用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器传动装置设计说明书机械设计课程设计.doc

带式运输机传动装置设计说明书用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器传动装置设计说明书机械设计课程设计 目 录设计任务1一 传动方案1二 电动机选择2三 各轴运动、动力参数计算3四 V带传动设计4五 齿轮传动设计6六 轴及轴相关的设计9七 其它部分设计12八 小结1434- -一级齿轮减速器设计说明书课程设计任务：设计带式运输机传动装置原始数据：运输带牵引力F(KN)1.2运输带速度V/(m/s)1.7卷筒直径D/mm270工作条件：两班制工作，空载启动，单向连续运转，载荷平稳。运输带速度允许速度误差为5%。工作期限为十年，每年工作300天；检修期间隔为三年。一、 传动方案（V带一级齿轮减速器）1） 外传动为V带传动。2） 减速器为一级圆柱齿轮减速器。3） 传动简图如图二、电动机选择。计算步骤设计计算与内容设计结果1、选择电动机的类型。2、电动机输出功率按照工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇式笼型三相异步电动机。(1)滚筒的功率:P筒=FwVw =12001.7=2.04kw电动机输出功率：根据简图，查手册得：V带传动效率 P=Pw/又因为=带齿联轴器滚动轴承2滚筒=0.960.970.990.9820.96=0.867P0=Pw/ =2.04/0.867=2.33kw(2)滚筒转速：n筒=60Vw1000/D =601.71000/(3.14250)=129.94r/min确定总传动比的范围电动机的转速n；按表推荐的各种传动比范围取V带传动比i1=（2-4），单级圆柱齿轮传动比i2=（3-5）,总的传动比范围为： i=i1i2= (24) (35)=620 n=(620) 129.94 =779.642598.8r/min在该范围内电动机的转速有：1000r/min、1500r/min。取电动机同步转速为1500r/min，因此选择电动机行型号为：Y100L2-4同步转速1500r/min 转速1430r/min 满载转速：1430r/min，额定功率3kw。型号额定功率(Kw)满载转速(r/min)同步转速(r/min)Y100L2-4314301500P筒=2.04KWP0=2.33kwn=129.94r/min同步转速为1500r/min额定功率为3kw1、计算总传动比2、各级传动比分配 i=nm/nw=1430/129.94=11.01（1） 据指导书P14表3-2，取齿轮i齿轮=4（单级减速器i=35合理）（2） i总=i齿轮I带i带=i总/i齿轮=11.01/4=2.75 i齿轮=4i带=2.75三、各轴运动参数和动力参数的计算计算步骤设计计算与内容设计结果1、0轴（电动机轴）2、轴（高速轴）3、轴（低速轴）4、轴（滚筒轴）5、整理表格P0=2.33kw n0=1430r/minT0=9550P0/n0=95502.33/1430=15.56N.mP1=P0带 =2.330.96=2.24 kwn1=n0/i带=1430/2.75=520r/minT1=9550P1/n1=95502.24/520=41.14N.mP2=P1齿轮轴承 =2.240.980.97=2.13kwn2=n1/i齿轮=520/4=130r/minT2=9550P2/n2=95502.13/130=156.47N.mPw=P2联轴器轴承=2.130.990.98=2.07kwnw=n2=13Or/min Tw=9550Pw/nw=95502.04/130=149.86 N.m参 数轴 号0轴1轴2轴3轴功P(KW)2.332.242.132.07转速n(r/min)143052O130130转矩T（N.m）15.5641.14156.47149.86传动比i2.7541效率0.960.970.99P0=2.33kwn0=1430r/minT0=15.56N.mP1=2.24 kwn1=520r/minT1=41.14N.mP2=2.13 kwn2=130r/minT2=156.47N.mPw=2.07kwnw=130r/minTw=149.86N.m四、V带传动设计 计算步骤设计计算与内容设计结果1、确定设计功率PC2、 选择普通V带型号3、确定带轮基准直径dd1、dd2。4、 验证带速V5、确定带的基准长度Ld和实际中心距a。6、验算小带轮包角7、确定V带根数Z8、计算轴上压力由机械设计得KA=1.1Pca=KAP0=1.12.33=2.56kw根据Pca=2.56kw,n0=1430r/min。由机械设计P157图8.11选A型V带。由机械设计P157表8.8取dd1=90mm，dd2=i带dd1 =248mm按表8.8取标准直径dd2=250mm，则实际传动比i、从动轮的实际转速分别为： i= dd2/ dd1=250/90=2.78 n1=n0/i=1430/2.78=514.39r/min从动轮的转速误差为（514.39-520）/520=1.O8%在5%以内，为允许值。V=dd1n0/601000=(901430)/（601000）m/s=6.74m/s由机械设计P155，带速在525m/s范围内。由公式得0.7（dd1+ dd2）a0 2（dd1+ dd2）0.7（90+250）a02(90+250)238a0680取a0=460由公式得L0=2a0+( dd1+ dd2) /2+( dd2- dd1)2/4a0=2460+（90+250）/2+（250-90）2/（4460）=1499.11mm由机械设计P146表8.2选取基准长度Ld=1400mm由式得实际中心距a为 aa0+（Ld-L0）/2=460+(1400-1499.11)/2 =410.45mm410mm中心距a的变动范围为amin=a-0.015Ld =410-0.0151400 =389mmamax=a+0.03Ld=275+0.031000=452mm1=1800-(dd2-dd1)/a57.30 =1800-(224-80)/ 38057.30=1580 =1581200（适用）由公式得 ZPc/(P0+P0)KaKL根据dd1=80mm，n1=1430r/min，查表得，用内插法得 P0 =1.07kw根据传动比i=2.78，由机械设计P153查表8.4b得P0=0.17kw由机械设计P146由表8-2查得带长度修正系数KL=0.96，由机械设计P155由表8-5查得包角系数K=0.95Pr=(P0+P0)KKL=(1.07+0.17)0.950.96=1.13kwZ= Pca/Pr=2.56/1.13=2.27选用3根A型中心距a=410mm，带轮直径dd1=90，dd2=250mm。 