机械设计基础课程设计-一级圆柱齿轮减速器设计

芜 湖 职 业 技 术 学 院Wuhu Institute of Technology课 程 设 计题 目 带式输送机传动装置一级圆柱齿轮减速器设计 姓 名 学 号 学 院 机械工程学院 年 制 3 专 业 机械设计与制造 班 级 14 机制 3 2015 年 11 月 日芜 湖 职 业 技 术 学 院课 程 设 计 任 务 书2015 2016 学年机械工程 学院 机械设计与制造 专业编号 批准日期学生 院 长1.设计题目：2.原始资料：课程设计任务书目录第 1 章 系统总体方案的设计1.1 机械系统运动方案的选择1.2 电动机的选择1.3 传动方案的设计和选择1.4 计算总传动比及分配各级传动比1.5 计算传动装置的运动和动力参数第 2 章 传动零件的设计计算2.1 带轮、齿轮等传动件的设计计算2.2 轴的结构设计及计算2.3 滚动轴承的选择及计算2.4 键联接的选择及校核计算2.5 联轴器的选择。第 3 章 减速器附件的选择3.1 检查孔和视孔盖3.2 放油螺塞3.3 油标3.4 通气器3.5 起吊装置3.6 起盖螺钉3.7 定位销3.8 润滑与密封3.8.1 齿轮润滑3.8.2 轴承的润滑与密封1挡油环2密封圈第 4 章 课程设计总结参考资料第 1 章 系统总体方案的设计1.1 机械系统运动方案的选择设计参数： 1.带式运输机传动示意图，如图 1 所示。2.已知条件1）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度 35；2）使用折旧期：8 年；3）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4）动力来源：电力，三相交流，电压 380/220V； 5）运输带速度允许误差：5%；6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。3.设计数据组别 运输带工作拉力F（ N） 2200运输带工作速度v（ m/s）1.1第 二 组滚筒直径 D（ mm） 2401.3 传动方案的设计和选择方案 a:带单级圆柱齿轮减速器1.2 电动机的选择 选择电动机类型选择电动机的类型主要根据工作机械的工作载荷特性，有无冲击，过载情况，调速范围，起动；制动的频繁程度以及电网供电情况等。由于直流电动机需要直流电源，结构复杂，价格较高。因此当交流电动机能满足工作机械要求是，一般不采用直流电动机。现场一般采用三相交流电源，如无特殊要求均用三相交流电动机。其中，三相交流电动机应用最多，常用 Y 系列三相异步电动机。选择电动机的容量工作机的有效功率为Pw=Fv/1000 =22001.1/10000.96=2.5kww从电动机到工作机传送带间的总效率为查表可知 =0.97， =0.98， =0.99， =0.971234圆柱齿轮传动 8 级精度的一般齿轮传动效率为 0.971带传动平带无压紧轮的开式传动效率为 0.98 2联轴器齿式联轴器效率为 0.993滑动轴承润滑正常效率为 0.97（一对） 4故 =0.970.980.990.970.970.894321电动机所需功率为 = = =dPwk89.052.确定电动机转速为=w min/i/241.3.6D0rrv电动机的选择：综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置紧凑，决定选用转速为 1000r/min 的电动机。根据电动机类型、容量和转速，查表选定型号为 Y132S-6,其主要性能如下表：电动机型号额定功率kw满载转速（r/min)堵转转矩最大转矩质量kg1.4 计算总传动比及分配各级传动比总传动比为 = =10.9imin8960rnw分配传动比 =33.6=10.8初定 =3， =3.6ii1.5 计算传动装置的运动和动力参数设计 V 带和带轮确定计算功率 cP查表得工作情况系数 =1.2,故 = =1.23=3.6kwAKcPdA选择 V 带类型根据计算功率 和主动轮转速 n1 故选用 A 型带。c确定带轮的基准直径 ，并验算带速d小带轮基准直径 过小，会便带来的弯曲应力增大，将地1带的使用寿命且带速也低。 min故选择 =106mm1d1d验算带速 smsv /3.56094.3/061 因为 5m/sv25m/s,故带速合适。