机械专业课程设计“带式输送机”一级齿轮减速箱(详细).docx

机械设计课程设计计算说明书目录第一部分：一、拟定传动方案3二、电机的选择3三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比3四、确定传动装置的运动和动力设计4第二部分：一、带传动的设计4二、齿轮的设计5三、输入轴与输出轴的设计计算及其校核8第三部分：一、键联接的选择及校核10二、滚动轴承的选择及校核10三、联轴器的选择及校核11第四部分：一、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择11二、减速箱的结构设计11总结13参考资料13第一部分：传动装置的总体设计一、 传动方案1、 设计要求：滚筒直径D=350mm，牵引力F=23KN，线速度v=2m/s，载荷平稳，使用年限10年，两班制工作，运输带速度允许误差为5%。2、 连接方式：电动机由带传动与减速器相连，减速器由联轴器与滚筒相连。3、 减速器采用一级圆柱齿轮减速器二、 电动机的选择1、 选择电动机的类型与结构：选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y型。2、 选择电动机的容量由Pw=Fv可知，工作机所需工作功率:Pw=46kw由电动机至运输带的传动总效率:a=123345，式中：1、2、3、4、5分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器和滚筒的传动效率。取1=0.96、2=0.99、3=0.97、4=0.99、5=0.96。则a=0.960.9930.970.990.960.86由Pd=Pwa可知，电动机所需的工作功率为: Pd=460.86kw=53.49kw3、 确定电动机转速滚筒轴的工作转速为：n=601000vD=6010002350r/min=109.13r/min取一级圆柱齿轮减速器的传动比范围为i1=35，V带的传动比范围为i2=24则总传动比理论范围为i=620。故电机转速可选范围的电机同步转速有：1000r/min，1500r/min，750r/min根据电机对应的工作效率及同步转速由机械零件手册查出对应的电机型号电动机型号额定功率/kw同步转速r/min满载转速r/min堵载转矩（额定转矩）最大转矩（额定转矩）质量/N参考价格/元Y-250M-455150014802.02.2470230Y-280M-65510009801.82.0730350Y-315S-8557507401.62.01180500综上考虑电机的各项参数及其对应价格，宜选用型号：Y-280M-6其优点：具有高效，节能，启动转矩大，噪声低，可靠性高，使用维护方便等性能三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比由选定的电机满载转速nm和输送机主动轴转速n1、可得传动装置总传动比为:i=nmn =980109.13 =8.982、分配各级传动装置的传动比带传动的传动比过大，则小带轮的包角将减小，则带传动的承载能力降低。因此，带传动的传动不宜过大，初取i1=2.8（实际的传动比要在设计V带传动时，由所选大、小带轮的标准直径之比计算），则减速器传动比为：i2=ii1=3.21四、确定传动装置的运动和动力设计1、计算各轴的转数电机轴：n1=nm=980r/min输入轴：n2=n1i1=9802.8=350r/min输出轴：n3=n2i2=3503.21=109.03r/min滚筒：n4=n3=109.03r/min误差计算：由上可知：滚筒轴的工作转速算得109.13r/min 109.13-109.03109.13100%0.0916%5%输出轴设计的输出转速为109.13r/min与所要求转速109.13r/min不符，但其误差在5%以内，故满足工程要求。2、计算各轴的功率电机轴：P1=Pm=53.49kw输入轴：P2=P11=51.35kw输出轴：P3=P223=49.31kw滚筒：P4=P324=48.33kw3、计算各轴的输出转矩电机轴：T1=955053.49980 Nm=521.25Nm输入轴：T2= T1i11=521.252.80.96Nm=1401.13Nm输出轴：T3= T2i223=1401.133.210.990.97Nm=4319.08Nm滚筒：T4= T324=4319.080.992Nm=4233.13Nm运动和动力参数计算结果整理于下表电机轴输入轴输出轴滚筒功率/Kw53.4951.3549.3148.33转矩/N.m521.251401.134319.084233.13转速/r/min980350109.03109.03传动比i2.83.211效率0.960.96030.9801第二部分：传动零件的设计计算及其校核一、 V型带的设计(参考机械设计书本P163)由第一部分可知电机的功率Pm=55kw，转速n1=980r/min，传动比i=2.8，每天工作8小时1、确定计算功率Pca由机械设计表8-8查得工作情况系数KA=1.1，故Pca=KAP=1.155kw=60.5kw2、选择V带的带型根据Pca、n1，由图8-11选用D型3、确定带轮的基准直径dd1，并验算带速v1)初选小带轮的基准直径dd1。