单级斜齿圆柱齿轮传动设计+链传动【优秀含word+CAD全套课程毕业设计】
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单级斜齿圆柱齿轮传动设计+链传动【优秀含word+CAD全套课程毕业设计】,单级斜齿,圆柱齿轮,传动,设计,链传动
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机械设计课程设计说明书 设计题目：单级斜齿圆柱齿轮传动设计 +链传动 系 别：机械工程系 专业班级： 2002 机本 学生姓名： xxx 指导老师： xxx 完成日期： 2004 年 12 月 12 日 邵 阳 学 院 （七里坪校区） nts 目录 一 设计任务书 二 前言 三 运动学与动力学计算 电动机的选择计算 各级传动比的分配 计算各轴的转速，功率及转矩，列成表格 四 传动零件设计计算 五 齿轮的设计及计算 六 轴与轴承的计算与校核 七 键等相关标准键的选择 八 减速器的润滑与密封 九 箱体的设计 nts十 设计小结 十一 参考资料 机械设计课程设计任务书 设计题目：单级斜齿圆柱齿轮传动设计链传动 原始数据： F=2600N F：输送带拉力； V=1.5m/s V：输送带速度； D=400mm D：滚筒直径。 设计工作量： 设计说明书一份 二张主要零件图（ CAD） 零号装配图一张 工作要求： 输送机连续工作，单向提升，载荷平衡两班制工作，使用年限年，输送带速度允许误差为 5%。 运动简图：（见附图） nts 二 前言 分析和拟定传动方案 机器通常由原动机、传动装置和工作装置三部分组成。传动装置用来传递原动机的运动和动力、变换其运形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置 的传动方案是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。 满足工作装置的需要是拟定传动方案的基本要求，同一种运动可以有几种不同的传动方案来实现，这就是需要把几种传动方案的优缺点加以分析比较，从而选择出最符合实际情况的 一种方案。合理的传动方案除了满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。 所以拟定一个合理的传动方案，除了应综合考虑工作装置的载荷、运动及机器的其他要求外，还应熟悉各种传动机构的特点，以便选择一nts个合适的传动机构。因链传动承载能力低，在传递相同扭矩时，结构尺寸较其他形式大，但传动平稳，能缓冲吸振，宜布置在传动系统的高速级，以降低传递的转矩，减小链传动的结构尺寸。故本文在选取传动方案时，采用链传动。 众所周知，链式输送机的传动装置由电动机、链、减速器、联轴器、滚筒五部分组成，而减速器又由轴、轴承、齿轮、箱体四部分组成。所以，如果要设计链式输送机的传动装置，必须先合理选择它各组成部分，下面我们将一一进行选择。 三运动学与动力学的计算 第一节 选择电动机 电动机是常用的原动机，具体结构简单、工作可靠、控制简便和维护容易等优点。电动机的选择主要包括选择其类型和 结构形式、容量（功率）和转速、确定具体型号。 （ 1） 选择电动机的类型： 按工作要求和条件选取 Y 系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。 （ 2） 选择电动机的容量： 工作所需的功率： Pd = Pw/ Pw = F*V/（ 1000 w） 所以： Pd = F*V/（ 1000 * w） 由电动机至工作机之间的总效率（包括工作机的效率）为 * w = 1* 2* 2* 3* 4* 5* 6 式中 1、 2、 3、 4、 5、 6 分别为齿轮传动、链传动、联轴器、卷筒轴的轴承及卷筒的效率。 