确定大带轮直径 mid112 确定 V 带的中心距 a 和基准长度 dL当中心距缩小时传动较为紧凑，但是带长也会减小，在单位时间内带绕过带轮的次数增多，即带内应力循环次数增加，会降低带的寿命。 一般推荐确定中心距 0由式 2121 dd+7.0a0.7（108+315） 0（108+315）取 =550mmm846.290a计算带所需的基准长度 0L01d2d00 4)(+2+. 21 aL dd2 550+ 423+13.651781 选 dL=1800计算实际中心距 amad 592178-05200 额定转矩额定转矩Y132S-6 3 960 2.0 2.2 63验算小带轮包角 1oo1206438.5-03.57ad-1802o 计算带的根数 zcP=3.6 0=1.18 0P =0.11 =0.95K79.206.195.18.KL0 zc取 V 带的根数 z=3 根。计算初拉力 0F根据 A 型 V 带的的单位长度质量 q=0.10kg/m,所以 NqvzPQc 1573.095.23.651.25 22 计算作用在带轮轴上的压力 QFzFoQ 624sin72sin102.1 带轮、齿轮等传动件的设计计算由于传动功率，转速较高，载荷有较小冲击，又要求结构紧凑，故采用软面传动齿轮传动。 选择齿轮材料，确定许用应力。大、小齿轮材料都采用 40Cr，调质，小齿轮齿面硬度 280HBS,大齿轮齿面硬度 250HBS.，750MPaHlim170MPaHlim2，3Fli 89Fli 659.9.Hlim11HPa30700li2 M424.4.Flim11F 5a89li22 选用齿轮传动的精度等级和设计参数。由于软面齿轮传动，取小齿轮数 ，则 1z=3 21=76，大齿轮的1zi2齿数取 2=76，由于是运输机中用齿轮传动选择 7 级精度，要求齿面粗糙度 m。3.6Ra齿数比（即实际传动比）为 1.2761zu由于传动比相对误差 =10iu=0.2即 235，所以齿数选择106.3合理初选螺旋角 = ，参考表选齿宽系数 ，查表o 90.d选取计算系数 和 。4.12mA756d（3）计算小齿轮传递的转矩： mNnPT 3.8309.950110.97 为带的传动效率，0.96 为轴承的传动效率（4）按照接触面强度计算小齿轮分度圆直径，取载荷系数 K=1.421z76u=3.61 kw8.1min302rnNTK=1.4a=132.22mmnmbd605.239412.8kwinrnminr8n.6PmTAd 5.63061.90784.756HK322113 （5）协调设计参数，计算中心距： osua.1cos2.c1经过试算，取 a=150mm,保证模数是标准值，且螺旋角 在合适范围内。 mzsmn 06.3721s5021 取标准值 。n3计算螺旋角07.1452arcos)(cosa21 ）（zrn计算主要几何尺寸，计算分度圆直径 mzmdn05.237.14cos69.21齿宽 8.4690db取 621校核齿根弯曲强度，计算当量齿数 07.831.26.34cos121 UZvz从表查出的复合齿形系数,.4FSY.2FS由于09.458301.321 FSSY所以取 ,计算齿轮弯曲强度。1FSY齿轮弯曲强度条件所需要的模数为 mKTAmFSn 79.14209.03842z3321d 它小于设计结果 ，满足轮齿弯曲强度条件。n（7）选择齿轮的传动精度齿轮圆周速度为 V= m/s08.163295.4对照表选择齿轮传动为 7 级精度合适（8）绘制齿轮工作图以及小齿轮为侧齿顶圆直径为 95.70.1207.4cos32cosd2 annahzm采用实心式结构 2.2 轴的结构设计及计算.输入轴的结构计算选择轴的材料，确定轴的外伸段直径，轴的材料选 45钢，正火处理(200HBS)按照表中的 45 钢，C 的值取112。； min3201rnkw8.P mPCd 07.238.1.59 33336 考虑到轴的外伸段上开有槽，将计算轴径加大 510后，参照表取标准直径 。m2d单级斜齿轮减速器中，斜齿轮轮毂宽度 66mm,根据转矩确定输出轴外伸段的直径 。4轴上零件布置。输出轴系的主要零部件包括一对斜齿圆柱齿轮（对称布置在两支承中间）和皮带轮的安装在外伸段。为了便于轴上零件的装拆，采用阶梯轴结构。