带式运输机的单级圆柱直齿减速器课程设计.doc

机械设计基础课程设计说明书系 别： 专业班级： 姓 名： 学 号： 指导教师： 设计时间： 目 录一、设计任务书3二、电动机的选择3三、传动比分配及运动和动力参数计算4四、传动零件的设计计算4电动机1带的选择及算5 联轴器2齿轮的设计计算五、 轴的设计计算10六、键及联轴器的选择及算15七、滚动轴承的选择及计算16八、 润滑、密封等简要说明18九、设计总结19十、参考资料19一、设计任务书1、 设计题目设计用于带式运输机的单级圆柱直齿减速器，运动简图如下图所示，连续单向运转，连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期限10年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为5%卷筒V带传动输送带。卷筒V带传动输送带2、设计数据运输带工作拉力F（N）运输带工作速度V(m/s)卷筒直径D(mm)12001.52403、设计要求（1）减速器装配图一张（A1图纸）；（2）零件工作图24张（齿轮、轴、箱体等任选2到4个，按1：1绘制）；（3）设计说明书约60008000字。二、电动机的选择 初步确定：Y系列三相异步电动机优点： Y系列电机具有效率高、起动转矩大、体积小、重量轻、噪音低、振动小、外形美观、标准化程度高等优点。1、功率的确定 Pw=FV/1000n=12001.5/1000kw=1.8kw 电动机的工作功率 Po=Pw/a a为总效率a=1 22345 1为皮带的效率 0.96 2为轴承的效率 0.99 3齿轮的效率 0.97 4联轴器的效率 0.99 5卷筒的效率 0.96 a=0.960.990.990.970.990.990.96=0.87 Pd=Pw/a=1.8/0.87=2.07KW所以选择电动机的额定效率为2.07KW2、 电动机的输出功率为了保证电动机正常工作，必须使所选功率恰当。功率过大，则重量和价格相应提高，而且电动机经常不在满载下工作，其效率和功率因数都较低；若功率过低，则不能保证工作机正常工作，或因过载而使电动机过早损坏。因此，选择电动机时通常取Pm(11.3)PPdPw/=1.8/0.87=2.07KW3、电动机转速的选择卷筒转速：n3=（ 60）/=（6010001.5）/3.14240=119.43r/min (D 为卷筒直径)I1=24 i2=35 i总=620N总= i总n=(716.342387.8)r/min初选为同步转速为960r/min的电动机4、电动机型号的确定由课程设计指导书附录8查出电动机型号为Y132S-6,其额定功率为3kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。三、总传动比i及其分配i1、i2传动装置的总传动比及其分配由电机转速n1和滚筒转速n3确定总传动比为：in1/ n3960/119.39=8.04传动比分配：取i12.01 则， i24四、传动零件的设计计算1、V型带的设计（1）传动比i1=2.01 （2）工作情况系数 K=1.2（3)计算功率Pd=2.38kw pc= PdK=2.86kw（4)选V型带型号 根据教材P131 ，由pc、n1可确定：选择A型V带（5）小带轮直径d1=100（6)大带轮直径d2= i1d1=201 ,根据教材表8.3 ，取标准值d2=200（7）验算V带速度 V=（*d1* n1）/（601000）=5.02 根据教材P124，表8.9 可得出速度v介于525，所以速度合理（ 8)初定中心距a 0.7(dd2+dd1) a 2(dd2 + dd1)0.7(200+ 100) a 2 (200 +100) 210 a600 取a0 =400mm （9）初算V带长度 L0 = 2a0 + /2 （ dd2 + dd1 ) + (dd2 - dd1 ) / 4a0 = 2400 +3.14/2 (100+200 ) +（ 200.-100）/ 4*400=1296mm（10)确定V带长度 查课本表8.4选取带的基准长度Ld=1250mm （11）确定中心距 a = a0 + 0.5 ( Ld - L0 ) =1250mm（12）计算小带轮的包a1 a1 = 180-57.3=180- 57.3= 164.7 120（13)查包角修正系数 Ka=0.95（教材P117，图8.11)（14）查带长修正系数 Kk=1.14 (教材P117 ，表8.4)（15）单根传递功率P（用内插法求解）教材表8.8 求得：P=0.95kw（16）单根传递功率增量 查P129 表8.19 i2时，ki=1.1373 查P129表8.18，Kb=1.027510 