取 1 = 0.96、 = 0.99、 3 =0.97、 4 = 0.97、 5 = 0.98、 6 = 0.96 ，则： nts * w = 0.96 0.99 0.99 0.97 0.97 0.98 0.96 =0.832 所以： Pd = F*V/1000 * w = 2600 1.5/(1000 0.832) kW = 4.68 kW 根据 Pd 选取电动机的额定功率 Pw 使 Pm = (1 1.3)Pd = 4.68 6.09 kW 由查表得电动机的额定功率 Pw = 7.5 kW （ 3） 确定电 动机的转速： 卷筒轴的工作转速为： nw = 60 1000V/ D = 60 1000 1.5/(3.14 400) r/min = 71.66r/min 按推荐的合理传动比范围，取链传动的传动比 i1 = 2 5，单级齿轮传动比 i2 = 3 5 则合理总传动比的范围为 : i = 6 25 故电动机的转速范围为： nd = i*nw = (6 25) 71.66 r/min = 429.96 1791.5 r/min 符合这一范围的同步转速有 750 r/min、 1000 r/min、 1500 r/min ，再根据计算出的容量，由附表 5.1 查出有三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。 方 案 电动机型号 额定功率 电动机转速 r/min 传动装置的传动比 Ped/kW 同步转速 满载转速 总传动比 链 齿轮 1 YL0L-8 7.5 750 720 10.04 3 3.35 2 Y160M-6 7.5 1000 970 13.54 3.5 3.87 3 Y132M-4 7.5 1500 1440 20.01 3.5 5.72 综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及链传动和减速器的传动比，可知方案 3 比较适合。因此选定电动机型号为 Y160M-6,所选电动机的额定功率 Ped = 7.5 kW，满载转速 nm = 970 r/min ，总传动比适中，传动装置结构紧凑。所选电动机的主要外形尺寸和安装尺寸如下表所示。 中心高 H 外形尺寸 L (AC/2+AD)HD 底脚安装尺寸 A B 地脚螺栓孔直径 K 轴伸尺寸 D E 装键部位尺寸 F GD 160 600 417 385 254 210 15 42 110 12 49 第二节 计算总传动比并分配各级传动比 电动机确定后，根据电动机的满载转速和工作装置的转速就可以计算传动装置的总传动比。 nts（ 1） 计算总传动比： i = nm/nw = 970/71.66 = 13.54 （ 2） 分配各级传动比： 为使链传动的尺寸不至过大，满足 ib100N/，齿间载荷分配系数 K=1.2。 由式（ 6-4）载荷系数 K=AK VK K K=1.796 1Z=23 2Z=89 1T=7.384 410 N. d=0.5 K=1.796 nts 3 中心距与螺旋角的校核 4 几何尺寸的计算 齿形系数FY按当量齿数VZ=Z/ 3cos ，由图 6-18 查得：设螺旋角 =15，1VZ=1Z/ 3cos =25.5, 2VZ=2Z/ 3cos =98.64,则小齿轮齿形系数1FY=2.65，大齿轮齿形系数2FY=2.3 由图 6-19 查得，小齿轮应力修正系数1FY=1.59,大齿轮应力修正系数2FY=1.78 由图 6-12，图 6-13， tant=tann/cos =tan20 /cos15 =0.377 t=20.6469 =20 38 49，查得1a/1Z=0.032， 2a/2Z=0.0095， 代入1Z=23，2Z=89，得 1a=0.736， 2a=0.846,a= 1a+2a=1.472。 由式（ 6-16）=bsin /nm=0.98 由图 6-20 查得，重合度系数 Y=0.75。 由图 6-29 查得， Y=0.87。 按式（ 6-14）计算弯曲疲劳许用应力 F F = limF NY XY STY / FS 按图 6-24 查取齿轮材料弯曲疲劳极限应力 lim1F=lim2F=500Mpa。 