由机械设计P149由表8-3查得q=0.10 kg/m，单根V带的初拉力：F0=500Pca（2.5-K）/ KZV+qV2=5002.56（2.5-0.95）/0.9536.74+0.106.742 =107.83 N则作用在轴承的压力FQ，由机械设计P159式（8-28）FQ=2ZF0sin1/2=23107.83sin(158/2)=635.09NKA=1.1Pca=2.56kwdd1=90mmdd2=250mmi=2.78n1=514.39r/minV=6.74m/sa0=460L0=1499.11dmma410mmamin =361mmamax =418mmP0=1.07kwZ=3五、齿轮传动设计设计一单级斜齿圆柱齿轮减速器中齿轮传动，已知：传递功率P1=2.24kw，小齿轮转速n1=520r/min，大齿轮转速n2=130r/min，传递比i=4，单向运转，载荷变化不大，使用期限十年，两班工作。 设计步骤计算方法和内容设计结果1、选择齿轮类型、材料、精度等级、齿数2、按齿轮面接触疲劳强度设计3、校核齿根弯曲疲劳强度4、几何尺寸计算5、结构设计及绘制齿轮零件图根据机械设计（第八版）P191表10-1小齿轮选用40Cr，调质，齿面硬度为241286HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度217255HBS。运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。确定有关参数如下：传动比i齿=4 取小齿轮齿数Z1=22。则大齿轮齿数：Z2=iZ1=422=88 实际传动比I0=88/22=4传动比误差：i-i0/I=4-4/4=0%5% 可用齿数比：u=i0=4初选螺旋角（1） 确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数Kt=1.62） 计算小齿轮的转矩T1=95.5105P1/n1 =41138.46N.mm3) 根据机械设计P205表10-7，选齿宽系数d=14）由机械设计P209图10-21d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5）由机械设计P201表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa1/26)由机械设计P217图10-30选取区域系数7) 由机械设计P215图10-26查得8)计算应力循环次数 N1=60n1jLh =605201(2830010)=1.50109 N2=1.50109/4=0.3751099) 由机械设计P206图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.93 KHN2=0.9410) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，得11)许用接触应力 MPa（2）计算1） 试算小齿轮分度圆直径,由计算公式代入数据得 2）3） 计算圆周速度vm/s4） 确定齿宽5） 计算齿宽与齿高之比 模数 齿高 mm =10.16计算纵向重合度 6） 计算载荷系数根据v=1.15m/s，7级精度，由机械设计P194图10-8查得动载系数Kv=1.15由机械设计P195表10-3由机械设计P193表10-2查得使用系数KA=1.0由机械设计P196表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承对称分布时，。由=10.16，查图10-13得；故载荷系数 7） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，得8） 计算模数m由式(10-5)得弯曲强度设计公式为 (1)确定公式内容的各计算值1)由图10-20c查得小齿轮的弯曲强度疲劳极限；大齿轮的弯曲强度极限；2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数， ；3)计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得 4)计算载荷系数K 根据纵向重合度=2.006,从图10-28查得螺旋角影响系数计算当量齿数 5)查取齿形系数由表10-5查得 ；6)查取应力校正系数由表10-5查得；7)计算大、小齿轮的并加以比较 大齿轮的数值大。（2） 设计计算 对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数mn的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面的接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.36并就近圆整为标准值m=2，按接触强度算得的分度圆直径d1=44.10mm，算出小齿轮齿数 大齿轮齿数 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。