所以，Kb*n1(1-)=0.119kw（17)计算V带根数 Z=3.03 因为，z要取偏大整数，所以，Z=4（18）计算V带对轴的拉力F0 查教材 表8.6，A型V带每米长质量q=0.10kg/m 单根V带初拉力为 F0= = =95.47（19）计算两带轮的宽度B Z=4 ,e=15 ,f=9 B=(Z-1)*e+2*9=63mm2、齿轮传动的设计计算（1）选择材料、热处理、精度等级、决定齿面硬度、表面粗糙度1）齿轮类型 选用直齿圆柱齿轮传动2）精度选择 选用8级精度3）材料选择 根据教材P179，小齿轮材料为40Gr,调质处理，齿面硬度HB1=250HBS，大齿轮齿材料为45钢，正火处理，齿面硬度HB2=210，两齿轮齿面硬度差为HB1-HB2=40HBS4）表面粗糙度 Ra=3.2(根据机械设计手册P206得出)（2）按齿面接触疲劳设计1）确定Z1，Z2 和齿宽系数 小齿轮的齿数 试取 Z1=25 大齿轮的齿数 Z2= i2Z1=254=100 齿宽系数=1.0 （根据教材P203，表10.20） 2）实际传动比、传动比误差 I= 传动比误差：3）计算转矩T T1=45.5910N T2=169.5610 N4)确定载荷系数K 教材P185 ，K=1.35）确定许用接触应力失效效率为1%，最小安全系数S=1.0=Z*/S=0.99*710/1=702.9Mpa 6）查表确定 两齿轮的的极限应力 H= HlimZNT/SH由课本P188图10.24查得：HlimZ1=710Mpa HlimZ2=580Mpa7）计算应力循环次数N由课本P133式6-52计算应力循环次数NLNL1=60njLh=60477.611(1630010)=1.376109NL2=NL1/i=1.376109/4=3.441088）由课本P135图10.27查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=0.99 ZNT2=1.019）查接触疲劳寿命的安全系数 S=1.010)求出d1、确定标准模数m 令Z=2.49 查出Z=189.8 （教材P186 表10.12） d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3=45.8 （+：表示外啮合 ，k=1.1 u =i=4 =1 T1=45.59N.mm）得出d1mm 所以，m=取标准值m=2（3）校核齿根弯曲疲劳强度1）两齿轮的分度圆直径 d1=m*z1=2*25=50 d2=m*Z2=2*100=2002）两齿轮的宽度 B=取，b2=50 ,b1=b2+5=553)查表 两轮的齿形系数和应力修正系数 查课本表10.13得 齿形修正系数：YF1 =2.65,YF2 =2.18（应用内插法求得） 查课本表10.14得 应力修正系数YS1 =1.59 ,YS2 =1.80（内插法）4）计算应用弯曲应力F1 = F 2 = 5）查极限弯曲应力、弯曲寿命系数、应力修正系数、弯曲疲劳安全系数 查极限弯曲应力：Flim1=525MPa Flim2=360MPa （查教材图10.25） 查弯曲寿命系数 由课本中表10.10查得SF = 1.3查弯曲疲劳强度 由课本中图10.26查得 YNT1 =1 ,YNT2 = 16）计算弯曲应力 F1=YF1YS1= F1 F2=F17) 齿轮传动中心距 a=1/2*m*(Z1+Z2)=1/2*2*(25+100)=1258）验算齿轮的圆周速度vV=d1n1/(601000)=3.1450477.61/601000=1.25m/s（4）两齿轮的几何尺寸计算1）齿顶圆直径 d da2=m(z1+ha)=2*(87+2)=2542)齿根圆直径 d 3)分度圆直径 d1=m*z1=2*25=50mm d2=m*z2=2*100=200mm4)基圆直径 dd5)齿顶高、齿根高、齿全高 ha=m *=2 hf=mx(+c*)=2.5 h=ha+hf=2+2.5=4.56)齿顶圆间隙 C=c7)齿厚、齿槽宽、齿距 S= e= p=8)两齿轮的中心距a=1/2*m*(Z1+Z2)=1/2*2*(25+100)=1259）齿顶圆的压力角 a1=arcos(rb1/ra1)=29.54 a2=arcos(rb2/ra2)=23.28 10) 计算重合度 =1.981五、轴的设计1、各轴的转速 N=n=960r/min N1= n/i=960/2.01=477.61r/min N2=n/i12=477.61/8.04=119.40r/min N2=Nx2、 各轴的功率P0=2.38kwP1=p0*kw P2=p1*kw Pw=p2*3、各轴的扭矩 T0=9550* T1=9550* T2=9550* Tw=9550*4、轴的概略设计（1）高速轴的概略设计1）材料、热处理 选用40Gr，调质处理按钮转计算最小直径由p228表7.2查得，查p265表14.1，c =，由由式14.2得dC = （）mm=16.518.0 mm 考虑到轴的最小直径处有键槽的存在，故将估计直径增加3%5%,则轴的估算直径大小为17.018.9mm由机械设计手册取标准直径d1 = 20mm2）装V带轮处长度、外伸端直径与长度带轮处：20mm，按传递矩估算的直径对照机械设计手册V带轮的基准直径系列，选带轮处轴径为2mm。