由表 6-13 计算弯曲疲劳强度计算的寿命系数NY：小齿轮应力循环次数环次数 N1=601nht=60 970 1 1036582 =3.399 910 N2 =N1 /3.8697=0.8958 910 N1 =3.399910 N2 =0.8958 910 nts 5 校核疲劳强度 6 模数 1NY=（ 3 610 /N1 0.02)=0.830 2NY=（ 3 610 /N2 0.02)=0.892 由图 6-25 查取尺寸系数XY=1。由式（ 6-14）STY=2 弯曲疲劳强度安全系数FS=1.25 1F=lim1F 1NY XY STY/FS=664MPa 2F=lim2F 2NY XY STY/FS=713.6Mpa 比较111FSFFY=2.65 1.59/664=0.0063 222FSFFY=0.0057, 111FSFFY 222FSFFY,应按小齿齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度 。 代入公式（ 6-20） nm= 13 212 F a S ad FY Y Y YKTZ = 43 22 1 . 7 9 6 7 . 3 8 4 1 0 2 . 6 5 1 . 5 9 0 . 7 4 0 . 8 70 . 5 2 3 6 6 4 =2.02 按表 6-1，取标准模数nm=2.5 由公式 a=nm（1Z+2Z） /2cos =2.5（ 23+89） /2cos15 =144.94 圆整取 中心距 a=145mm cos = 12()2nm Z Za=0.9655 =15.0939 ,与假设 =15相近。 计算大小齿轮分度圆直径 1d=nm 1Z/ cos =59.51 1F =664aMP 2F =713.6aMPnts 7 接触疲劳的校核 2d=nm 2Z/ cos =230.28 校核原假设的系数VK齿轮的速度 v= 1d 2n/60 1000=3.02m/s, v1Z/100=0.695m/s,由图 6-8b 查得VK=1.05，与原取值一致。 齿宽 b=d 1d=0.5 95.25=29.78 取1b=35 ,2b=30 齿面按触疲劳强度校核 由式（ 6-17） H=268.4EZ HZ Z Z 21( 1)KT uubd H 由表 6-9 查得，弹性系数EZ=0.8；由图 6-14 查得，节点区域系数HZ=2.42；按图 6-12，图 6-13 查得，重合度系数 Z=0.8；由图 6-28 查得，螺旋角系数 Z=0.982。 接触疲劳许用应力 H=limH NZ WZ/HS由图 6-23 查得，齿轮材料接触疲劳极限应力 limH=1500Mpa。 由表 6-11 查得接触疲劳度计算的寿命系数NZ： 1NZ=（ 5 710 / N1 0.0306)=（ 5 710 /3.399 910 0.0306) =0.879 2NZ=（ 5 710 /2N 0.0306)=（ 5 710 /0.8958910 0.0306) =0.916 由图 6-23 查得，工作硬化系数WZ=1 由表 6-12，接触疲劳强度安全系数HS=1 1b=35 2b=30 nts 1H=limH 1NZ WZ/HS=1500 0.879 1/1 =1318.5MPa 2H=limH 2NZ WZ/HS=1374MPa 将以 上各值代入斜齿轮接触疲劳校核公式 H=268.4EZ HZ Z Z 21( 1)KT uubd =268.4 1 2.42 0.8 0.982 421 . 7 9 6 7 . 3 8 4 1 0 3 . 8 6 9 7 13 0 5 9 . 5 1 3 . 8 6 9 7 =750.98MPa H=1318.5Mpa 弯曲强度疲劳足够。 六 .轴与轴承的设计计算及校核 轴的设计及键联接的选择与校核 轴主要用来支承作旋转运动的零件，如齿轮、带轮，以传递运动和动力。本减速器有两根轴，根据设计要求，设计的具体步骤、内容如下： 第一轴的设计 设 计 计 算 与 说 明 结 果 nts1、 选择轴的材料确定许用应力 普通用途、中小功率 减速器，选用 45 钢，正火处理。