（1）计算中心距 (2)按圆整后的中心距修正螺旋角 （3）计算分度圆直径 （3） 计算齿轮宽度 圆整后取B2=45mm,B1=50mm 见图Z1=22Z2=88u=4Kt=1.6T1=41138.46N.mmd=1Hm1=600MPaHlim2=550MpaZE=189.8Mpa1/2.50109N2=0.333109KHN1=0.93KHN2=0.94=558 Mpa=517 Mpad1t42.25mm1.15m/s42.25mnt=1.85mmh=4.16mmKA=1.0d1=44.10mmm=1.93mm=307.14Mpa=238.86MpaK=1.77Zv1=21.11Zv2=87.11Z1=22Z2=88a=114.43d1=45.60mmd2=182.40mmb=45.60mmB2=45mmB1=50mm六、轴及轴相关的设计六、轴及轴相关的设计设计步骤计算方法和内容设计结果1、输入轴设计5、轴承的选择2、输出轴设计（参数如表A-5）项目P1(KW)N2(r/min)参数 212461541、求输入轴上的功率、转速和转矩2、求作用在齿轮上的力已知高速级小圆柱齿轮的分度圆半径为Ft=NFr=圆周力Ft，径向力Fr，轴向力的方向如下图3、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P370表15-3，取 于是得 mm输入轴的最小直径显然是安装滚动轴承的直径4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见下图图五）（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥子球轴承，参照工作要求并根据 ，由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-1中初步选取0基本游隙组，标准精度级的深沟球轴承30304，其尺寸为 ， 。 这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-7查得30306型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm ，因此取直径 27mm。2) 取安装齿轮的轴段直径25mm ，斜齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮毂的宽度为55mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取51mm。齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高度故取h =3mm,则轴环处的直径31mm。轴环,取6mm3) 轴承端盖的总宽度为20mm。4)取箱体内壁距离16mm，考虑到箱体的铸造误差，确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁距离S=8mm，已知滚动轴承宽度T=16.25mm至此已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）、轴上零件的周向定位高速轴斜齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计P106表6-1查得平键截面8mm7 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为22mm，同时为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合为 ；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。(4)、确定轴上圆角和倒角的尺寸机械设计P365表15-2查得，取轴倒角，各处轴肩的圆角半径见图纸。5、 求轴上的载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩扭矩T 6、按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为对称循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计P362表15-1查得，故安全。7、精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面5左右侧受应力最大（2）截面5左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面5右侧弯矩M为截面5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P362表15-1查得。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P40附表3-2查取。因， ，经插值后查得又由机械设计P41附图3-2可得轴的材料敏感系数为故有效应力集中系数为由机械设计P42附图3-2的尺寸系数，扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由机械设计P44附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为由碳钢特性系数得计算安全系数值故可知安全。（3）截面5右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面5右侧弯矩M为截面5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，由机械设计P43附表3-8用插值法求出，并取，于是得轴按磨削加工，由机械设计P44附图3-4得表面质量系数为故得综合系数为计算安全系数值故可知安全。（参数如表A-5）项目P2(KW)N2(r/min)参数 2131301、求输出轴上的功率、转速和转矩2、求作用在齿轮上的力已知低速级小圆柱齿轮的分度圆半径为Ft=Fr=圆周力Ft，径向力Fr，轴向力的方向如下图3、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45Cr（调质），根据机械设计P370表15-3，取 于是得 mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器的直径。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P351表14-1，由于转矩变化很小，故取，则查机械设计（机械设计基础）课程设计P173表17-4，选LT6型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为250000，半联轴器的孔径d1=32mm，故取d1-2=32mm，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为L=60mm。