一级斜齿输入联轴器输出开式齿轮P=4500 n=78 10X2.doc

五邑大学成人高等教育机械（设计）报告 题目：带式运输机传动装置设计 学生姓名：温梓键 班级学号：BY13080109 所学专业：机械制造与自动化 所在学院：机械工程学院 指导教师：韦老师 成 绩：_ 2015年11月5日目 录第一部分 课程设计任务书-3第二部分 传动装置总体设计方案-3第三部分 电动机的选择-4第四部分 计算传动装置的运动和动力参数-7第五部分 齿轮的设计-8第六部分 传动轴承和传动轴及联轴器的设计-17第七部分 键连接的选择及校核计算-20第八部分 减速器及其附件的设计-22第九部分 润滑与密封-24设计小结-25参考文献-25第一部分 课程设计任务书一、设计课题： 设计一级圆柱齿轮减速器,工作机效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),使用期限10年(300天/年),2班制工作,运输容许速度误差为5%,车间有三相交流,电压380/220V。二. 设计要求:1.减速器装配图一张。2.绘制轴、齿轮等零件图各一张。3.设计说明书一份。三. 设计步骤:1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 设计开式齿轮6. 齿轮的设计7. 滚动轴承和传动轴的设计8. 键联接设计9. 箱体结构设计10. 润滑密封设计11. 联轴器设计第二部分 传动装置总体设计方案1.组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2.特点：齿轮相对于轴承对称分布。3.确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将开式齿轮设置在低速级。其传动方案如下：图一: 传动装置总体设计图初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择输出端为开式开式齿轮传动和一级圆柱斜齿轮减速器。计算传动装置的总效率ha:ha=h11h22h3h4h5=0.9910.9820.970.950.96=0.84h1为联轴器的效率,h2为轴承的效率,h3为齿轮啮合传动的效率,h4为开式齿轮的效率,h5为工作机的效率（包括工作机和对应轴承的效率）。第三部分 电动机的选择1 电动机的选择已知条件为:P =4.5KW n = 78 r/min电动机所需工作功率为:pd= 5.36 KW执行机构的曲柄转速为:n = 78 r/min 经查表按推荐的传动比合理范围，开式齿轮传动的传动比i1=25，一级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=36，则总传动比合理范围为ia=630，电动机转速的可选范围为nd = ian = (624)78 = 4682340r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y132M2-6的三相异步电动机，额定功率为5.5KW,满载转速nm=960r/min，同步转速1000r/min。2 确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比： 由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:ia=nm/n=960/78=12.3（2）分配传动装置传动比:ia=i0i 式中i0,i1分别为开式齿轮传动和减速器的传动比。为使开式齿轮传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=3，则减速器传动比为:i=ia/i0=12.3/3=4.1第四部分 计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速:nI = nm = 960 = 960 r/minnII = nI/i = 960/4.1 = 234.1 r/minnIII = nII = 234.1 r/minnIV = nIII/i0 = 234.1/3 = 78 r/min（2)各轴输入功率:PI = Pdh1 = 5.360.99 = 5.31 KWPII = PIh2h3 = 5.310.980.97 = 5.05 KWPIII = PIIh1h2 = 5.050.990.98 = 4.9 KWPIV = PIIIh2h4 = 4.90.980.95 = 4.56 KW 则各轴的输出功率：PI = PI0.98 = 5.2 KWPII = PII0.98 = 4.95 KWPIII = PIII0.98 = 4.8 KWPIV = PIV0.98 = 4.47 KW(3)各轴输入转矩:TI = Tdh1 电动机轴的输出转矩:Td = = 53.3 Nm 所以：TI = Tdh1 = 53.30.99 = 52.8 NmTII = TIih2h3 = 52.84.10.980.97 = 205.8 NmTIII = TIIh1h2 = 205.80.990.98 = 199.7 NmTIV = TIIIi0h2h4 = 199.730.980.95 = 557.8 Nm 输出转矩为：TI = TI0.98 = 51.7 NmTII = TII0.98 = 201.7 NmTIII = TIII0.98 = 195.7 NmTIV = TIV0.98 = 546.6 Nm第五部分 齿轮的设计1 齿轮材料、热处理及精度： 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用渐开线斜齿轮。 1） 材料：小齿轮选用40Cr钢调质，齿面硬度为小齿轮：274286HBW。大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：225255HBW。取小齿齿数：Z1 = 26，则：Z2 = i12Z1 = 4.126 = 106.6 取：Z2 = 106 2） 初选螺旋角:b = 12.50。2 初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：确定各参数的值: 1) 试选Kt = 1.6 2) T1 = 52.8 Nm 3) 选取齿宽系数yd = 1 4) 由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE = 189.8 5) 由图8-15查得节点区域系数ZH = 2.45 6) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)cosb = 1.88-3.2(1/26+1/106)cos12.50 = 1.686 7) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318126tan12.50 = 1.83 8) 由式8-19得:Ze = = = = 0.77 9) 由式8-21得：Zb = = = 0.99 10) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim1 = 650 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim2 = 530 MPa。 11) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 6096011030028 = 2.76109大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 2.76109/4.1 = 6.74108 12) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.87,KHN2 = 0.89 13) 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:sH1 = = 0.87650 = 565.5 MPasH2 = = 0.89530 = 471.7 MPa许用接触应力:sH = (sH1+sH2)/2 = (565.5+471.7)/2 = 518.6 MPa3 设计计算:小齿轮的分度圆直径:d1t:= = 46.5 mm4 修正计算结果： 1) 确定模数：mn = = = 1.75 mm取为标准值:2 mm。 2) 中心距：a = = = 135.2 mm 3) 螺旋角：b = arccos = arccos = 12.50 4) 计算齿轮参数：d1 = = = 53 mmd2 = = = 217 mmb = dd1 = 53 mmb圆整为整数为：b = 53 mm。 5) 计算圆周速度v:v = = = 2.66 m/s由表8-8选取齿轮精度等级为8级。 6) 同前，ZE = 189.8。由图8-15查得节点区域系数为:ZH = 2.45。 7) 由式8-3得：ea = 1.88-3.2(1/Z1+1/Z2)cosb = 1.88-3.2(1/26+1/106)cos12.50 = 1.686 8) 由式8-4得：eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318126tan12.50 = 1.83 9) eg = ea+eb = 3.516 10) 同前，取:eb = 1Ze = = = = 0.77 11) 由式8-21得：Zb = = = 0.99 12) 由表8-2查得系数：KA = 1，由图8-6查得系数：KV = 1.1。 13) Ft = = = 1992.5 N = = 37.6 100 Nmm 14) 由tanat = tanan/cosb得：at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan200/cos12.50) = 20.50 15) 由式8-17得：cosbb = cosbcosan/cosat = cos12.5cos20/cos20.5 = 0.98 16) 由表8-3查得：KHa = KFa = 1.2 17) 由表8-4查得：KHb = 1.17+0.16yd2+0.6110-3b = 1.36 18) K = KAKVKHaKHb = 11.11.21.36 = 1.8计算K值满足要求，计算结果可用。5 校核齿根弯曲疲劳强度：(1) 确定公式内各计算数值： 1) 当量齿数：ZV1 = Z1/cos3b = 26/cos312.50 = 27.9ZV2 = Z2/cos3b = 106/cos312.50 = 113.9 2) eaV = 1.88-3.2(1/ZV1+1/ZV2)cosb= 1.88-3.2(1/27.9+1/113.9)cos12.50 = 1.696 3) 由式8-25得重合度系数：Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.67 4) 由图8-26和eb = 1.83查得螺旋角系数Yb = 0.89 5) = = 3.11前已求得:KHa = 1.23.11，故取：KFa = 1.2 6) = = = 11.78且前已求得:KHb = 1.36，由图8-12查得：KFb = 1.33 7) K = KAKVKFaKFb = 11.11.21.33 = 1.76 8) 由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数:YFa1 = 2.56 YFa2 = 2.17应力校正系数:YSa1 = 1.62 YSa2 = 1.83 9) 由图8-22c按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：sFlim1 = 500 MPa sFlim2 = 380 MPa 10) 同例8-2：小齿轮应力循环次数:N1 = 2.76109大齿轮应力循环次数:N2 = 6.74108 11) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN1 = 0.83 KFN2 = 0.85 12) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：sF1 = = = 319.2sF2 = = = 248.5 = = 0.01299 = = 0.01598大齿轮数值大选用。(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：mn = = 1.3 mm1.32所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d1 = 53 mmd2 = 217 mmb = ydd1 = 53 mmb圆整为整数为：b = 53 mm圆整的大小齿轮宽度为：b1 = mm b2 = 53 mm中心距：a = 135 mm，模数：m = 2 mm第六部分 传动轴承和传动轴及联轴器的设计轴的设计1 输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1:P1 = 5.31 KW n1 = 960 r/min T1 = 52.8 Nm2 求作用在齿轮上的力: 已知小齿轮的分度圆直径为:d1 = 53 mm 则:Ft = = = 1992.5 NFr = Ft = 1992.5 = 742.8 NFa = Fttanb = 1992.5tan12.50 = 441.5 N3 初步确定轴的最小直径: 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取:A0 = 112，得:dmin = A0 = 112 = 19.8 mm 输出轴的最小直径为安装联轴器直径处d12，所以同时需要选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩:Tca = KAT1，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取:KA = 1.2，则:Tca = KAT1 = 1.252.8 = 63.4 Nm 由于键槽将轴径增大4%，选取联轴器型号为:LT5型，其尺寸为：内孔直径25 mm，轴孔长度44 mm，则：d12 = 25 mm，为保证联轴器定位可靠取：l12 = 42 mm。