查表2-7, 取 B=600 Mpa, 0b=95 MPa 2、 按弯曲许用切应力，初估轴的最小直径 由表 2-6,查得 C=110, =40 Mpa,按式（ 2-44）得 , 1311pdCn=32.70mm 因轴上开有键槽 ,应 增大轴颈以考虑键槽对轴强度的削弱 ,则直径应增大 5% 7%， 1d 32.70(1+7%)=34.989 初定轴的最小直径 =35 。 3.确定齿轮和轴承的润滑 计算齿轮圆周速度 1160 1000v dn =0.502m/s 齿轮采用浸油润滑，轴承采用飞溅润滑。 4.轴得初步设计 根据轴系结构分析要点，结合后述尺寸确定，按比例绘制轴的草图，如图 2-2。考虑到斜齿圆柱齿轮传动，选用角接触球 轴承，采用内嵌式轴承盖实现 轴承两端单向固定，依靠普通平键联接实现周向固定，利用轴肩结构实现轴与轴承的轴向固定。考虑到小齿轮分度圆直径与轴的直径差距不大的情况，采用齿轮轴的结构方案，如图2-2 示。轴与其它零部件相配合的具体情况见后装配 。 图 2-2 5.轴的结构设计 0b =95 Mpa 1p=7.2 kW 1n=970r/Min mind=35 v =1.78m/s nts 轴的结构设计主要有三项内容：（ 1）各轴段径向尺寸的确定；（ 2）各轴段轴向长度的确定；（ 3）其它尺寸（如键槽、圆角、到角，退刀槽等）的确定。 （ 1） 径向尺寸的确定 如上草 图所示，从轴段1d=35 开始，逐段选取相邻轴段的直径。2d起定位固定作用，定位轴肩高度 h可在（ 2 3）C范围内经验选取（ C 为大链轮内孔倒角尺寸，取 C=1 ），故2d= 1d+2h 35+2 (1 1)=37 mm,按轴的标准直径系列取2d=37mm 。3d与轴承内径相配合，考虑安装方便，结合轴的标准直径系列并符合轴承内径系列，取3d=40 mm，选定轴承代号为 7408AC。4d起定位作用，上套挡油环，按轴的标准直径系列，取4d=45 mm。 d5 即为小齿轮部分，将5d作为分度圆的直径，即5d=59.51 mm。 1d=35 2d=37mm 3d=40 mm 4d=45 mm 5d=59.51mm 6d=45 mm 7d=40 nts6d=4d=45 mm，7d=3d=40mm （ 2） 轴向尺寸的确定 小齿轮齿宽1b=35 , 5L=38 ,1L与大链轮相配 合 ,因链轮宽为 108 ，同理取轴段长1L=110。考虑安装方便轴承盖至带轮距离1=30，初步取2L=35 mm。3L与轴承相配合，查轴承安装尺寸宽度1B=25mm,于是取3L=25 mm。一般情况下，齿轮端面与箱壁的距 离2取 10 15 mm,轴承端面与箱体内壁的距离3=3 5 mm,4L箱体的内壁，结合大轴的尺寸4L取4L=20mm 6L= 4L =20mm, 7L=3L=25 mm 两轴承中心间跨距 L =140mm 6.轴得强度校核 （ 3） 计算齿轮受力 转矩 1T=0.7384 510 N mm 齿轮切向力112tF T d=4.219kN 径向力： Fr =tFtan =4.219 tan20 =1.536kN 轴向力 F=tFtan =4.219 tan15 =1.13kN （ 2） 计算支反力和弯矩并校核 （ a）水平面上 AHF=BHF=2tF=2.11kN C 点弯矩 :2C H AH LMF=147.7 .kNmm D 点弯矩： 35D H AHMF=73.85 .kNmm 水平面弯矩和受力图如上图： （ b）垂直面上 支反力 ： 1 11022110rArdFFF =0.95kN 1b=35 1L=110 2L=35 mm 3L=25mm 4L=20mm 5L=35mm 6L=20 7L=25 mm =20 L=140 1d=35mm tF=4.219kN F r =1.536kN F =1.13kN F =1.13kN AHF=2.11kN nts Br A rF F F =0.586KN C点弯矩：2CALMF 66.5kN. D点弯矩：DM=AF 35=33.25kN. （ c）求合成弯矩 CM= 22C H CMM=161.98kN. DM= 22D H DMM=81kN. C 点当量弯矩 ： CM = 22CMT = 221 6 1 . 9 8 0 . 6 1 0 7=174.24KN. D 点当量弯矩： DM= 22DMT=103.36KN. 