由表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径dd1=355mm2)验算带速v，按式（8-13）验算带的速度V=dd1 n160000=18.22m/s因为5m/sv30m/s，故带速合适。3)计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a），计算大带轮的基准直径dd2=i dd1=2.8355mm=994mm 由表8-9可知 标准值dd2=1000mm4、 确定V带的中心距a和基准长度Ld1） 根据式（8-20），初定中心距aa0=1950mm（948.5mm a01206、 计算带的根数Z1） 计算单根V带的额定功率P由dd1=355mm和n1=980r/min，查得表8-4，Po=16.15kw根据n1=980r/min，i=2.8和D型带，查表8-5得P0=2.97kw查表8-6得K=0.95，查表8-2得KL=0.99，于是Pr=（Po+P0）KKL=17.98kw2)计算V带的根数Z Z=PcaPr =3.36，取4根7、 计算单根V带的初拉力F0由表8-3得D型带的单位长度质量q=0.630kg/m，所以F0=500（2.5-K）K ZVPca+qv2=886.35N8、 计算压轴力FpFp=2zF0sin12 = 24886.35sin 1612 N=6994N9、 带轮的结构设计由于小带轮的基准直径dd1=355mm300mm，故小带轮应采用轮辐结构形式。大带轮的基准直径dd2=1000mm300mm，故采用轮辐式。且带轮的材料宜采用铸铁。（可选用HT150或者HT200）10、主要设计理论选用D型普通V带4根，带的基准长度为6100mm。带轮基准直径dd1=355mm、dd2=1000mm，中心距控制在a=1849.52124mm。单根带的初拉力F0=886.35N二、 齿轮的设计1、选定齿轮的类型，精度等级，制造材料及齿数(1) 按传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为20。（2）减速器运输机为一般工作机器，工作速度不会太高，故选用7级精度。（3）材料选择，由表10-1，选择小齿轮材料为40Cr（调质处理），小齿轮齿面硬度280HBS，大齿轮材料45钢（调质处理）齿面硬度为240HBS.（4）选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=uZ1=3.224=76.8，取Z2=772、按齿面接触疲劳强度进行设计（1）由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即:d1t 32KHtTt(U+1)dU(ZHZEZH)21）确定公式中的各参数值 试选载荷系数KHT=1.3 计算小齿轮传递的转矩：Tt=9.55106Pn1 =9.5510652350Nmm=1.419106 Nmm 由表10-7选取齿宽系数d=1.0 由图10-20查得区域系数ZH=2.5 由表10-5查得材料的弹性影响系数：ZE=189.8MPa12 由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数：Z =4-a3 =0.873 计算接触疲劳许用应力由图10-25d查得小齿轮与大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600MPa Hlim2=550MPa由式（10-15）计算应力循环次数：N1=60n1jLh=603501（2830010）=1.008109N2=N1 =0.3142109由图10-23查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.90 KHN2=0.95。