外伸段。根据外伸段 d=25mm,得皮带轮 L 为（1.52）d 取 L 为 50mm 外伸段与皮带轮之间用稍有过盈的过渡配合 作径向定位。用 A 型平键连接作轴向固定。皮带67kH轮的右侧采用轴肩作轴向定位。密封段。直径为 30mm,符合密封件采用毡圈要求的轴径规范，而且满足对右侧皮带轮的轴向定位轴肩高度h=(0.070.10)d=(0.070.10）30=1.752.5mm 的要求。考虑轴承透盖的轴向尺寸和透盖右端面与联轴器左端面有一定的间隔，取该段长度为 35mm。轴头段。直径为 42mm,直齿轮与轴头采用过盈配合作径向定位，用 A 型平键连接作轴向固定。左侧使67rH用轴环做轴向定位和固定，右侧采用套筒实现与右轴承的轴向定位和固定，为保证直齿轮的轴向定位可靠，取轴头段长为 63mm(比直齿轮毂宽度短 2mm)。左右两段轴颈安装深沟球轴承 30208 根据轴承孔径取轴颈直径 40mm,右轴颈长度为 41mm。根据 30208 轴承安装尺寸要求取轴环直径 50mm,同时满足直齿左侧的轴向定位轴肩高度要求。轴承内圈与轴颈用稍有过盈的过渡配合r6，实现周向定位与固定。计算长度。根据直齿轮宽度 66mm,轴承与箱体内壁之间间隔 10mm,直齿轮端面与箱体内壁之间间隔 10mm,求出输入轴的支承跨度为 L=142mm,同理求出右轴承点到外伸段点的距离为 80.5。.输入轴上斜齿轮机皮带轮的受力分析 输入轴上从动齿轮的受力分析，计算从动齿轮传递的转矩： mNPT 5.83620.15.9n105.9661 入入计算齿轮上所受的圆周力和径向力：NanFdTtrt 8.6401.tan.257359cos.cs.9645.8322t1a1 计算输出轴的支座反力和弯矩，图为轴的空间受力简图，输入轴支承跨度为 L=42mm,左右两个支座分别为 A 与 B斜齿轮对称布置在输出轴支承跨度的中点 C，输入轴右侧悬臂计算长度为 L=85mm.斜齿轮圆周力 作用在水平面上（使轴在 H 面上产生1tF弯曲变形）其上支座反力为 NRtBHA 5.286.5732如图所示，画出水平弯矩图,C 处的水平弯矩（在集中力作用处，弯矩图发生转折）为 mlMAHC .9134.1斜齿轮径向力 作用在垂直面上（使轴在 V 面上产生rF弯矩变形）根据轴系力矩的平衡条件（顺时针的力矩为负，逆时针的力矩为正)有 021)a( 1dFllRLaAVQB得到垂直面上 A 支座的反力简图（d）为 NlFRarAV 49.1852)(11又知垂直面上 B 支座的反力与垂直面上 A 支座的反力相等即垂直面上 B 支座的反力为01QrVAY )(7649.18526.951 mNFRRQrBV 画出垂直弯矩图得 C 处左右侧的垂直弯矩相等，则 NllMQAVCV 159)248(96214.85a计算 C 左右两侧的合成弯矩： mCVH 48276022C 处左右侧的垂直弯矩为。)m(53962147cv NLRMBV注：在集中力偶作用下的 C 处，弯矩图发生突变弯矩图值变为 集中)(2087)1(CV 力偶 ，可见轴 C.9325.64821dFa 处弯矩突变值等于集中力偶的大小， （其中微笑的差别是由于计算过程中的舍入误差造成的） ，说明垂直面的外力和内里计算结果正确。合成弯矩图见。计算 C 处左右两侧合成弯矩)m(9150369142)(2222 NMCVHCV可见 C 处右侧的合成弯矩 较大，合成弯矩输出轴在 CD 段承受的弯矩等于它的传递的转矩，扭转图见图。mNT835621计算危险截面的当量弯矩，由当量弯矩图可见，C 处是危险截面，取扭矩校正系数 =0.6mNMce 10536826.09221计算 C 处的需要轴径 ，参照表得到 45 钢正火cd（200HBS)的轴在对称循环状态上的许用应力，按照式有Pa54w1- mdec 9.26541.03.031- 由于 C 处开在 1 个键槽（直齿轮用平键连接作周向固定） ，故将直径增大到 5%后得到 28.2mm,它小于该处直径42mm,故轴的弯扭组合强度足够。输出轴工作图 .输出轴的结构计算 根据 ，2.68kwPkw2.680.912 nminr2选择轴的材料，确定轴的外伸段直径，轴的材料选 45钢，正火处理(200HBS)按照表中的 45 钢 C 的值取 112。