所以 ,Cd3010 CbM = 3 1 0 1 7 4 2 4 095 =26.37 Dd3010 dbM =22.15 考虑到键 ,所以 Cd=26.37 105%=27.68 Dd=22.15 105%=23.26 实际直径为 40 ,强度足够 .如所选超凡直径和键连接等计算后寿命和强度均能满足 ,则 该轴的结构设计无须修改 . （ 3）绘制轴的零件工作图。（从略） CHM 147.7 .kNmm DHM 73.85 .kNmm ArF 0.95kN BrF 0.586KN CM=161.98kN. DM=81kN. CM =174.24KN. DM =103.36KN. 轴径满足要求 根据上述设计结果设计第二轴， 2.4 第二轴的设计 设 计 计 算 与 说 明 结 果 nts1.择轴的材料确定许用应力 普通用途、中小功率减速器，选用 45 钢，正火处理。查表2-7 取b=600 MPa, 0b=95 MPa。 2、 按扭转强度，初估轴的最小直径 由表 2-6查得 C=110， =40 Mpa 按式（ 2-44）得 d C3 NP=50.46mm 由于键槽的存在 ,应增大轴颈以考虑其对轴强度的影响 到 d=d (1+7%)=54 轴伸安装联轴器，考虑到该轴传递的扭矩较大，选用弹性柱销联 器，查设计手册得联轴器型号标记为 1 0 760 1 0 7604 JAJAHL 连轴器GB5014-85， 可知 ， 与联轴器相联的轴的直径为 60 ，也即mind=60 。 1.确定齿轮和轴承的润滑 计算齿轮圆周速度 v =小齿轮的速度 =0.508m/s 齿轮采用浸油润滑，轴承采用飞溅润滑。 2.轴得初步设计 根据轴系结构分析要点，结合后述尺寸确定，按比例绘制轴的草图， 如图 2-4。 考虑到斜齿圆柱齿轮传动，选用 角接触球 轴承，采用 螺栓联接 式轴承盖实现轴两端单向固定，依靠普通平键联接实现周向固定，大齿轮的轴 向固定采用轴肩与套筒相配合实现，轴采用阶梯轴的结构来实现零件的轴向固定，如图 2-4示。轴与其它零部件相配合的具体情况见后装配 。 图 2-4 3.轴的结构设计 轴的结构设计主要有三项内容：（ 1）各轴段径向尺寸的确P=6.914KN N=71.62 r/min mind=60 v =0.508 m/s nts定；（ 2）各 轴段轴向长度的确定；（ 3）其它尺寸（如键槽、圆角、到角，退刀槽等）的确定。 a) 径向尺寸的确定 如上草图所示，从轴段1d=60 开始，逐段选取相邻轴段的直径。2d起定位固定作用，定位轴肩高度 hmin可在（ 2 3）C（ C 为联轴器内孔倒角尺寸，取 C=1 ） 范围内经验选取，故2d= 1d+2 2C60+2 （ 2 1） =59 mm,按轴的标准直径系列取2d=65 mm 。 d3与轴承内径相配合，考虑安装方便，结合轴 的标准直径系列并查 机械设计手册， 取3d=70 mm， 选定轴承代号为 7214AC。4d为 与大 齿轮 装配部分，其直径应与大齿轮的内孔直径相一致 ， 即4d=72 mm。5d为轴肩直径， 起定位作用， 同理， 按轴的标准直径系列，取 5d=75mm，6d=3d=70 mm b) 轴向尺寸的确定 大齿轮齿宽2b=30 mm,取4L=30 mm， L1 与联轴器配合 ,因选取联轴器是 弹性柱销联轴器 ，取轴段长1L=110 mm。考虑轴承盖螺钉至联轴器距离 1 =30， 轴承端 盖长为 20， 初步取2L=50 mm。3L与轴承相配合，查轴承宽度 B1 =24 mm， ,定位环长 13 mm,于是取3L=40mm。5L起定位作用，取5L=2h=10mm。6L与轴承相配，查轴承宽度 B1 =24mm,于是取6L=30 mm 4.