取失效概率为1%，安全系数为S=1由式（10-14）得1=0.90600=540MPa 1=0.95550=523MPa取1和2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即=2=523MPa2）试算小齿轮的分度圆直径d1t 32KHtTt(U+1)dU(ZHZEZH)2 =144.80mm（2）调整小齿轮分度圆直径 1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v：v=d1t n160000=144.8035060000m/s=2.65m/s齿宽b：b=dd1t=144.80mm2）计算实际载荷系数KH由表10-2查得使用系数KA=1.00根据v=2.65m/s，七级精度，由图可以查得动载系数Kv=1.05齿轮的圆周力：Ft=2T1d1 =1.960104N KA Ft1b=11.960104144.80Nmm=135.35Nmm100Nmm 查表10-3得齿间载荷分配系数：KFa=1.0 由表10-4用插值法得：KHB=1.426，结合bh=10.67， 查图10-3得KFB=1.35则载荷系数为：KF=KAKVKFKFB=11.0011.35=1.353）由（式10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数：m=mt3KFKFt=4.22对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，取弯曲疲劳强度所算得模数4.22，就近取标准值m=4，按接触疲劳强度算得分度圆直径d1=161.69mm，则小齿轮齿数:z1=d1m1=161.694=41.03,取Z1=41。则大齿轮齿数：z2=uz1=3.241=131.2，取Z2=131综上所述，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。4、几何尺寸计算(1) 计算分度圆直径：d1=mz1=441=164mm ,d2=mz2=4131=524mm(2) 计算中心距：a=d1+d22=344mm(3) 计算齿轮宽度：b=dd1=164mm考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略微加宽（510）mm，即b1=b+510mm=169174mm，取b1=172mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b2=164mm5、主要设计结论齿数z1=41，z2=131；模数m=4，压力角=20；中心距a=344mm，齿宽b2=164mm b1=172mm。6、齿轮的结构设计由于小齿轮的齿顶圆直径da160mm所以小齿轮应做成实心式齿轮，而大齿轮的齿顶圆直径400mmda1000mm 所以大齿轮应做成轮辐式齿轮（具体情况见零件图）7、齿轮传动的基本参数名称符号小齿轮/mm大齿轮/mm分度圆直径d164524齿顶圆直径da172532齿根圆直径df154514齿顶高ha4齿根高hf5齿高h9齿距P12.6齿厚S6.3齿槽宽e6.3标准中心距a344传动比i3.2三、输入轴、输出轴的设计计算及校核1、输入轴的设计(1) 确定轴上零件的定位和固定方式(2) 确定扭转强度估算轴的直径选取轴的材料为45钢，调质处理，硬度为：217255HBS。转速为n3=350据表15-3，取A0=112，则由公式：dmin=A0351.35350mm=59.07mm所求直径为齿轮轴上的最小轴段直径，由于带轮与该轴段通过键联接，则轴径应该增加5%，取:d1=59.071.05mm=62.02mm，取标准值d1=63mm。由机械零件手册，表5-18，查得l1=140mm(3) 确定轴各段直径和长度、右起第一段：d1=63mm l1=140mm c1=2mm、右起第二段：由表15-2查得c=2mm，d2=d1+2（23）R=63+2（23）2=（7175）mm由上取d2=73mm，根据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、右起第三段：该段装有滚动轴承，取h=1.5mm，则d3=d2+2h=（72+21.5）mm=75mm由机械零件手册选得深沟球轴承6215 GB/T 276-1994(轴承有径向力，而轴向力为0)其尺寸为dDB=7513025，故d3=75mm，l3=25mm。、右起第四段：为滚动轴承的定位轴肩，其直径d4=da=84mm，长度取l5=15mm。、右起第五段：该段为齿轮轴段，齿轮的宽度为172mm。则此段的直径为d5=94mm，l5=172mm。、右起第六段：为齿轮的定位轴肩，其直径d6=108mm，l6=15mm、右起第七段：该段为滚动轴承安装处，取轴径d7=75mm，l7=25mm(4) 求齿轮上的作用力的大小、方向、小齿轮分度圆直径:d1=164mm、作用在齿轮上的转矩：T1=1.419106Nmm、求圆周力：Ft=2T1d1=21.419106164N=17304.88N、求径向力：Fr=Fttan=17304。