半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选用轴端挡圈直径为：D = 35 mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：d23 = 28 mm。4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度: 初选轴承的类型及型号。为能顺利地在轴端III-IV、VII-VIII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取:d34 = d78 = 30 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用：30206型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为:dDT = 306217.25 mm，轴承右端采用挡油环定位，由轴承样本查得：30206。型轴承的定位轴肩高度：h = 3 mm，故取：d45 = d67 = 36 mm，取：l45 = l67 = 5 mm。 齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。由于:d12d56 ，所以小齿轮应该和输入轴制成一体，所以:l56 = 58 mm；则:l34 = T+s+a-l45 = 17.25+8+11-5 = 31.25 mml78 = T+s+a-l67 = 17.25+8+11+2-5 = 33.25 mm5 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图a）: 根据30206轴承查手册得a = 16 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (B1/2+31.25+5-16)mm = 49.2 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (B1/2+5+33.25-16)mm = 51.2 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 1016.1 NFNH2 = = = 976.4 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = 495.3 NFNV2 = = = -247.5 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 1016.149.2 Nmm = 49992 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = 495.349.2 Nmm = 24369 NmmMV2 = FNV2L3 = -247.551.2 Nmm = -12672 Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面C处的合成弯矩：M1 = = 55615 NmmM2 = = 51573 Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：sca = = = MPa = 4.3 MPas-1 = 60 MPa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：II轴的设计1 求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2：P2 = 5.05 KW n2 = 234.1 r/min T2 = 205.8 Nm2 求作用在齿轮上的力: 已知大齿轮的分度圆直径为:d2 = 217 mm 则:Ft = = = 1896.8 NFr = Ft = 1896.8 = 707.1 NFa = Fttanb = 1896.8tan12.50 = 420.3 N3 初步确定轴的最小直径: 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢（调质），根据机械设计（第八版）表15-3，取:A0 = 112，得:dmin = A0 = 112 = 31.2 mm 输出轴的最小直径为安装联轴器直径处d12，所以同时需要选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩:Tca = KAT2，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取:KA = 1.2，则:Tca = KAT2 = 1.2205.8 = 247 Nm 由于键槽将轴径增大4%，选取联轴器型号为:LT6型，其尺寸为：内孔直径32 mm，轴孔长度60 mm，则：d12 = 32 mm，为保证联轴器定位可靠取：l12 = 58 mm。半联轴器右端采用轴端挡圈定位，按轴径选用轴端挡圈直径为：D = 42 mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：d23 = 35 mm。4 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度： 初选轴承的类型及型号。为能顺利地在轴端III-IV、VI-VII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取：d34 = d67 = 40 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用:30208型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：dDT = 40mm80mm19.75mm。