).计算当量载荷、 由机械设计表8.7取，则 (5).轴承寿命计算 由于，取，角接触球轴承，取，由机械设计表8.7取，表8.8得 故满足预期寿命。 . 计算输出轴承 (1).已知，两轴承的径向反力 由选定的角接触球轴承7012AC，查机械设计课程设计手册表6-6得，轴承内部的轴向力 (2).因为，且 故， (3). ，查机械设计表8.1可得 由于，故; ,故 (4). 计算当量载荷、 由机械设计表8.7取，则 (5).轴承寿命计算 由于，取，角接触球轴承，取，由机械设计表8.7取，表8.8得，则 故满足预期寿命。8. 键联接设计 .带轮与输入轴间键的选择及校核轴径，轮毂长度，查机械设计课程设计手册表4-1，选A型平键，其尺寸为，(GB/T 1095-2003)现校核其强度：,， 查机械设计表12.1得，因为，故键符合强度要求。.输出轴与齿轮间键的选择及校核轴径，轮毂长度，查机械设计课程设计手册表4-1，选A型平键，其尺寸为，(GB/T 1095-2003)现校核其强度：,， 查机械设计表12.1得，因为，故键符合强度要求。.输出轴与联轴器间键的选择及校核轴径，轮毂长度，查机械设计课程设计手册表4-1，选A型平键，其尺寸为，(GB/T 1095-2003)现校核其强度：,，查机械设计表12.1得，因为，故键符合强度要求。9.箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1.机体有足够的刚度在机体外加肋板，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2.考虑到机体内零件的润滑，密封散热。采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度1.210齿轮端面与内机壁距离10箱盖、机座肋厚, 轴承端盖外径+（55.5） 118 9610. 润滑密封设计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，见表7-2箱体内选用SH0386-1992润