88tan20N=6298.46N(5) 轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型水平面的支反力：RA=RB=Ft2=8652.44N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承，则FA=0，那么RA，=RB，=Fr113.5227=3149.23N(6) 画弯矩图：右起第四段剖面C处的弯矩水平面的弯矩：MC=RA113.5Nmm=9820002Nmm垂直面的弯矩：Mc1，=MC2，=RA，113.5Nmm=357437.61Nmm合成弯矩：Mc1=Mc2=Mc2+Mc12=1.045106Nmm(7) 转矩T:T=Ftd12=1.419106Nmm(8) 画当量转矩图因为齿轮轴是单向回转，转矩为脉动循环，a=0.6可得右起第四段剖面C处的当量转矩：MC2=MC22+(T)2=1.348106Nmm(9) 右起第四段剖面C处当量转矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面，已知MC2=1.348106Nmm由表15-1，取得轴的许用弯曲应力-1=60MPa对危险截面进行强度校核：CE=MC20.1d43=23.941MPa-1所以确定的尺寸是安全的，可知输入轴的强度足够，满足设计要求。2、输出轴的设计（1）确定轴上零件的定位与固定方式（2）按扭转强度估算轴的最小直径选用45钢（调质处理），硬度范围：217255HBS轴的输入功率为P3=49.31kw，转速为n3=109r/min查表15-3，取A0=115，则由公式：dmin=A0349.31350109mm=77.35mm由于最小轴径处装联轴器，所以有一个键槽，直径应增大5%，即d=1.0577.35mm=81.22mm取标准值dmin=85mm（3）轴端联轴器的选型联轴器的计算转矩Tca=KAT，查表14-1，选KA=1.3故Tca=1.34.31908106Nmm=5.6148106Nmm选用弹性主销联轴器型号：HL7 JB85132（GB/T 5014-1985），公称转矩Tn/（Nm）：6300许用转速（钢）（r/min）：2240，轴孔直径：85mm，轴孔长度132mm3、初定各轴段直径 从联轴器右起第一段：d1=85mm l1=130mm 右起第二段：由表15-2，取R=2，则d2=d1+2（23）R=80+2（23）2=（8892）mm。取d2=90mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与半联轴器左端面的距离为30mm。 右起第三段：取h=1.5mm，则d3=d2+2h=（90+21.5）mm=93mm 由机械零件手册选用6219型深沟球轴承，其尺寸为dDB=9517032，那么该段的直径为95mm，取套筒的长度为19mm，则l3=32+19+2=53mm 右起第四段：该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径应增大5%，大齿轮的分度圆直径为320mm，则第四段直径取112mm，齿宽:164mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度l4=162mm 右起第五段：考虑齿轮的轴向定位，由表15-2，取R=2.5，则d5=d4+2（23）R=（122127）mm。取d5=124mm 由b1.4h知轴环宽度b8.75，则l5=19mm 右起第六段：该段为滚动轴承安装处，取轴径为d6=95mm，长度l6=32mm5、按弯扭复合强度进行计算（1）求齿轮上作用力的大小、方向 大齿轮分度圆直径：d=524mm 作用在齿轮上的转矩：T2=4.418106Nmm 求圆周力：Ft=2T2d1=24.418106524N=16863N 求径向力：Fr=Fttan=16863tan20N=6137N（2）轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面支反力：RA=RB=Ft2=8431.5N垂直面支反力：由于选用深沟球轴承，则FA=0，那么RA，=RB，=Fr117234=3068.5N（3）画弯矩图：右起第四段剖面C处的弯矩水平面的弯矩：MC=RA117Nmm=986485.5Nmm垂直面的弯矩：Mc1，=MC2，=RA，81Nmm=359014.5Nmm合成弯矩：Mc1=Mc2=Mc2+Mc12=1.054106Nmm（4）转矩：T=Ftd12=4.418106Nmm（5）画当量转矩图因为是单向回转，转矩为脉动循环，a=0.6可得右起第四段剖面C处的当量转矩： MC2=MC22+(T)2=2.853106Nmm（6）判断危险截面并验算强度右边第四段剖面C处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。已知：MC2=2.877106Nmm由表15-1查得轴的许用弯曲应力-1=60MPa，则：CE=MC20.1d43=20.31MPa-1所以确定的尺寸是安全的。第三部分、键联接、滚动轴承、联轴器的选择及校核计算一、键联接的选择及校核1、大带轮处由带轮结构设计公式有：L=(1.52)d，（d为轴径）故L=（1.52）63=（94.5126）mm，取L=110mm(1)、参考轴的直径d=63mm，从表6-1查得键的截面尺寸为宽度b=18mm，高度h=11mm(2)、校核键联接的强度由表6-2查得许用挤压应力p=100120MPa，取平均值，p=110MPa。