按照扭转强度估算轴的最小直径的公式为 mPd 3586.21n2.01593336 考虑到轴的外伸段上开有槽，将计算轴径加大 710后，参照取标准直径 （符合弹性柱销联轴40d器要求的轴径规范） 。输出轴的结构设计单级直齿轮减速器中，直齿轮毂宽度 58mm,根据转矩确定输出轴外伸段的直径 d=112mm。输出轴系的主要零部件包括一对直齿轮（对称布置在两支承中间）和联轴器的安装在外伸段。为了便于轴上零件的装拆，采用阶梯轴结构。外伸段。选用弹性销联轴器，因此外伸段长度为1985041243GBYAHL112mm,外伸段与联轴器的左侧采用轴肩作轴向定位。密封段。直径为 48mm,符合密封件采用毡圈，而且满足对右侧联轴器的轴向尺寸和透盖右端面与联轴器左端面有一定的间隔，取该段长度为 60mm。轴头端。直径为 71mm,斜齿轮与轴头采用过盈配合作径向定位，用 A 型平键连接作轴向固定。左侧使67rH用轴环做轴向定位和固定， ，为保证直齿轮的轴向定位可靠，取轴头段长度为 58mm(比直齿轮轮毂宽度短 2mm)。左右两端轴颈。安装深沟球轴承 30312 根据轴承孔径取轴颈直径 60mm,右轴颈长度为 25mm,左轴颈长度 25mm，根据 30312 轴承安装尺寸要求取轴环直径 85mm，同时满足直齿轮左侧的轴向定位轴肩高度要求。轴承内圈与轴颈采用稍有过盈的过渡配合 k6,实现周向定位与固定。计算长度。根据直齿轮宽度 76mm。轴承与箱体内壁之间间隔 10mm，直齿轮端面与箱体内壁之间间隔 10mm，求出输出轴支承跨度为 L=122mm,同理求出右轴承支承点到外伸段中点的距离为 127mm.输出轴的校核 输出轴上直齿轮的受力分析，计算从动齿轮传递的转矩： mNPT 290846.105.9n105.962计算齿轮上所受的圆周力和径向力： )(34.6207.14tan2.75tan980cos.cs.324822 NFdatrt 计算输出轴的支座反力和弯矩，图（a)为轴的空间受力简图，输出轴支承跨度为 L=103mm,左右两个支座分别为A 与斜齿轮对称布置在输出轴支承跨度的中点 C，输出轴右侧悬臂计算长度为 L=112mm.斜齿轮圆周力 作用在水平面上（使轴在 H 面上产生2tF弯曲变形）其上支座反力为 NRtBHA 6.137.452如图（b) 所示，画出水平弯矩图（图 c),C 处的水平弯矩（在集中力作用处，弯矩图发生转折）为 mlMAHC 4.20.2斜齿轮径向力 作用在垂直面上（使轴在 V 面上产生rF弯矩变形）根据轴系力矩的平衡条件（顺时针的力矩为负，逆时针的力矩为正)有 02a2ldlRrAVB得到垂直面上 A 支座的反力简图（d）为 NlFrAV 2.431035.6982a2 由轴系力的平衡条件 的到垂直面0rFRYBVA上 B 支座的反力为)(2.17.24398r NRFAVV）（画出垂直弯矩图（e ）得 C 处左右侧的垂直弯矩相等，则C 处右侧的mlMAVC .510.243垂直弯矩力为 )(8.63.7NLRBVC 注：在集中力偶作用的 C 处，弯矩图发生突变，弯矩图突变值为集中)(6.7241).15(8.603mMCV 力偶 可见，轴3242NdFaC 处弯矩突变值等于集中力偶的大小（其中微笑的差别是由于计算过程中的舍入误差造成的） ，说明垂直面的外力和内里计算结果正确。计算 C 左右两侧的合成弯矩： )(87516037495)8.12(4.63722mNMCVHCV C 处左右侧的合成弯矩相等，合成弯矩图见（f） 。可见，C 处右侧的合成弯矩 较大，合成弯矩图在后。输出轴在 CD 段承受的弯矩等于它的传递的转矩，扭转图见图（g） 。mNT29084计算危险截面的当量弯矩，由当量弯矩图可见，C 处是危险截面，取扭矩校正系数 =0.6mNMce 1953220846.751222计算 C 处的需要轴径 ，参照表得到 45 钢正火cd（200HBS)的轴在对称循环状态上的许用应力，按照式（14-5）有Pa54w1- mdec 07.3541.92.0331- 由于 C 处开在 1 个键槽（直齿轮用平键连接作周向固定） ，故将直径增大到 5%后得到 41.6mm,它小于该处直径66mm,故轴的弯扭组合强度足够。