外伸端的直径：2外伸端长度：60mm，由课本p84表3.4的公式B=（Z-1）e+2f，（其中B为带轮宽度，Z为轮槽数，）可得B=（4-1）15+29=63mm，为保证轴端挡圈能压紧带轮，此轴段长度应略小于带轮宽度，故取该处轴径为60mm。 3） 装两轴承和两轴承盖处的直径和长度左右轴承处：22mm,，因轴承受径向力和轴向力，故选用深沟球轴承，为便于轴承拆装，轴承内径应稍大于油封处轴径，并且要符合滚动轴承的内径标准，参照课程设计书附录十，表10.1，取该处轴径为22mm,初定轴承型号为6005，左右两个相同。轴承长度：12mm，参照课程设计书附录十，表10.1， 6005型轴承宽度为12mm，故该段长为12mm。4） 装齿轮处的直径和长度 齿轮处直径：30mm，为便于轴承拆装，轴肩高度不宜过高，参照课程设计书附录十，表10.1，按6005型轴承安装尺寸，取该处轴径为30mm。 齿轮处长度：81mm，齿轮宽度为50mm,两段齿轮轴长均为13mm,故该段总长为13+13+55=81mm。5） 齿轮与箱体的距离距离：45mm，为便于轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为30mm，端盖宽度为15mm，故该轴段总长为30+15=45mm6） 轴的总长度 高速轴总长L=60+45+12+12+13+13+55=210mm7）轴的受力如图所示：F为圆周力，F为径向力，T为转矩，弯矩。（2）低速轴的概略设计1 ）材料、热处理选用45钢，正火处理2)按钮转计算最小直径由p228表7.2查得，查p265表14.1，c =107118，由由式14.2得dC = （107118）mm=27.8230.68mm 查机械设计手册选区弹性联轴器中的UL型胎式联轴器UL5，取d=35mm。轴孔长度为60mm2）初定各轴段直径联轴器处：35mm，传递转矩计算的基本直径，查机械设计手册联轴器UL5，内径为35mm。油封处：38mm，轴向固定而设以轴肩，=（0.070.1）35=2.5mm，,取=3，满足油封标 准。左右轴承处：40mm，承受径向力、轴向力，为便于拆装，轴径应稍大于油封处，且符合轴承的标准，初定轴承型号为6008，故取该轴段直径为40mm。退刀槽处：38mm。齿轮处：46mm，满足齿轮标准。轴肩处：53mm。3）确定各轴段的长度联轴器处：58mm，由UL5型联轴器的轴孔长度而定。油封处：45mm，为便于轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与联轴器的左端面间的距离为30mm，端盖宽度为15mm，故该轴段总长为30+15=45mm。右轴承处：30mm。退刀槽：2mm。齿轮左轴肩处：13mm齿轮处：48mm，该处轴长应略小于齿轮宽，齿轮宽为50mm,故取50-2=48mm。左轴承处：15mm低速轴总长L=58+45+30+2+13+48+15=209mm. 传动零件的周向固定5、其它尺寸为加工方便，并参照6008型轴承的安装尺寸，轴上过度圆角半径全部取r=1mm，轴端倒角为245。5、轴的受力分析(1)轴传递的转矩T=172.437，d=300mm.求轴上作用力齿轮上的圆周力7、低速轴的强度校核计算（1）求出齿轮的受理Ft、Fr、Fa 齿轮上的圆周力齿轮上的径向力齿轮上的轴向力（2）作垂直面受力图及弯矩图 =由机械设计手册查得，对于45钢， ，按课本p236公式（7.3），故该轴的强度足够。做出低速轴的空间受力简六、键联接设计1、高速轴与大带轮联接采用平键联接传动零件的周向固定带轮处采用A型普通平键：键646（GB1096-1990）此段轴径d1=18mm,L1=70mm，连接传递的转矩T=29931.9Nmm，查机械设计手册中的普通平键的标准，取标准键长L=46mm,为设计键长，同时由机械设计手册查得，当轴径为d=1722mm时，键的截面尺寸：宽b=6mm，高h=6mm。验算强度：键接触长度=L-b=46-6=40mm，查机械设计手册的材料许用应力得，铸钢带轮的许用挤压应力100Mpa，由：键的挤压强度足够核算键连接的抗剪强度，其中许用剪切应力键的抗剪强度满足要求故选用键646 GB/T1096-1990。