键的工作长度l=L-b=（100-18）mm=82mm，由式（6-1）可得：p=4000Thld=40001401118263MPa98.62MPap可见，键联接的挤压强度足够，键标记为GB/T 1096键18111002、小齿轮处轴径为94mm，轴长172mm。选用C型单圆头普通平键2514（GB/T 1096-2003）有效键长：l=L-b=（140-25）mm=115mm抗压强度计算：p=4000Thld=400043191411594MPa37.03MPap=120MPa3、输出轴处联轴器处轴径为85mm，轴长130mm。选用C型单圆头普通平键2816（GB/T 1096-2003）有效键长：l=L-b=（130-14）mm=111mm抗压强度计算：p=4000Thld=400043191685111MPa114.44MPap=120MPa可见，键联接的挤压强度足够。齿轮处轴径为112mm，轴长为162mm，选用A型普通平键3218（GB/T 1096-2003）键长：L=140mm，有效键长=（140-32）mm=108mm抗压强度计算：p=4000Thld=4000431918108112MPa79.32MPa48000h由此可知，所选轴承满足寿命要求，此轴承合格。2、输出轴的轴承设计计算(1)、初步计算当量动载荷P因该轴承在此工作条件下只受到Fr径向力作用，所以P=Fr=3068.5N(2)、求轴承应有的基本额定动载荷值C=P360nLh，106=27108.7N(3)、选择轴承的型号，查机械零件手册，选择6219轴承Cr=110.0kN由式（13-5）有：Lh=10660nCP=7044042h48000h由此可知，所选轴承满足寿命要求，此轴承合格。三、联轴器的选择与计算两轴间相对位移小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联轴器。1、载荷计算:由表14-1，可取KA=1.5计算转矩：Tca=1.54.319106Nmm=5.615106Nmm根据Tca，轴径d，转速n，查机械零件手册选用HL7弹性柱销联轴器。其公称转矩Tn=6300Nm许用转速（钢）n=2240r/min联轴器型号：HL7 JB85132（GB/T 5014-1985）第四部分：减速箱箱体的结构尺寸设计及润滑方式、润滑油牌号、密封装置的选择一、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择1、齿轮：传动件圆周速度小于12m/s，采用油池润滑，大齿轮浸入油池一定深度，齿轮运转时把润滑油带到啮合区，甩到箱壁上，借以散热，对于单机减速器浸油深度为一个齿全高，油量0.350.75L/kw，查机械零件手册表11-1选用工业式齿轮油L-CKC100(GB/T 5903-1995)2、滚动轴承:选用ZL-2号通用锂基润滑脂（GB/T 7324-1994）3、密封装置：轴承用轴承盖紧固，已知轴承用脂润滑，且轴圆周速度属于低速范畴，因此这里可以使用毡圈油封。毡圈油封结构简单，摩擦较大，易损耗，应注意及时更换。二、减速箱的结构设计1、减速箱各部位及附属零件名称和作用（1）窥视孔和窥视孔盖：在减速箱上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙（2）放油螺塞：减速箱底部设有放油孔，用于排除污油和使润滑油飞溅起来（3）油标尺：用来检查油面高度，以保证有正常的油量（4）通气器：减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内的温度升高，气压增大。导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气体自由逸出，达到机体内外气压相等（5）启盖螺钉：为便于取下机盖，在机盖凸缘上常装有一至两个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖（6）定位销：为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联接后，镗孔之前装上两个定位销，销孔位置尽量远些。如机体结构是对称的，销孔位置不应对称分布（7）调整垫片：用以调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用（8）环首螺钉、吊钩、吊环：在机盖上装有环首螺钉或者铸出吊环、吊钩，用以搬运或拆卸机盖（9）密封装置：在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内部。(密封件多为标准件)2、铸铁减速器机体结构尺寸表（齿轮中心距a=344mm，输入轴轴