轴承端盖的总宽度为：20 mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离为：l = 20 mm，l23 = 35 mm。 齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。取大齿轮的内径为：d2 = 48 mm，所以：d45 = 48 mm，为使齿轮定位可靠取：l45 = 51 mm，齿轮右端采用轴肩定位，轴肩高度：h 0.07d = 0.0748 = 3.36 mm，轴肩宽度：b 1.4h = 1.43.36 = 0 mm，所以：d56 = 55 mm，l56 = 6 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则：l34 = T+s+a+2.5+2 = 19.75+8+11+2.5+2 = 43.25 mml67 = 2+T+s+a+2.5-l56 = 2+19.75+8+11+2.5-6=37.25 mm5 轴的受力分析和校核:1）作轴的计算简图（见图a）: 根据30208轴承查手册得a = 20 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = (53/2-2+43.25-20)mm = 47.8 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = (/2+6+37.25-20)mm = 49.8 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1 = = = 967.8 NFNH2 = = = 929 N垂直面支反力（见图d）：FNV1 = = = 828 NFNV2 = = = 120.9 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH = FNH1L2 = 967.847.8 Nmm = 46261 Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1 = FNV1L2 = 82847.8 Nmm = 39578 NmmMV2 = FNV2L3 = 120.949.8 Nmm = 6021 Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面C处的合成弯矩：M1 = = 60881 NmmM2 = = 46651 Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（14-4），取a = 0.6，则有：sca = = = MPa = 12.4 MPas-1 = 60 MPa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：第七部分 键联接的选择及校核计算1 输入轴键计算： 校核联轴器处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 8mm7mm36mm，接触长度:l = 36-8 = 28 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.2572825120/1000 = 147 NmTT1，故键满足强度要求。2 输出轴键计算：(1) 校核大齿轮处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 14mm9mm45mm，接触长度:l = 45-14 = 31 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.2593148120/1000 = 401.8 NmTT2，故键满足强度要求。(2) 校核联轴器处的键连接： 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 10mm8mm50mm，接触长度:l = 50-10 = 40 mm，则键联接所能传递的转矩为:T = 0.25hldsF = 0.2584032120/1000 = 307.2 NmTT2，故键满足强度要求。第八部分 轴承的选择及校核计算根据条件，轴承预计寿命：Lh = 1028300 = 48000 h1 输入轴的轴承设计计算:(1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1742.8+0441.5 = 742.8 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 742.8 = 8005 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:30206轴承，Cr = 43.2 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 1.31107Lh所以轴承预期寿命足够。2 输出轴的轴承设计计算:(1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力，有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:P = XFr+YFa = 1707.1+0420.3 = 707.1 N(2) 求轴承应有的基本额定载荷值C为:C = P = 707.1 = 4990 N(3) 选择轴承型号: 查课本表11-5，选择:30208轴承，Cr = 63 KN，由课本式11-3有：Lh = = = 2.22108Lh所以轴承预期寿命足够。第九部分 减速器及其附件的设计1 箱体（箱盖）的分析： 箱体是减速器中较为复杂的一个零件，设计时应力求各零件之间配置恰当，并且满足强度，刚度，寿命，工艺、经济性等要求，以期得到工作性能良好，便于制造，重量轻，成本低廉的机器。2 箱体（盖）的材料： 由于本课题所设计的减速器为普通型，故常用HT15-33灰铸铁制造。这是因为铸造的减速箱刚性好,易得到美观的外形,易切削,适应于成批生产。3 箱体的设计计算，箱体尺寸如下： 代号 名称 计算与说明 结果 d 箱体壁厚 d = 0.025a+3 8 取d = 10 mm d1 箱盖壁厚 d1 = 0.02a+3 8 取d1 = 10 mm d 箱体加强筋厚 d = 0.85d1 = 0.8510 = 8.5 取d = 10 mm d1 箱盖加强筋厚 d1 = 0.85d1 = 0.8510 = 8.5 取d1 = 10 mm b 箱体分箱面凸缘厚 b1.5d =