输出轴工作图2.3 轴承的选择及计算斜齿轮的的主要几何尺寸和受力分析 min320,8.,20,7.14,95.6d1 rkwP根据轴的设计得 NFa6斜齿轮的圆周力 在水平 H 面内tFNFFRNRHBVAV HH 7.12865.1284, 5.6.6rv2r2r11 r2vr2vrrv11 查表 30208 轴承的性能参数，按照圆锥滚子轴承 30208 确定有关参数基本额定载荷 判断,4030Corr和参数 e=0.37 轴向载荷系数 Y=1.6计算轴承的轴向载荷 ，根据表的到轴承的内部2a1F和轴向力 为和 21SNSFYFa2.139657.40.82.9.1rr2.计算轴承的当量动载荷 21P和 NFYXPYXearrar 2.658.1396.71284.0740.3.71289 0137.0465221 221 所 以 ，查 表 ，查 表由 于3.计算轴承寿命 hL由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承计算轴承的寿命圆锥滚子轴承的寿命指数 ，查表310取温度系数 ，载荷系数 根据公式计算轴承0.1tf 5.1pf寿命 hPfCnLprt 0)2.685.3()(60062h 要求的寿命为 1792,517948所以，选用 30208 轴承满足工作能力要求。输出轴滚动轴承的设计及计算；minr82n kw68.2P1207.4051.3d，根据对轴承的设计的斜齿轮的圆周力 再水平面 H 面内tFNFFRNRvrHrr vrBVvrvrAVvr HHHH 9.17032.6.123764.,.4,2211 2211 ）（试选 30212 进行计算。30212 轴承的负载荷能力查表得到它的基本额定动载荷 ,基本额定静载荷Cr0,判断参数 e=0.4，轴向载荷系数 Y=1.5NCr130计算轴承的轴向载荷计算轴承的轴向载荷 ，根据2a1F和表的到轴承的内部轴向力 为和 21SNSFYFSa8.10429.567.34.0.1221r2r12.计算轴承的当量动载荷 21P和NFYXPYXearrar 8.2346.105.91734.026.9173804 014.03.26221 21 所 以 ，查 表 ，查 表由 于4.计算轴承寿命 hL由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承计算轴承的寿命圆锥滚子轴承的寿命指数 ，查表310取温度系数 ，载荷系数 根据公式计算轴承寿0.1tf 5.1pf命 hPfCnLprt 470)8.236.(6)(026h 要求的寿命为 192,51980所以，选用 30212 轴承满足工作能力要求。 输入轴键的选择带式运输机输入轴径为 25mm，选择 mmBTG 3.,0.44078109 皮 带 轮 的 键 槽 深 度 为， 轴 的 键 槽 深 度 为键 安装齿轮处的键的选择由于安装齿轮处轴径为 42mm,选择，轴的键槽深度为 5.0mm,齿轮的562键键槽深度为 3.3mm输出轴键的选择安装联轴器处的键的选择由于安装联轴器处的轴径为 40mm,选择轴的键槽深度为 5.0mm，齿轮的,9081209BTG键键槽深度为 3.3mm安装齿轮处的键的选择由于安装齿轮的轴径为 71mm,选择，轴的键槽深度为 7.5mm,齿mBTG501209键轮的键槽深度为 4.9mm 输出轴联轴器的校核带式运输机输出轴所用的联轴器为弹性柱销联轴器型号 1985041243GBYHLA联轴器用来连接两轴并且传递转矩，因此它的计算转矩 不能超过联轴器型号的公称转矩 即：CTnTnKTC其中 K 是载荷系数，用以考虑工作过程中的过载启动制动和惯性力矩等的影响查表的 K=1.8， 是联轴器与nT离合器的公称额转矩 mN输出轴传递的功率为 P=2.68kw,转速为 mi8rT8.2906.95所 以 选 择 查 表 的 nnTNTK Cc ,630,53.8.1合适19804243GBYHLA 输入的轴端挡圈的选择联轴器处的轴径为 25mm,选择 89132TGBD=32,H=5,L=10,d=6.6, 13,2.d1D螺钉 M6 16,圆柱销 A3 12 输出轴的轴端挡圈的选择皮带轮处轴径为 40mm,选择 89150TGBD=50， H=5， L=12， d=6.6, 13,2.d1D螺钉 M6 16,圆柱销 A3 12指 导 教 师 评 语签名：年 月 日课程设计任务完成清单说明书： 份 共 页；图 纸：共 张，其中装配图 张，零件图 张；电子文档：文