4、轴的结构设计（1） 拟定轴上零件的装配方案（见图三）（2） 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，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径d2-3=37mm。左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径的D=40mm。半联轴器与轴配合的殼孔长度L1=60mm，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1-2段的长度应比L1略短一些，现取L1-2=58mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥子球轴承，参照工作要求并根据的d2-3=37mm，由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-1中初步选取0基本游隙组，标准精度级的深沟球轴承30308，其尺寸为 ,故点d 40;L这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-7查得30308型轴承的定位轴肩高度h=4mm ，因此取直径 d48mm。3) 取安装齿轮的轴段直径d45mm ，斜齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮毂的宽度为50mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取L=46mm。齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高度故取h =5mm,则轴环处的直径d=55mm。轴环,取L=84) 轴承端盖的总宽度为20mm。5)取箱体内壁距离a=16mm，考虑到箱体的铸造误差，确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁距离S=8mm，已知滚动轴承宽度T=25.25mm至此已初步确定了轴的各段直径和长度。LT+s+a+(50-46)=53.25L16（3）、轴上零件的周向定位低速轴斜齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计P106表6-1查得平键截面14mm9 mm，键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，同时为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合为 ；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。同样，半联轴器与轴的连接，选用平键，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。(4)、确定轴上圆角和倒角的尺寸机械设计P365表15-2查得，取轴倒角，各处轴肩的圆角半径见图纸。5求轴上的载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩扭矩T 安装联轴器的直径 ，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P351表14-1，由于转矩变化很小，故取 ，则: 查机械设计（机械设计基础）课程设计P175表17-5，选LT4型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为63000 ，半联轴器的孔径20mm ，故取 ，半联轴器长度 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度为38mm。4、联轴器选择载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑拆装方便及经济问题，选择弹性柱销联轴器。K=1.3Tc=9550KP/3.14n=725.478N.m查表选择LX3型Y型，公称转矩1250 N.m由表知d=40、42、45、48mm，及低速轴最小直径取d=45mm，轴孔长度112mm。5、轴承的选择当量动载荷：Fr=1381.81N查表选择轴承为：1）低速从动轴L=10X365X8=29200h取ft=1 e=3Cr从=6484.96N选择深沟球轴承6011型一对(原轴承代号111)dD轴承宽度B安装damin安装Damax55mm90mm18mm62mm83mm2）低速从动轴L=10X365X8=29200h取ft=1 e=3Cr从=10352N选择深沟球轴承6308型一对（原轴承代号308）dD轴承宽度B安装damin安装Damax40mm90mm23mm49mm81mm5、键选择与相关数据选择B型键，全委正常连接（1）从动轴与齿轮连接键b(h8)h(h11)L(h14)轴槽深t外槽深t11811707.04.4（2）联轴器键b(h8)h(h11)L(h14)轴槽深t外槽深t11491005.53.8（3）主动轴上皮带轮键b(h8)h(h11)L(h14)轴槽深t外槽深t1108285.03.3d1=48mmFt=1870NFr=705.37N=508.77Ndmin=18.62mm七、其它部分设计设计步骤设计计算与内容设计结果1、箱座箱盖2、轴承盖3、底座4、定位销5减速器的润滑、密封1、箱座箱盖：（1）箱座：箱座壁厚=10mm箱座凸缘厚度=9mm箱座底凸缘厚度=25mm地角螺钉直径=20mm，螺钉数=4个大齿轮顶圆与内箱壁距离=14mm齿轮与内箱壁距离=11mm箱座筋厚=9mm（2）箱盖：箱盖厚度=9mm箱盖凸缘厚=9mm窥视孔螺栓M5箱盖筋厚=9mm（3）其它箱盖与箱座连接螺栓M10X80（6个），M10X25螺栓（4个）定位销孔直径=5mm（四个）2、轴