轴的强度校核 1)计算齿轮受力 前面计算出 :转矩 T=0.92193 610 Nmm 齿轮切向力 : Ft =22tTd =7.32KN 径向力 : Fr = Ft tan =7.32 tan200 =2.664KN 1d=60 2d=65 mm 3d=70 mm 4d=72 mm 5d=75 mm 6d=70 mm L=110mm 1L=110mm 2L=50 mm 3L=40mm 4L=30 mm 5L=10 mm 6L=30 mm 0b =95MPa nts轴向力 : F=tFtan =1.96KN 2)计算支承反力及弯矩 （ a）水平面上 AHF=BHF=2tF=3.66kN C点弯矩 2C H AH LMF=3.66 140 2=256.2KN. （ b）垂直面上 14022140rArdFFF =3.096KN Br A rF F F=0.432KN C点弯矩：2CALMF 216.72kN. （ c）求合成弯矩 CM= 22C H CMM=335.57kN. C 点当量弯矩： CM = 22CHMT =609.61KN. 所以 ,Cd3010 CbM =40.03 考虑到键 ,所以 Cd=42.06 105%=42.03 实际直径为 60 ,强度足够 .如所选超凡直径和键连接等计算后寿命和强度均能满足 ,则该轴的结构设计无须修改。 （ 8）绘制轴的零件工作图。（从略） 2td=252 mm L=140 Fr=2.664KN F =1.96KN =0.6 T= 0.92193 610 Nmm 七、键等相关标准键的选择 标准键的选择包括键的选择，联轴器的选择，螺 栓、螺母、螺钉的选择，销的选择、垫圈、nts垫片的选择。 （ 1） 键的选择 查表 4-1（机械设计基础课程设计） 轴与齿轮相配合的键： b = 12 mm, h = 8 mm, t = 5.0mm, t1=3.3mm 轴与大齿轮相配合的键： b = 18mm, h = 11mm, t = 7.0mm, t1 = 4.4mm 轴与联轴器相配合的键： b = 14mm, h = 9mm, t = 5.5mm, t 1= 3.8mm （ 2） 联轴器的选择 根据轴设计中的相关数据，查表 4-1（机械设计基础课程设计） ，选用联轴器的型号为HL2, GB5014 85。 （ 3） 螺栓、螺母、螺钉的选择 考虑到减速器的工作条件，后续想体的附件的结构，以及其他因素的影响 选用螺栓 GB5782 86, M6*25 和 GB5782 86, M10*35 ， GB5782 86, M10*25 三种。 选用螺母 GB6170 86, M10 和 GB6170 86, M12 两种。 选用螺钉 GB5782 86, M6*25 和 GB5782 86, M6*30 两种。 八、减速器的润滑与密封 1、 传动件的润滑 浸油润滑：浸油润滑 适用于齿轮圆周速度 V 12m/s 的减速器。为了减小齿轮的阻力和油的升温，齿轮浸入油中的深度以 1 2 个齿高为宜，速度高时还应浅些，在 0.7 个齿高上下，但至少要有 10mm,速度低时，允许浸入深度达 1/6 1/3 的大齿轮顶圆半径。油池保持一定深度，一般大齿轮齿顶圆到油池底面的距离不应小于 30 50mm。以免太浅会激起沉积在箱底的油泥，油池中应保持一定的油量，油量可按每千瓦约 350 700cm3来确定，在大功率时用较小值。 2、 滚动轴承的润滑：减速器中滚动轴承的润滑应尽可能利用传动件的润滑油来实现，通常根据齿轮的圆周速 度来选择润滑方式，本设计采用润滑脂润滑，并在轴承内侧设置挡油环，以免油池中的稀油进入舟车功能而使润滑脂稀释。 3、 润滑剂的选择：润滑剂的选择与传动类型、载荷性质、工作条件、转动速度等多种因素有关。轴承负荷大、温度高、应选用粘度较大的润滑油。而轴承负荷较小、温度低、转速高时，应选用粘度较小的润滑油，一般减速器常采用 HT-40,HT-50 号机械油，也可采用 HL-20,HL-30 齿轮油。当采用润滑脂润滑时，轴承中润滑脂装入量可占轴承室空间的1/31/2。 4、 减速器的密封：减速器的密封是为了防止漏油和外界灰尘和水等进入 常见的漏油部位有分箱面、轴头、盖端及视孔盖等。 分箱面的密封，可在箱体剖分面上开回油槽，轴伸出处密封的装置有垫圈， O 型橡胶圈和唇形密封圈。 九、箱体结构设计 一、 小型圆柱齿轮，为了使结构紧凑，重量较轻，采用整体式箱体，它的材料为 HL1
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