2、低速轴与大齿轮联接采用平键联接此段轴径d1=46mm,L2=48mm，连接传递的转矩T=172.43710，查机械设计手册中的普通平键的标准，取标准键长L=36mm，当轴径为d=4450mm时，键的截面尺寸：宽b=12mm，高h=8mm。验算强度：键接触长度=L-b=36-12=24mm，查机械设计手册的材料许用应力得，铸钢带轮的许用挤压应力100Mpa，由：键的挤压强度足够由： ，键的抗剪强度满足要求故选用键1236 GB/T1096-1990。3、低速轴与联轴器联接用平键联接此段轴径d1=30mm,L3=60mm，连接传递的转矩T=172.43710，查机械设计手册中的普通平键的标准，取标准键长L=50mm,当轴径为d=2230mm时，键的截面尺寸：宽b=8mm，高h=7mm。验算强度：键接触长度=L-b=50-8=42mm，查机械设计手册的材料许用应力得，铸钢带轮的许用挤压应力100Mpa，由，键的挤压强度足够由：，键的抗剪强度满足要求故选用键850 GB/T1096-1990。七、滚动轴承的设计根据条件，轴承预计寿命L=2836510=58400h1、高速轴的轴承设计径向动载荷P= 1255.238N,选用6008型滚动轴承，10.0KN,，由课本P296公式可知 预期寿命足够，故此轴承合格。2、低速轴的轴承设计径向动载荷P=1255N,n=118r/min，选用6008型滚动轴承，16.2KN,，由课本P318公式可知 预期寿命足够，故此轴承合格。八、减速器箱体、箱盖及附件的设计计算（1）减速器附件的选择通气器由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M121.25油面指示器选用游标尺M12起吊装置采用箱盖吊耳、箱座吊耳.放油螺塞选用外六角油塞及垫片M181.5根据机械设计基础课程设计表5.3选择适当型号：起盖螺钉型号：GB/T5780 M1830,材料Q235高速轴轴承盖上的螺钉：GB578386 M8X2,材料Q235低速轴轴承盖上的螺钉：GB578386 M128,材料Q2353、箱体的主要尺寸： (1)箱座壁厚=0.025a+1=0.025122.5+1= 4.0625 取=8 (2)箱盖壁厚1=0.02a+1=0.02122.5+1= 3.45取1=8 (3)箱盖凸缘厚度b1=1.5z1=1.58=12 (4)箱座凸缘厚度b=1.5z=1.58=12 (5)箱座底凸缘厚度b2=2.5z=2.58=20 (6)地脚螺钉直径df =0.036a+12=14 (7)地脚螺钉数目n=4 (因为a250) (8)轴承旁连接螺栓直径d1= 0.75df =0.7518= 12 (9)盖与座连接螺栓直径 d2=(0.5-0.6)df =0.55 18=8 (10)连接螺栓d2的间距L=150-200取150 (11)轴承端盖螺钉直d3=(0.4-0.5)df=0.418=7.2(取8) (12)检查孔盖螺钉d4=(0.3-0.4)df=0.318=5.4 (取6) (13)定位销直径d=(0.7-0.8)d2=6 (14)df.d1.d2至外箱壁距离C1 (15) D2为d1.d2至外箱壁距离.(16)凸台高度：根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准。(17)外箱壁至轴承座端面的距离C1C2（510）取35mm(18)齿轮顶圆与内箱壁间的距离：9.6 mm 取10mm (19)齿轮端面与内箱壁间的距离：10mm (20)箱盖，箱座肋厚：m1=8 mm,m2=8 mm (21)轴承端盖外径D（555）d3 D轴承外径(22)轴承旁连接螺栓距离：尽可能靠近，以Md1和Md3 互不干涉为准，一般取SD2.八、润滑与密封1、.齿轮的润滑采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度12m/s，当m20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为40mm。2、滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。3、.润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备润滑剂查课程设计指导书P131用工业闭式齿轮油（GB 5903-1995）L-CKB 4、.密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。，密封圈查课程设计指导书P131取毯圈油封d1=40mm d2=25mm十、参考资料1、陈立德.2008.机械设计基础.高等教育出版社2、陈立德.2008.机械设计基础课程设计指导书.高等教育出版社3、孔凌嘉